Дипломная работа: Измерение, контроль, диагноз и устранение колебаний ротационных машин

Рисунок 1.16 – Монтирование датчика к турбокомпрессору

В случае необходимости контроля колебаний отдельных машин в немногих точках измерения, как, например, вентиляторов, центрифуг и малогабаритных турбин, самое рентабельное решение предоставляют одно или двухканальные виброконтрольные приборы. Данные приборы жесткой конструкции включают в себя всю систему контрольной электроники с измерительным усилителем, реле предельных значений и блоком питания напряжением.

Большие машинные агрегаты, как турбоагрегаты на электростанциях и турбокомпрессоры требуют контроля колебаний на многочисленных опорных точках (Рисунок 1.7). Кроме колебаний, часто и следует проводить контроль других, важных для эксплуатации машины, измеряемых величин, как например:

a) относительных колебаний валов

b) абсолютных колебаний подшипников

c) осевых и радиальных смешений валов

d) эксцентриситета вала ротора

e) относительного удлинения вала

f) абсолютного расширения кожуха

g) числа оборотов

h) температуры

i) положения клапана

Рисунок 1.17 – Измеряемые величины и точки измерений для контроля парового турбоагрегата в 450 МВт

Решению таких задач способствует применение модульных контрольных установок, которые можно собирать из любых модулей в любом объеме, приспосабливать к каждой измеряемой величине и оснащать требуемыми для конкретной машины элементами

1.3 Диагноз колебаний машин

Если колебания машины превышают допустимые предельные значения, необходимо выяснить причины такого явления. Только если причины и возбудители колебаний известны, возможно, систематическое подавление этих колебаний.

Операции измерения и контроля дают возможность количественного описания вибрационной характеристики (рисунок 1.18). Качественное описание состава или причин и возбудителей колебаний машин возможно только после проведения диагноза колебаний, причем частотный анализ играет главную роль.

Рисунок 1.18 – Мероприятия для диагноза колебаний и систематического подавления колебаний машин

Частотный анализ – при частотном анализе смесь колебаний машин определяется с помощью вибродатчиков и путем измерительной техники разлагается на гармонические составляющие. Иными словами: Осуществляется анализ Фурье, результатом которого является определение всех возникающих частот колебаний с соответствующими амплитудами.

На рисунке 1.19 показан типичный пример механических колебаний электродвигателя. В верхней диаграмме показана вся смесь возникающих на поверхности машины колебаний в зависимости от времени. С помощью частотного анализа обнаруживается, что данная смесь колебаний состоит из трех дискретных колебаний. Первая составляющая смеси колебаний встречается с частотой в 25 Гц, что соответствует частоте вращения электродвигателя. Следовательно, причиной возникновения этой составляющей колебаний является дисбаланс электроякоря. Вторая составляющая колебаний встречается с частотой в 4 Гц. Причиной возникновения этой составляющей является приводимый ременным шкивом ремень, который в данном случае вращается с частотой в 4 Гц. Третья составляющая колебаний имеет частоту в 100 Гц и является типичной для машин переменного напряжения. Во время каждого периода сетевого напряжения магнитное поле электрической машины дважды перемагничивается, вследствие чего в статоре возникают переменные силы с двойной сетевой частотой, которые в свою очередь возбуждают листовые элементы статора к колебаниям с частотой f = 100 Гц.

Одновременное возникновение трех гармонических составляющих колебаний приводит к показанной в диаграмме вибрационной характеристике. Даже этот простой пример уже показывает, что только частотный анализ обеспечивает интерпретацию колебаний и точную идентификацию возбудителей колебаний. Нижеприведенный рисунок ясно показывает преимущества частотного анализа при подавлении колебаний машин. Изображены результаты частотного анализа в масштабе частоты, проведенного для строгального станка для дерева. В диаграмме указана виброскорость отдельных колебаний подшипников в зависимости от частоты. Для наглядности на обе оси нанесено логарифмическое деление.

При оценке частотного анализа необходимо исходить из того, что каждая вращающаяся и осциллирующая деталь машины генерирует колебания преимущественно с ее частотой движения. Причиной этого у роторов в большинстве случаев является дисбаланс, а у осциллирующих деталей – не полностью уравновешенные массовые силы. С помощью определяемого спектра частот и чертежа машины можно определять, какие составляющие колебаний машины принадлежат к отдельным движущимся массам машины, т.е. определяются возбудители колебаний (рисунок 1.20).

Рисунок 1.19 – Колебания электродвигателя

В настоящем примере (рисунок 1.20) частота вращения приводного ремня составляет 10 Гц. При каждом повороте стык ремня возбуждает ременный шкив приводного двигателя и ременный шкив шпинделя к колебаниям, частота которых составляет 10 Гц и 20 Гц (т.е., двойная частота). Составляющая колебаний с максимальной скоростью имеет частоту в 24,9 Гц, которая точно соответствует частоте вращения ременного шкива. Следовательно, можно делать вывод: дисбаланс ременного шкива.

Другие частоты могут вызываться соседним, установленным на том же фундаменте фрезерным станком, дисбалансом строгального инструмента, подшипниками качения и 4-мя находящимися на строгальном инструменте со смещением на 90° друг относительно друга ножами.

При таком спектре частот машины подавление колебаний просто. Сначала определенные составляющие колебаний устраняются на вибровозбудителях, генерирующих колебания с высокой скоростью, так как они оказывают особенно сильное влияние на плавность хода. Следовательно, в данном примере, прежде всего, требуется устранение дисбаланса ременного шкива приводного двигателя и инструмента машины.