Назначение и возможности систем вибрационного мониторинга и диагностики роторного оборудования

При определении "нормального состояния" оборудования возможно использование двух методов:

• принятие в качестве критериев "нормального состояния" данных замеров контролируемых параметров на новом (только что смонтированном) оборудовании или после его капитального ремонта, в обоих случаях, разумеется, после обкатки и приработки (исходное состояние);

• определение в качестве критериев "нормального состояния" среднестатистических величин контролируемых параметров, полученных при обработке данных некоторого количества периодических измерений (для агрегатов, работающих в стационарном режиме количество необходимых измерений обычно шесть и более) при работе агрегата в заведомо работоспособном состоянии (средне--нормальное состояние).

Рис. 2.17 Схема сбора данных для расчета средненормальнного уровня вибрации и допустимых значений вибрации различных состояний.

Большинство стандартов, регламентирующих допустимые значения вибрации, основаны на статистической обработке достаточно большого количества данных по самым разнообразным типам оборудования различными исследовательскими группами. При этом в них определена схожая градация по классам состояния на основе уровней в 4, 8, ... дБ (соответственно, примерно 1.6, 2.5, ... раза). Эти относительные величины и принято использовать в качестве разделительных границ для сигнализации по степеням вибросостояния оборудования (нормальное, допустимое, ограниченно -- допустимое, предельное состояния).

Граница нормального состояния определяется обычно на 4 дБ выше исходного (или средне -- нормального), или по сумме средне -- нормальной величины и дисперсии, взятой с некоторым коэффициентом.

Выбор того или иного типа определения границы нормального состояния зависит от статистического разброса данных замеров.[3]

2.17 Методика определения допустимых значений вибрации и частотные полосы

При обработке экспериментальных данных (для получения упорядоченных статистик значений вибраций в предположении, что одинаковые компоненты колебаний одних и тех же подшипников однотипных агрегатов принадлежат соответственно единым генеральным совокупностям) для формирования сводных протоколов значений параметров в базе данных выбирались группы агрегатов со сходными техническими характеристиками и одноименные измерительные точки.

В первую очередь из данных, предназначенных для анализа, были исключены вызывающие сомнение в их достоверности. Для проверки компактности выборки, характеризующей достоверность статистических выводов, и исключения из дальнейшей обработки резко выпадающих данных, связанных с ненормальной работой отдельных исследованных агрегатов, целесообразно использовать критерий грубых ошибок наблюдений при допущении, что полученный экспериментальный ряд значений вибраций (выборка) подчиняется нормальному законы распределения, при этом верхнюю границу допустимых результатов измерений можно определить из выражения

хмакс = хср + sqq,n

где хср -- среднее арифметическое результатов измерений; s -- дисперсия результатов измерений; qq,n -- квантиль распределения величины, взятый из таблиц для уровня 99% (qq,n =3).

Расчеты и анализ проверки компактности выборки осуществлялись в автоматизированном режиме с применением программ "Master Trend" фирмы CSI и обработки статданных, разработанной СП "Дельфин--Диагностика". При этом была исключена возможность ошибок при ручных расчетах, и реализовывалась возможность редактирования исходных данных в ручном режиме (например, исключать данные соответствующие измерениям на агрегатах, работающих не в нормальных условиях или вызывающих сомнение в их достоверности) и выводить итоговый протокол расчета. Программа проводила расчеты по приведенной выше формуле в автоматическом режиме, и при этом на экран выводились значения по соответствующим данным: среднего арифметического, дисперсии, суммы среднего арифметического и утроенной дисперсии, уровней +4, +8 и +12 дБ относительно среднего. После окончания работы программы проводилась ручная корректировка данных.

В приведенном ниже примере (см. таблицы 2.4. и 2.5.) произведено исключение вызывающих сомнение данных и расчет предварительных допустимых значений вибрации по данным измерений вибрации магистральных насосных агрегатов (НА) СТД-8000/НМ--12000 двух нефтеперекачивающих станций (НПС) для измерительных точек V1 (задний подшипник электродвигателя, вертикальное направление).

Таблица 2.4

Измерение	Параметр
	СКЗ	Пар. 1	Пар.2	Пар.3	Пар.4	Пар.5	Пар.6
НПС 1
НА1-V1-20.03.95-16:32	3.807	0.738	2.691	0.409	0.623	2.443
НА1-V1-11.04.95-15:47	4.812	0.651	2.716	0.633	3.101	1.383	6.156
НА1-V1-26.10.95-10:26	6.263	0.129	4.837*	1.315	3.77	0.085	7.375
HA4-V1-20.03.95-16:52	2.422	0.512	1.786	1.011	0.293	1.067
HA4-V1-11.04.95-16:22	4.49	0.496	1.432	0.648	3.696	1.017	3.219
HA4-V1-30.05.95-13:59	2.827	0.332	1.873	1.178	1.451	0.881	1.875
НА4-V1-20.06.95-12:59	2.51	0.233	1.935	0.936	1.098	0.58	1.688
НА4-V1-02.07.95-12:48	4.525	0.409	1.935	0.98	3.721	0.924	3.266
HA4-V1-24.07.95-14:33	2.923	0.194	1.997	1.774	0.874	0.682	2.078
HA4-V1-20.10.95-15:26	2.541	0.2	1.935	0.471	1.017	1.141	1.914
HA4-V1-30.10.95-14:20	2.348	0.15	1.898	0.484	0.961	0.85	1.688
HA4-V1-13.11.95-13:15	4.32	0.245	2.022	0.623	3.473	0.924	1.555
НА4-V1-08.12.95-05:30	3.061	0.276	1.687	0.251	1.873	1.6	2.078
НПС 2
НА4-V1-20.03.95-15:42	2.785	1.525*	1.104	0.812	0.881	1.575
НА4-V1-11.04.95-14:29	3.67	0.515	2.406	0.747	1.271	2.084	0.563
НА4-V1-30.05.95-14:08	4.56	0.419	3.001	0.305	0.626	3.299	1.242
HA4-V1-02.06.95-14:19	3.605	0.899	1.898	0.592	2.294	0.732	3.906
HA4-V1-31.10.95-14:52	5.485	0.667	2.195	0.38	3.721	3.175	1.555
Среднее арифм. (хср)	3.719	0.477	2.186	0.752	1.930	1.357	2.677
Дисперсия (s)	1.112	0.331	0.779	0.381	1.252	0.851	1.812
Верхняя граница (хмакс)	7.056	1.472	4.524	1.898	5.687	3.913	8.114

В таблице 2.4. вызывают сомнение в достоверности данные помеченные *, поскольку они превышают уровень среднего арифметического плюс утроенная дисперсия. После их удаления можно получить исходные данные, которые могут использоваться для дальнейшего статанализа или определения состояния агрегата.

Анализ улучшенных таким образом выборок показывает, что их совокупность достаточно хорошо подчиняется нормальному закону распределения.

Установление близости совокупности измеренной вибрации одинаковых опор однотипных агрегатов нормальному распределению существенно облегчило оценку полученных результатов. Известно, что при нормальном распределении среднеквадратическое отклонение у характеризует границу отклонения не менее 2/3 измеренных значений, а согласно теореме Чебышева при достаточно большом числе независимых опытов среднее арифметическое значение наблюдаемых случайных величин сходится по вероятности к ее математическому ожиданию. Поэтому в основу дальнейшего анализа было положено рассмотрение математических ожиданий значений параметров однокомпонентной вибрации одинаковых опор (штатных контрольных точек) однотипных агрегатов и их дисперсий.

Таблица 2.5

Измерение	Параметр
	СКЗ	Пар.1	Пар.2	Пар.3	Пар.4	Пар.5	Пар.6
НПС 1
НА1-V1-20.03.95-16:32	3.807	0.738	2.691	0.409	0.623	2.443
НА1-V1-11.04.95-15:47	4.812	0.651	2.716	0.633	3.101	1.383	6.156
НА1-V1-26.10.95-10:26	6.263	0.129		1.315	3.77	0.085	7.375
НА4-V1-20.03.95-16:52	2.422	0.512	1.786	1.011	0.293	1.067
НА4-V1-11.04.95-16:22	4.49	0.496	1.432	0.648	3.696	1.017	3.219
HA4-V1-30.05.95-13:59	2.827	0.332	1.873	1.178	1.451	0.881	1.875
HA4-V1-20.06.95-12:59	2.51	0.233	1.935	0.936	1.098	0.58	1.688
НА4-V1-02.07.95-12:48	4.525	0.409	1.935	0.98	3.721	0.924	3.266
HA4-V1-24.07.95-14:33	2.923	0.194	1.997	1.774	0.874	0.682	2.078
HA4-V1-20.10.95-15:26	2.541	0.2	1.935	0.471	1.017	1.141	1.914
HA4-V1-30.10.95-14:20	2.348	0.15	1.898	0.484	0.961	0.85	1.688
HA4-V1-13.11.95-13:15	4.32	0.245	2.022	0.623	3.473	0.924	1.555
НА4-V1-08.12.95-05:30	3.061	0.276	1.687	0.251	1.873	1.6	2.078
НПС 2
HA4-V1-20.03.95- 15:42	2.785		1.104	0.812	0.881	1.575
НА4-V1-11.04.95-14:29	3.67	0.515	2.406	0.747	1.271	2.084	0.563
НА4-V1-30.05.95-14:08	4.56	0.419	3.001	0.305	0.626	3.299	1.242
HA4-V1-02.06.95-14:19	3.605	0.899	1.898	0.592	2.294	0.732	3.906
HA4-V1-31.10.95-14:52	5.485	0.667	2.195	0.38	3.721	3.175	1.555
Среднее арифм. (хср)	3.719	0.415	2.030	0.752	1.930	1.357	2.677
Дисперсия (а)	1.112	0.219	0.453	0.381	1.252	0.851	1.812
Верхняя гр. (xмакс,tв= 1,5)	5.387	0.744	2.71	1,323	3,808	2,634	5.395
Верхняя гр. (хмакс,tв = 2)	5,943	0.853	2.936	1,514	4,434	3,059	6.301
Верхняя гр. (xмакс,tв = 3)	7.056	1.074	3.391	1.898	5.687	3.913	8.114
xСР + 4 Дб:	5.895	0.658	3.217	1.193	3.059	2.152	4.243
xCР + 8 Дб:	9.336	1.043	5.095	1.889	4.844	3.408	6.719
xCР + 12 Дб:	14.80	1.654	8.079	2.995	7.682	5.404	10.65

Для определения точности, с которой эти оценки отражают искомую статистическую характеристику, следует определить верхние границы доверительного интервала оценок:

Xмакс = XСР + tву,

где хср -- среднее арифметическое результатов измерений; а -- дисперсия результатов измерений; tв -- число квадратических отклонений, которое нужно отложить вправо от центра рассеивания для того, чтобы вероятность попадания в полученный интервал значений была равна в. При подсчетах выбиралась доверительная вероятность в = 0,95 и в = 0,85, чему соответствовало t в примерно равно 2 и 1,5.

Сопоставление верхней границы доверительного интервала и распределения частот встречаемости вибраций опор по каждому компоненту колебаний однотипных агрегатов показало, что подавляющее большинство значений вибраций находятся в границах доверительного интервала.

Таким образом были использованы два способа определения допустимых значений вибраций в частотных полосах:

• превышение 85% --ной (требует принятия мер, "предупреждение") и 95% -- ной (предельное состояние, "опасность") границ совокупности данных;

* превышение среднего уровня вибрации на 4 и 8 дБ.

Оба способа направлены на то, чтобы выделить 5 и 15 % всей совокупности данных измерений вибрации, отражающих наивысшую вибрацию агрегатов, хотя необходимо понимать, что приблизительность критериев отбора в дальнейшем корректировалась в каждом отдельном случае в зависимости от конкретных нужд.

Все спектры, по одноименным измерительным точкам, отображались по 40 гармоникам частоты вращения ротора для определения зон наибольшей гармонической активности. Было подтверждено, что с увеличением номера гармоники амплитудная активность уменьшается, см. рис. 2.18.

Рис. 2.18. Наложенные друг на друга 189 спектров насосов 14--и однотипных ЦНА с подшипниками скольжения и частотой вращения ротора 50 Гц.

Вибрация анализировалась отдельно по каждому узлу различных типов агрегатов (ЭД, насос, мультипликатор, компрессор, насос, вентилятор) и направлению измерения (вертикальное, горизонтально -- поперечное и горизонтально -- осевое).

Поскольку с увеличением номера гармоники виброактивность уменьшается к 10 гармонике в среднем в 10 и более раз (по отношению к первой) и после 10--15 гармоники, в основном, остается неизменной (кроме случаев с дефектами в редукторах и подшипниках качения), именно этими частотными полосами и был ограничен анализ:

• СКЗ виброскорости в полосе частот 2 Гц ... 40 fг (индекс Ve);

• СКЗ виброскорости в низкочастотной области (область 2 Гц ... 0,9 fr), (индекс S);

• СКЗ виброскорости в полосе частот, включающей каждую из первых десяти гармоник частоты вращения ротора ([n --0,5...n + 0,5]fr, где n -- номер гармоники), (индексы 1,2,3,4,5,6,7,8,9,10);

* СКЗ виброскорости в полосе частот, включающей с 1 по 5 гармоники частоты вращения ротора (0,5...5,5 fr), (индекс 1--5);

• СКЗ виброскорости в полосе частот, включающей с 6 по 10 гармоники частоты вращения ротора (5,5...10,5 fr), (индекс 6--10);

• СКЗ виброскорости в полосе частот, включающей с 11 по 40 гармоники частоты вращения ротора (10,5...40 fr) (индекс 11 -- 40).

При анализе было установлено, что у большинства исследованных типов агрегатов и их узлов наблюдаются разные уровни вибрации опор по разным направлениям, а также существуют различия в гармонической активности. Кроме того вибрации узлов с одинаковой мощностью и частотой вращения также различается.

Рис. 2.19. Пример гармонического состава вибраций группы электродвигателей одного типа.

В качестве примера на рис. 2.19. приведены границы распределения вибраций свыше 85% ("предупреждение") и 95% ("опасность") совокупности данных измеренных на 80 асинхронных ЭД мощностью 150...250 кВт с подшипниками качения. Налицо существенные отличия границ -- как по гармоникам, так и по направлению измерения. Можно отметить существенную виброактивность в горизонтально -- осевом направлении.

На рис. 2.20. приведены (усредненные по трем направлениям измерений вибрации на корпусе подшипника) границы распределения вибраций свыше 85% ("предупреждение") и 95% ("опасность") сходных по конструктивным (примерно одинаковые подшипники, муфты и др.), эксплуатационным и мощностям характеристикам групп центробежных компрессоров (1), асинхронных электродвигателей (2) центробежных насосов (3), воздушных вентиляторов(4) расположенные в порядке возрастания значений вибротревог. Очевидно, что величина граничных значений существенно зависит от типа агрегата.

Анализ вибрации позволил установить, как повышенный уровень колебаний отдельных опор в определенных направлениях у однотипных агрегатов, так и неравномерное распределение вибрации в различных направлениях у различных типов агрегатов: это событие достаточно распространенное, хотя и не является правилом. Во многих случаях статистический анализ данных показывает, что уровень вибрации в вертикальном направлении несколько меньше чем в горизонтальном, а осевая вибрация у большей части электродвигателей вентиляторов и самих вентиляторов в большинстве случаев преобладала над вертикальной и горизонтальной, чего не наблюдалось у ЦКМ.

Рис. 2.20. Пример усредненного по направлениям гармонического состава вибраций группы центробежных компрессоров (1), асинхронных электродвигателей (2) центробежных насосов (3), воздушных вентиляторов(4).

У агрегатов с подшипниками качения виброактивность в области шестой и более высоких гармоник частоты вращения ротора несколько ниже, чем у агрегатов с подшипниками скольжения.[3]

2.17.1 Некоторые выводы

Статистический анализ показал, что не существует единственного набора критериев оценки состояния оборудования, подходящего не только для класса оборудования (например, одинакового для центробежных агрегатов: для компрессоров, насосов или вентиляторов со сходными мощностными характеристиками и частотой вращения ротора), но даже для типа (например, для различных типов вентиляторов: воздуходувок и дымососов; для различных типов насосов: многоступенчатые или одноступенчатые) и направления измерения вибрации (вертикальное, горизонтальное, осевое). Из -- за различий в конструкции и эксплуатации каждый агрегат имеет свою собственную, несколько отличную от других, характеристику.

Предельные значения при распознавании состояния оборудования могут быть рассчитаны индивидуально для одноименных штатных измерительных точек агрегата, подшипниковых опор, общие по типу агрегата, по группам агрегатов (например, рассортированным по степени их вибронапряженности) или для всего обслуживаемого парка машин. Большая степень "индивидуализации" предельных значений увеличивает чувствительность системы мониторинга, но и лавинообразно увеличивает трудозатраты на их расчет и внесение изменений в базу данных.

Другими словами, применяя индивидуальный набор критериев и предельных значений для оценки состояния агрегата на каждой измерительной точке можно максимально повысить чувствительность системы мониторинга к изменению состояния оборудования, но при этом выполнять огромный объем работы по статобработке виброданных, дополнительным виброизмерениям, описанию и изменению в базе данных параметров анализа и уровней тревог, съедающий львиную долю рабочего времени. В условиях производства этот путь в большинстве случаев нецелесообразен. Другая крайность -- применение единого (единственного) набора критериев и предельных значений для оценки состояния всего парка оборудования предприятия. В этом случае чувствительность системы мониторинга к изменению вибросостояния агрегата хотя и выше, чем при оценке состояния агрегата по общему уровню вибрации, но неоптимальна.

Каждый специалист, исходя из специфики предприятия и собственного опыта, должен выбирать компромиссное решение между трудозатратами на выполнение работ по статобработке виброданных, коррекцией в базе данных критериев, частотных полос и предельных значений с одной стороны, и чувствительностью системы к изменению состояния оборудования с другой.

При развертывании системы вибромониторинга на предприятии или расширении системы на неохваченные мониторингом агрегаты возникает необходимость предварительного выбора критериев, частотных полос и предельных значений в полосах. Приведенное выше исследование имело целью оптимизацию критериев, количества частотных полос предельных значений на начальном этапе вибромониторинга на предприятии.[3]

2.18 Частотные полосы вибрации при организации вибромониторинга

С точки зрения авторов, основанной на приведенном выше исследовании, при выборе критериев и частотных полос для мониторинга состояния роторных агрегатов на начальном этапе (при развертывании системы вибромониторинга) рекомендуется пользоваться данными, приведенными в таблице 2.6. (сокращения: ПС -- подшипник скольжения, ПК -- подшипник качения).

Таблица 2.6

Тип оборудования	Частотный диапазон измерений виброскорости, Гц
	МРИ по проведению вибродиагностических измерений ЦКМ и ЦНА предприятий МНХП СССР	Рекомендации Electric Power Research Institute, USA
Центробежные компрессора
Электропривод, ПС	10...1000	2...10fr
Электропривод ПК	10...1000	2...5fв (или 50fr)
Компрессор, ПС	10...5000	2...fл (или 2fл)
Мультипликатор, ПС	10...5000	2...fnz
Центробежные насосы
Электропривод, ПС	10...1000	2...10fr
Электропривод ПК	10...1000	2...5fв (или 50 fr)
Насос, ПС	10...5000	2...10fr или 2... fл
Насос, ПК	10...5000	2...5fв (или 50fr)
Центробежные вентиляторы
Электропривод, ПС	-	2...10fr
Электропривод, ПК	-	2...5fв (или 50fr)
Вентилятор, ПС	-	2...10fr или2... fл
Вентилятор, ПК	-	2...5fв (или 50fr)
Все агрегаты, пиковое значение виброускорения, ар	-	1000... 10000 (20000)

Для мониторинга вентиляторов, компрессорных и насосных агрегатов с частотой вращения ротора 25...50 Гц и подшипниками скольжения оптимально проводить в частотной полосе с нижним пределом измерений виброскорости 2 Гц (при применении вибродатчиков со щупами от 10 Гц) и верхним пределом, соответствующим либо 10 гармонике частоты вращения ротора, либо лопаточной частоте, в зависимости от того, какое из этих значений больше, либо требованиям РДИ.

Для мониторинга агрегатов с подшипниками качения верхний предел частотного диапазона измерений виброскорости рекомендуется выбирать приблизительно в пять раз больший, вычисленной частоты дефекта внутреннего кольца подшипника. В большинстве случаев он лежит ниже 50 --й гармоники частоты вращения ротора и позволяет включать в анализируемую полосу различные гармоники всех частот дефектов подшипника, либо требованиям РДИ.

Внутри этих интервалов определяют различные частотные полосы, в зависимости от конструктивных особенностей агрегата.

Для всех без исключения агрегатов следует контролировать пиковое значение виброускорения в диапазоне 1000... 10000 (по возможности 20000) Гц.

Количественные предельные значения интенсивности вибрации опор (подшипниковых щитов) роторных агрегатов.

С диагностической точки зрения очевидно, что оптимальным состоянием при эксплуатации агрегатов является отсутствие вибрации опор подшипников, точнее требование, чтобы их уровень был ниже порога чувствительности средств измерений. Однако, при установлении нормативных значений необходимо учитывать реальную возможность их выполнения и затраты, связанные с наладкой оборудования для достижения таких норм.

Установление близости совокупности измеренных вибраций нормальному распределению позволяет в качестве исходных значений при развертывании системы вибромониторинга рассмотреть математические ожидания, дисперсии и доверительные интервалы оценок.

При выборе предельных значений необходимо учитывать требования стандарта ИСО 2372 -- обязательного использования шкалы нормо-чисел, составленной от среднего порога чувствительности человека к вибрациям с равным коэффициентом увеличения 1,6. Такие выбираемые интервалы соответствуют ощутимым с точки зрения действия и субъективного восприятия изменениям параметра, а также обеспечивают отсутствие перекрытий в оценках вибрации при суммарной относительной погрешности измерения ±10%.

Согласно указанной шкале нормо-чисел предпочтительными для назначения нормативных значений являются следующие значения среднеквадратических виброскоростей ... 0,45; 0,71; 1,12; 1,8; 2,8; 4,5; 7,1; 11,2; 18,0; 28,0; ... мм/с.

При сопоставлении данной шкалы рекомендуемых нормативных значений математическими ожиданиями среднеквадратических виброскоростей скоростей полученных авторами в результате приведенных выше исследований, естественно получилось совпадение с большинством из действующих стандартов России. Исходя из этого при развертывании программы мониторинга вибрации на предприятии или расширении ее на неохваченные обследованиями агрегаты, когда специалисту неизвестны особенности и характер вибросостояния каждого конкретного агрегата, можно рекомендовать следующие частотные полосы контроля параметров вибрации и коэффициенты и значения для определения допустимых значений в полосах:

для агрегатов с опорными подшипниками скольжения см. данные, приведенные в таблице 2.7.;

Таблица 2.7.

Частотная полоса включающая	Предельное состояние	Требует принятия мер
	Коэффициенты к среднему квадратическому значению виброскорости vе
10…1000	1	0,63
2(10)Гц...0,9 fr	0,32	0,2
fr	0,75	0,5
2fr	0,5	0,32
3 fr…4fr	0,32	0,2
5 fr ... 10 fr	0,25	0,16
	Пиковое значение виброускорения, мс -2
1…10 кГц	30	15

для агрегатов с опорными подшипниками качения см. данные, приведенные в таблице 2.8.;

Таблица 2.8.

Частотная полоса включающая	Предельное состояние	Требует принятия мер
	Коэффициенты к среднему квадратическому значению виброскорости ve
10…1000 Гц	1	0,63
2(10)Гц ... 1,5 fr	0,75	0,5
2 fr	0,5	0,32
3 fr ... 4 fr	0,32	0,2
5 fr … 20 fr	0,4	0,25
21 fr ... 50 fr	0,32	0,2
	Пиковое значение виброускорения, мс-2
1…10 кГц	40	20

В качестве исходной величины допустимых значений для заполнения таблицы выбирается клетка со значением " 1". В эту клетку подставляется допустимое значение СКЗ виброскорости, регламентируемое требованиями завода -- изготовителя, отраслевыми РД или стандартами России в зависимости от частоты вращения ротора, высоты оси вращения, мощности, массы ротора или других характеристик агрегата. Значения виброскоростей в остальных клетках таблицы получаются путем умножения коэффициента, помещенного в соответствующей клетке на подставленное в клетку "1" значение.

При возможности необходимо устанавливать дополнительные частотные полосы контроля вибрации, связанные с газо -- и гидродинамическими дефектами (лопаточные частоты), дефектами подшипников качения, дефектами зубчатых соединений и др. Предварительные (начальные) допустимые значения в этих полосах могут быть установлены не выше значений в полосе, включающей 10 гармонику частоты вращения ротора.

В дальнейшем, по мере накопления сведений об особенностях вибрации конкретного оборудования, следует разделить агрегаты по типам и подвергнуть полученные данные статобработке для определения индивидуальных частотных полос и допустимых значений для типа или даже для конкретного агрегата. Только после проведения этой работы достоверность автоматизированной оценки состояния оборудования будет достаточно высока. Опыт показывает, что экономия времени при автоматизированном распознавании состояния оборудования в этом случае с лихвой покрывает трудозатраты на предварительную статобработку.[3]

2.19 Дефекты подшипников скольжения

Дефекты подшипников скольжения и причины их выхода из строя можно условно разделить на две группы, в соответствии с которыми будет изложен материал текущей главы:

• низкочастотная вибрация подшипников1, возникающая вследствие потери динамической устойчивости вращения ротора и нарушения условий смазки;

• вибрация, связанная с дефектами изготовления, сборки и эксплуатации опорных и упорных подшипников скольжения, включающих различные дефекты сборки и подгонки подшипников и отклонение их геометрических размеров от номинальных, эксплуатационный износ подшипников, дефекты состояния шеек, нарушение качества поверхности материала вкладыша и др. Различные дефекты подшипников скольжения часто бывают взаимосвязаны между собой. Например, повышенная вибрация и износ подшипника могут приводить к потере динамической устойчивости.

Характерные черты вибрации при зарождении и развитии различных дефектов подшипников скольжения могут быть весьма разнообразны и зависят от множества факторов. Основные из них: величина и место приложения сил возбуждения, перераспределение реакций, нагруженность опор, крутящий момент, свойства, качество смазочного слоя и условия работы смазочного слоя в подшипниках, частота вращения ротора, степень развития дефектов подшипников, в том числе приводящих к неустойчивости ротора (например, перераспределение реакций опор при эксплуатационных расцентровках) и др. В вибрационном сигнале могут присутствовать колебания с частотой вращения ротора, возможно ее гармониками, субгармониками и дробными гармониками, некратная частоте вращения ротора низкочастотная и среднечастотная вибрация, случайная вибрация.[3]

2.19.1 Низкочастотная вибрация подшипников

Низкочастотная вибрация подшипников в большинстве случаев связана с потерей динамической устойчивости вращения ротора. Потеря динамической устойчивости вращения ротора возникает, когда циркуляционные силы масляной пленки или аэродинамические циркуляционные силы превосходят силы демпфирования. Это явление характерно для подшипников, имеющих цилиндрическую или эллиптическую расточку вкладыша, и часто встречается у быстроходных агрегатов с легкими роторами, агрегатов с вертикально расположенной осью вращения роторов, машин с малой нагрузкой на подшипники или относительно большой длиной (площадью) опорной части подшипника. Потере динамической устойчивости способствует снижение нагрузки (т.е. разгрузка) подшипника, повышение вязкости смазывающей жидкости, проблемы и применение маслоперепускной канавки, повышение зазоров в подшипнике, перекосы оси вкладыша по отношению к оси вращения (шейки) ротора, разгружающее неуравновешенное паровое усилие и др.[3]

2.19.2 "Вихревая смазка"

Опыт эксплуатации агрегатов, имеющих гибкие ротора, показывает, что такое снижение устойчивости, а в отдельных случаях возникновение высокоинтеисивных автоколебаний на масляной пленке, более характерно для роторов с рабочей частотой вращения, превышающей первую критическую частоту вращения ротора, но меньше его удвоенной первой критической частоты вращения. В большинстве случаев "вихревая смазка" связана с существенной разгрузкой подшипника или поворотом вектора нагрузки на подшипнике против вращения вала (другие причины приведены ранее).

Рис. 2.21. Траектория движения шейки вала в подшипнике скольжения при "вихревой смазке".

"Вихревая смазка" может вызывать интенсивную вибрацию на частоте 0,42...0,48 fr и ее гармониках. Эта вибрация определяется прямой прецессией вала в подшипнике под действием смазки.

Влияние "вихревой смазки" на форму траектории движения шейки вала в подшипнике скольжения заключается в том, что она по сравнению, например, с формой траектории при дисбалансе значительно усложняется: если при дисбалансе обычно это эллипс, то при "вихревой смазке" внутри эллипса появляется петля, вращающаяся в направлении движения ротора. На рис. 2.21. приведена достаточно типичная траектория движения шейки вала в подшипнике скольжения при "вихревой смазке", хотя на практике встречаются и более сложные кривые. Цифрой 1 на кривой помечена точка, соответствующая началу одного из оборотов ротора, цифрой 3 -- точка, соответствующая завершению этого оборота и началу следующего оборота ротора, цифрой 2 -- точка, соответствующая завершению второго оборота ротора (а также цикла вращения состоящего из двух оборотов ротора). Таким образом за временной интервал, соответствующий одному обороту ротора можно увидеть примерно половину одного цикла вращения. Петля вращается в направлении движения ротора (направление движения ротора помечено горизонтальной стрелкой) и, обычно, поворачивается на 360 градусов и возвращается в примерно исходное положение за 12...50 оборотов ротора или 6...25 циклов вращения (что зависит от отношения частот колебаний составляющей "вихревой смазки" и вращения ротора). В приведенном примере цифрой 5 помечено начало, а цифрой 4 -- окончание одного из последовавших далее циклов вращения.

В приведенном ниже примере показано влияние "вихревой смазки" на характер вибрации.



Рис. 2.22. Изменение гармонического состава вибрации 4...7 опор турбоагрегата К--200--130 под влиянием нарушения центровки и "вихревой смазки". Условные обозначения: Т -- турбина, G -- генератор, V,H,A -- пространственные компоненты вибрации.

При пуске в эксплуатацию турбоагрегата К --200--130 была обнаружена низкочастотная вибрация в районе опор 4...7 ротора низкого давления и генератора. Частотный состав вибрации, включающий полосу низких частот 10...48 Гц (S0,41). частоту вращения ротора (S1), ее вторую (S2) и третью (S3) гармоники, а также в полосу 152... 500 Гц (S4-10) приведен на рис. 2.22.

Причиной низкочастотной вибрации оказалось нарушение центровки роторов низкого давления и генератора (что очевидно, если проанализировать соотношение частотных составляющих вибрации), приведшее к разгрузке четвертой и шестой опор (индексы контрольных точек на рис. 2.22. - ТО и GI) более, чем на 50%. Разгрузка указанных опор сопровождалась и более низкими температурой подшипников 4 и 6 и давлением в масляном клине этих же подшипников. Был поставлен вопрос о возможности дальнейшей, пусть даже кратковременной, эксплуатации турбоагрегата.

Рис. 2.23. Спектры вибрации опоры №4 турбоагрегата К--200--130 в горизонтально-поперечном направлении при различных режимах усреднения под влиянием нарушения центровки и "вихревой смазки".

Известно, что низкочастотная вибрация может и не говорить о достижении агрегатом предельного состояния, если образующая ее составляющая (0,42...0,48 kfr) невелика и имеет малую флуктуацию по амплитуде. Необходимо постоянно сравнивать величину низкочастотной составляющей с величиной вибрации на частоте вращения ротора: опыт показывает, если низкочастотная вибрация значительно меньше вибрации на частоте вращения ротора, агрегат может успешно работать в течение достаточно длительного времени.

На рис. 2.23. приведены два спектра виброперемещения опоры №4 в горизонтально-поперечном направлении. Верхний спектр получен при обработке вибросигнала "среднеарифметическим спектральным усреднением" по восьми спектрам, т.е. каждая частотная составляющая итогового спектра является средней арифметической величиной из восьми составляющих той же частоты, полученных в процессе последовательного измерения и обработки восьми спектров. Нижний спектр получен в режиме т. н. "максимального пика", т.е. каждая частотная составляющая итогового спектра выбирается максимальной из восьми составляющих той -- же частоты, собранных в процессе последовательного измерения и обработки восьми спектров.

Переход от режима работы виброанализатора со "среднеарифметическим усреднением" к режиму с "максимальным пиком" привел к возрастанию низкочастотной составляющей вибрации почти на 50%. Т.е. неустойчивость вибрации на частоте 21,02 Гц, помеченной на рисунке наклонными стрелками очевидна. Следует также обратить внимание на то, что "масляная" вибрация и вибрация на частоте вращения ротора соизмеримы по величине. Вибрация других контрольных точек (TOV, TOA, GIH, GIA) имеет подобный характер. Эти факты говорят о наличии значительной проблемы.

На графиках спектров стрелками помечены третьи гармоники низкочастотной вибрации, лежащие между первой и второй гармониками частоты вращения ротора. Их не следует путать с дробными гармониками частоты вращения ротора (l,5fr, 2,5fr ...), которые могут сопровождать нарушения жесткости, в частности от износа подшипников скольжения. Значительный износ подшипников скольжения также может приводить к потере устойчивости.

Рис. 2.24. Форма сигнала виброскорости опоры N4 турбоагрегата К--200--130 в горизонтально-поперечном направлении под влиянием нарушения центровки и "вихревой смазки".

На рис. 2.24. приведена форма сигнала виброперемещения опоры №4 в горизонтально -- поперечном направлении. Временные интервалы между вертикальными пунктирными линиями, нанесенные на график через каждые 20 мс соответствует одному обороту ротора. Кривая виброскорости от оборота к обороту меняется: через каждые два или три оборота ротора следует максимум, вызываемый "масляной" вибрацией. На 20 оборотов ротора приходится примерно восемь таких максимумов, что и соответствует вибрации на частоте 0,42fr. Значительное снижение общего уровня вибрации и полное устранение низкочастотной вибрации было достигнуто путем правильной центровки турбоагрегата с учетом тепловых деформаций фундамента.[3]

2.19.3 "Взбиваемая смазка"

В отличие от "вихревой смазки", возникновение таких автоколебаний на масляной пленке чаще встречается у роторов с рабочими частотами вращения вдвое превышающими их первую критическую частоту, и требует подвода внешней энергии, подпитывающей вихрь, связанной, например, с воздействием вибрации или нагрузки. "Взбиваемая смазка" может вызывать интенсивную вибрацию подшипника скольжения на частотах, близких к первой критической частоте вращения ротора и ее гармониках.

Иллюстрацией может служить такой случай: во время пуска турбоагрегата К --300 --240 --ТВВ-- 320 --2 возникли низкочастотные колебания, наиболее интенсивные в районе шестого подшипника (генератора со стороны турбины), которые нарастали по мере увеличения нагрузки. Размах виброперемещения достиг 140 мкм при 100% нагрузке. Вертикальный компонент вибрации в 1,5...2 раза превышал горизонтальные. Вибрация других опор была существенно меньше. На рис. 2.25. приведен спектр вертикального компонента вибрации опоры №6.

Рис. 2.25. Спектр вертикального компонента вибрации опоры N6 турбоагрегата К--300--240--ТВВ--320--2 под влиянием "взбиваемой смазки ".

Вертикальными стрелками помечена первая (15,54 Гц) и некоторые высшие (31,08; 46,62; ... Гц) гармоники низкочастотных колебаний. Горизонтальными стрелками помечены частота вращения ротора (50 Гц) и ее гармоники. Наклонными стрелками помечены суммарные и разностные частоты низкочастотной вибрации и первой (34,45 и 56,54 Гц), а также второй (84,46 и 116,54 Гц) гармоник частоты вращения ротора. Частота 15,54 Гц практически совпадает с первой критической частотой ротора генератора. Наличие "масляной вибрации" очевидно. Далее произвели разгружение турбоагрегата -- на рис. 2.26. приведен каскадный спектр вибрации при снижении нагрузки с 290 МВт до 200 МВт. Каждый последующий график спектра записывался при снижении нагрузки примерно на 8 МВт. По мере снижения нагрузки низкочастотный компонент вибрации уменьшался: пиковое значение виброперемещения на первой критической частоте ротора (помечен вертикальной стрелкой) снизилось с 61 до 2,5 мкм. Т.е. нагружение агрегата и превышение нагрузкой некоторой пороговой величины в районе 80% от номинальной приводило к резкому увеличению низкочастотной вибрации, а разгружение агрегата и снижение нагрузки до 65...70% от номинальной приводило к снижению вибрации на частоте 15,54 Гц примерно на 40 дБ. Характерно также и то, что при снижении нагрузки амплитуда и фаза вибрации на частоте вращения ротора и ее второй гармонике практически не изменялись.

Рис. 2.26. Каскадный спектр вертикального компонента вибрации опоры N6 турбоагрегата К--300--240--ТВВ--320--2 при снижении нагрузки с 290 МВт до 200 МВт под влиянием "взбиваемой смазки".

Ротора генераторов обычно имеют неодинаковую жесткость в двух главных взаимно перпендикулярных направлениях (т.е. неравножесткие ротора). При вращении такого ротора его собственная частота из--за пространственной анизотропии жесткости и, следовательно, неодинакового прогиба в течение одного оборота немного циклически меняется с частотой вращения ротора, что приводит к появлению суммарных и разностных частот вокруг частоты вращения ротора и ее гармоник. На рис. 2.26. наклонными стрелками помечены боковые частотные составляющие вокруг частоты вращения ротора и вторая гармоника собственной частоты ротора, которые практически исчезают с падением нагрузки.

"Взбиваемая смазка", вызывающая вибрацию на критической частоте ротора паровой турбины или центробежного компрессора часто возбуждается аэродинамическими циркуляционными силами (например, "паровыми") силами. Для возбуждения аэродинамическими циркуляционными силами весьма характерно наличие некоторой пороговой нагрузки, при которой возникает интенсивная низкочастотная вибрация. На Рис. 2.27. приведен спектр вибрации паровой турбины, возникающий при превышении пороговой нагрузки (80% от номинальной). Стрелками помечена собственная частота ротора турбины 26,29 Гц и ее некоторые гармоники. Примечательно, что частота вращения ротора меньше ого удвоенной собственной частоты.

Рис. 2.27. Спектр вертикальной компоненты вибрации опоры паровой турбины компрессорного агрегата под влиянием "взбиваемой смазки".

В результате работ по снижению парового возбуждения, достигнутого перераспределением радиальных и осевых зазоров в проточной части турбины, низкочастотная вибрация была устранена.[3]

2.19.4 "Сухой вихрь"

"Сухой вихрь" -- низкочастотная вибрация, возникающая при разрыве масляной пленки и контакте (трении) между валом и подшипником, вызванном неравномерной или неправильной смазкой подшипника (нарушение подачи и качества масла). В этих условиях при контакте поверхности вала и подшипника появляется "скрип" и, в результате, скачкообразное движение вала, сопровождающееся обычно повышением температуры подшипника. При этом может возбуждаться вибрация на резонансных частотах подшипника, субгармониках частоты вращения ротора (например, 1/2 или 1/3 fr), гармонических (kfr) и "дробных" гармонических частотах (1,5, 2,5, 3,5 ... fr) как в области средних, так и высоких частот.

Влияние "сухого вихря" на форму кривой траектории движения ротора в подшипнике заключается в том, что она по сравнению, например, с формой кривой при "вихревой смазке" имеет неподвижную петлю, появляющуюся при наблюдении двух и более последовательно выводимых на экран виброанализатора оборотов ротора. На рис. 2.28. приведен пример траектории вала в подшипнике скольжения при возникновении "сухого вихря", хотя на практике встречаются и более сложные кривые. Горизонтальной стрелкой показано направление движения ротора. Цифрой 1 на кривой помечено начало первого оборота ротора, цифрой 2 завершение первого оборота и начало второго оборота ротора, цифрой 3 -завершение второго оборота ротора (а также цикла вращения состоящего из двух оборотов ротора). Таким образом за временной интервал, соответствующий одному обороту ротора можно увидеть половину одного цикла вращения. Петля неподвижна.

Рис. 2.28. Траектории движения вала в подшипнике скольжения при возникновении "сухого вихря".

На рис. 2.29. представлен спектр вибрации, возникший при перекосе оси вкладыша подшипника и оси вращения ротора (нарушение верхнего и боковых зазоров подшипника) в результате чего возникла неравномерная смазка и разрывы масляной пленки, приводящие также к небольшим резонансным колебаниям опоры.

Вертикальными стрелками (частоты 16,65 и 24,99 Гц) помечены субгармонические составляющие спектра на 1/2 и 1/3 частоты вращения ротора. Горизонтальными стрелками (74,99, 125,0, 174,99, ... Гц) помечены "дробные" гармонические частоты 1,5, 2,5, 3,5 ... fr, наклонными стрелками помечены колебания на резонансных частотах колебаний опор (29,7, 52,2 Гц). В спектре наблюдается высокая виброактивность на гармониках частоты вращения ротора, в частности на 7 гармонике частоты вращения ротора (350 Гц) пиковое виброперемещение значением 3,5 мкм соответствует СКЗ виброскорости 5,4 мм/с. Высок также уровень шумов. Температура подшипника достигала практически предельно допустимого значения.

Возникновение "сухого вихря" иногда бывает связано с высокой вибрацией (иногда низкочастотной резонансной вибрацией труб).

Рис. 2.29. Спектр вибрации при перекосе оси вкладыша подшипника и оси вращения ротора (нарушение верхнего и боковых зазоров подшипника) и возникновении неравномерной смазки и разрывов масляной пленки.[3]

2.19.5 Дефекты опорных подшипников

Опорные подшипники воспринимают радиальные усилия на ротор и фиксируют его радиальное положение относительно корпуса. Основные причины выхода из строя опорных подшипников следующие: повышенное давление в радиальном направлении из -- за нарушений технологических или расчетных режимов; нарушение подачи масла и качества масла; дефекты сборки и подгонки; эксплуатационный износ и загрязнение подшипников.

Повышенное давление в радиальном направлении из--за нарушений технологических или расчетных режимов, нарушения подачи и качества масла.

Повышенное давление и нарушение подачи и качества масла во многих случаях мало влияют на характер вибрации агрегатов, но в большинстве случаев приводят к повышению температуры или давления в клине наиболее нагруженных подшипников. Это явление обычно сопровождается ускоренным износом или повреждением баббитового слоя вкладыша подшипника, наволакиванием материала подшипника на шейку вала, и может приводить к внезапному скоротечному выходу подшипника из строя (см. "Заедание").

Неудовлетворительное состояние шеек, изготовления, подгонки и сборки подшипника. Приработка подшипника.

Нарушение подгонки и последующая приработка (и свойственные ей Диагностические признаки) -- явление временное, обычно возникающее при выводе агрегата из ремонта и пуске его в эксплуатацию. Маловероятно сохранение диагностических признаков небольших нарушений подгонки и приработки у агрегата после нескольких месяцев эксплуатации.

Приработка подшипника обычно сопровождается повышенной виброактивностью в области средних и высоких частот.

Следует помнить, что подобные симптомы, зафиксированные с помощью датчиков относительной вибрации, могут говорить о наличии царапин или других дефектов поверхности вала.



Рис. 2.30 Траектория движения ротора в подшипнике скольжения наблюдавшаяся в процессе приработки подшипника

Наиболее надежными диагностическими признаками нарушений подгонки и приработки являются достаточно характерные изменения формы кривой сигнала виброперемещения и траектории движения вала в подшипнике.

На рис. 2.30. приведена траектория движения вала в подшипнике скольжения, наблюдавшаяся в процессе приработки подшипника ЭД при выводе компрессорного агрегата из ремонта. Весьма характерно в этом случае наличие участков с прямолинейным движением вала в подшипнике, помеченных вертикальными и горизонтальными стрелками. Наклонной стрелкой указано направление вращения ротора.

На рис. 2.31. приведены форма сигнала виброскорости и спектр сигнала виброперемещения подшипниковой опоры ЭД, полученные с помощью датчика абсолютной вибрации. На кривой вибросигнала имеется "площадка", как и на кривой орбиты. В спектре виброускорения бывает высока активность в области высоких и средних частот.

Нарушения подгонки и сопровождающая их приработка могут приводить к последствиям, делающим невозможной дальнейшую эксплуатацию оборудования, например, таким, как изгиб и деформация (возможно остаточная) вала.

Рис. 2.31. Форма и спектр сигнала вибрации подшипниковой опоры, наблюдавшиеся при нарушении подгонки и приработке подшипника.

Повышенный зазор в подшипнике, неравномерные зазоры по радиальной плоскости (нарушение цилиндричности формы вкладыша), нарушение постоянства величины верхнего зазора и боковых зазоров вдоль оси. Повышенный радиальный зазор или его неравномерность в подшипнике вследствие дефектов изготовления или эксплуатации приводят к сложной зависимости жесткости смазочного слоя от угла поворота, что практически всегда вызывает увеличение вибрации на частоте вращения ротора и особенно ее высших гармониках. Однако, определенная неравномерность зазора может повысить устойчивость вращения ротора в подшипнике, для чего, например, применяется эллиптическая расточка вкладыша подшипника. Нарушение верхнего и боковых зазоров в подшипнике может также приводить к разрыву масляного клина и возникновению "сухого вихря", что сопровождается повышением температуры подшипника (см. выше по тексту). На рис. 2.32. приведены форма и спектр (средний график) сигнала абсолютной, а также спектр относительной вибрации (верхний) подшипниковой опоры, наблюдавшиеся при повышенном зазоре (эксплуатационном износе) подшипника. На обоих спектрах наблюдается значительная активность гармоник частоты вращения ротора в области высоких и средних частот. Однако гармоническая активность в области средних частот абсолютной вибрации выше, чем относительной в основном в силу нелинейности влияния масляного клина и последующих разъемных соединений. Распространение колебаний через масляный клин и разъемные соединения подшипника приводит также с существенному возрастанию уровня случайной вибрации. Наблюдаемая при этом форма сигнала вибрации характерна для нарушений жесткости.

Рис. 2.32. Форма и спектры сигнала абсолютной и относительной вибрации подшипниковой опоры, наблюдавшиеся при повышенном зазоре (эксплуатационном износе) подшипника.

Рис. 2.33. Форма и спектр сигнала вибрации подшипниковой опоры, наблюдавшиеся при пониженном зазоре и наклепе подшипника.

На рис. 2.33. приведены форма и спектр сигнала вибрации подшипниковой опоры ЭД насосного агрегата, наблюдавшиеся в процессе приработки при пониженном (относительно номинальной величины) зазоре и развивающемся наклепе подшипника. Диагностические признаки в этом случае практически совпадают с диагностическими признаками нарушений жесткости и приработки подшипника.

Нарушение состояния баббитового слоя во вкладыше подшипника может приводить к появлению импульсов (возрастанию случайной вибрации) на кривой вибросигнала в момент приближения траектории движения вала к локальным дефектам, иногда сопровождаемые повышением температуры подшипника. Жесткость масляной пленки в момент приближения вала к локальному дефекту, уменьшается, что происходит раз за оборот вала (fr), а также происходят флуктуации давления при упруго-гидродинамическом взаимодействии в этот момент.[3]

2.19.6 Дефекты упорных подшипников

Упорные подшипники воспринимают осевое усилие на ротор, и фиксирует осевое положение ротора относительно неподвижной проточной части корпуса и лабиринтных уплотнений компрессоров насосов, турбин и вентиляторов, в электродвигателе -- статора и др.

Основные причины выхода из строя упорных подшипников (как и опорных) следующие: повышенное давление в осевом направлении из -- за нарушений технологических или расчетных режимов, у компрессоров из -- за износа уплотнений думмиса при повышенной вибрации (вызванной другими причинами); нарушение подачи масла и качества масла; загрязнение подшипников; дефекты сборки и подгонки; эксплуатационный износ; мгновенный выход из строя при попадании в компрессор даже небольших количеств жидкости.

Дефекты сборки и подгонки подшипников включают в себя:

• перекос по вертикали или горизонтали поверхности вкладыша опорного подшипника относительно упорного диска, перекос вкладыша при креплении крышки подшипника: в этих случаях шейка ротора работает по кромке вкладыша и рабочие колодки только частью комплекта;

• угловое смещение упорного диска, корпуса упорного подшипника, вызывает вибрацию в осевом направлении;

• нарушение величины номинального осевого зазора в подшипнике (как правило в пределах 0,25...0,35 мм) вызывает вибрацию в осевом направлении;

• неудовлетворительная площадь контакта (прилегание не менее 70%) вызывает вибрацию в осевом направлении и рост температуры в подшипнике.

Ослабление крепления деталей упорного подшипника вызывает вибрацию в осевом направлении и имеет диагностические признаки нарушений жесткости и рассматривается в соответствующей главе.

Рис. 2.34. Изменение СКЗ виброскорости опор ЦКМ под влиянием неудовлетворительной площади контакта и нарушения величины номинального осевого зазора в заднем подшипнике компрессора. Индексы 1,2 -- задний и передний подшипники компрессора, 3,4,5,6 --задний и передний подшипники быстроходного и тихоходного валов мультипликатора, 7,8 -- передний и задний подшипники ЭД, V,H,A -- направление измерения вибрации.

В большинстве случаев дефекты упорных подшипников вызывают увеличение вибрации в осевом направлении, при этом нередко наблюдается рост температуры. В качестве примера можно привести следующий. При выводе из ремонта компрессорного агрегата в процессе испытаний была обнаружена вибрация, превышающая допустимые значения, установленные для длительной эксплуатации агрегата. На рис. 2.34. приведено распределение вибрации по подшипниковым опорам компрессорного агрегата. Легко заметна преобладающая вибрация компрессора в осевом и горизонтально -- поперечном направлениях. Осевую вибрацию опор компрессора могут вызывать различные причины: например, расцентровка, неуравновешенность ротора, дефекты упорного подшипника и др. Анализ спектров и распределение вибрации по опорам (преобладающая вибрация наблюдается на частоте вращения ротора компрессора fr-2 (79,6 Гц) в осевом и чуть меньше в горизонтально -- поперечном направлениях (рис. 2.35.)) скорее говорит в пользу дефекта упорного подшипника, хотя на практике подобная картина встречается и при других дефектах. Важнейшим диагностическим признаком в этом случае оказался рост температуры упорного подшипника, величина которой достигала уровня, отграничивающего срок эксплуатации агрегата. Поскольку температура упорного подшипника достигала предельно допустимого значения и наблюдалась преобладающая вибрация на частоте вращения ротора компрессора, особенно на задней подшипниковой опоре в осевом направлении предположили наличие дефекта сборки и подгонки упорного подшипника компрессора, а точнее нарушение величины номинального осевого зазора в подшипнике и/или неудовлетворительную площадь контакта. Агрегат был остановлен и проведена ревизия подшипника, в результате которой были обнаружены обе причины: в частности, прилегание поверхностей составляло примерно 60% площади. После устранения дефекта и пуска агрегата в эксплуатацию уровень вибрации снизился до 2,5 мм/с.

Рис. 2.35. Спектры вибрации передней и задней подшипниковых опор компрессора под влиянием неудовлетворительной площади контакта и нарушения величины номинального осевого зазора в упорном подшипнике компрессора.