Назначение и возможности систем вибрационного мониторинга и диагностики роторного оборудования

Иллюстрацией эксплуатационного износа и нарушения величины номинального осевого зазора в подшипнике может служить следующий пример.

Рис. 2.36. Изменение СКЗ виброскорости опор компрессорного агрегата под влиянием эксплуатационного износа и нарушения величины номинального осевого зазора в подшипнике. М -- электродвигатель, GB --мультипликатор, V,H,A -- направление измерения вибрации, О -- внешняя и I -- внутренняя подшипниковые опоры.

Распределение вибрации по опорам компрессорного агрегата приведено на рис. 2.36. Вибрация опор ЭД в осевом направлении значительно превышает вибрацию других опор агрегата.

Установить причину осевой вибрации можно рассмотрев спектры вибрации опор ЭД приведенные на рис. 2.37. Если спектр вибрации в точке MIA весьма характерен для расцентровки, то спектр вибрации в точке МОА больше характерен для нарушений жесткости. О нарушениях жесткости свидетельствуют также отношения величины вибрации в осевом направлении к радиальному на первой и второй гармониках частоты вращения ротора. Наибольшая вибрация наблюдается на заднем подшипнике ЭД. Кроме того температура заднего упорного подшипника ЭД достигала уровня "предупреждения". Если рассмотреть спектр вибрации заднего подшипника ЭД в осевом направлении (точка МОА), приведенный на рис. 2.38., то можно отметить наряду с высоким уровнем гармонической активности наличие частотных составляющих на дробных гармониках частоты вращения ротора l,5fr, 2,5fr, 3,5fr, ... , помеченных на графике спектра вертикальными стрелками. Все эти факты говорят о возможном нарушении осевого зазора в упорном подшипнике и его эксплуатационном износе.

После вывода агрегата из ремонта при полной нагрузке уровень вибрации ЭД не превышал 1,5 мм/с.[3]

Рис. 2.37. Спектры пространственных компонент вибрации передней и задней подшипниковых опор ЭД под влиянием эксплуатационного износа и нарушения величины поминального осевого зазора в подшипнике.

Рис. 2.38. Спектр вибрации задней подшипниковой опоры ЭД в осевом направлении под влиянием эксплуатационного износа и нарушения величины номинального осевого зазора в подшипнике.[3]

2.20 Дефекты подшипников качения

Ресурс основной части энергомеханического оборудования малой и средней единичной мощности определяется в основном ресурсом подшипников качения. Наиболее эффективный и экономичный метод оценки состояния подшипников -- виброанализ. Хотя дефекты изготовления, сборки и эксплуатации подшипников влияют на сигнал вибрации различным образом и имеют разные диагностические признаки, правильно составленный их комплекс позволяет обнаруживать, разделять на начальной стадии развития все виды дефектов, определять состояние подшипника и обеспечивать достаточно достоверный его прогноз.

Параметры вибрации агрегатов с подшипниками качения в значительной мере определяются конструктивными особенностями подшипникового узла (например, радиальные, радиально-упорные, спаренные подшипники) и самого агрегата (например, с горизонтальным и вертикальным положением ротора, соотношением статических нагрузок и др.). Кроме того, влияние на вибрацию подшипников качения оказывают три группы факторов: влияние нелинейной жесткости подшипников на колебания опор, влияние дефектов изготовления и сборки подшипниковых узлов и влияние дефектов эксплуатации (разрушения от усталости материала, повреждения от повышенного износа, разрушения, вызываемые изменением зазоров и посадок между деталями подшипников и опорами ротора и повреждения из -- за нарушений смазки). Последние две группы факторов охватывают всевозможные дефекты колец, тел качения и сепараторов, нарушения и ослабления жесткости в местах посадок и превышения зазорами номинальных значений, перекосы подшипника, недостаточность, прекращение или изменение качества смазки, возникновение которых может быть взаимосвязанно. Например, усталостное разрушение подшипников качения появляется в виде выкрашивания материала дорожек колец и тел качения и может происходить из -- за чрезмерно больших нагрузок. Износ деталей подшипника выше допустимого, особенно тел качения и поверхностей колец, приводит к увеличению радиальных зазоров и смещению ротора. Выход сепаратора из строя происходит вследствие нарушений сборки подшипников, действия больших осевых нагрузок, выкрашивания дорожек качения, усталостного разрушения и др. Проскальзывание внутреннего кольца подшипника относительно тел качения приводит к износу поверхностей качения. Недостаток и нарушения качества смазки приводят к оплыванию тел качения, наволакиванию материала на поверхности дорожек и износу сепаратора.

Проводимый на одном из предприятий входной контроль подшипников показал, что в зависимости от партии дефекты изготовления могут содержать от 10 до 90% подшипников партии. Опыт эксплуатации оборудования показывает, что если на агрегат монтируется бездефектный подшипник, то основные причины его выхода из строя распределяются приблизительно следующим образом: 40% -- нарушения смазки, 30% -- нарушения сборки и установки, 20% -- неправильное применение, повышенная вибрация и др. и только 10% -- естественный износ. Основные частоты составляющих вибрации при дефектах подшипников качения приведены в таблице 2.9.

Влияние нелинейной жесткости подшипников на вибрацию подшипников.

Выражается в появлении дополнительных гармонических составляющих вибрации из -- за неодинаковой статической и динамической нагрузки на тела качения (непостоянства жесткости подшипника при вращении ротора) даже при отсутствии дефектов изготовления, сборки и при низкой остаточной неуравновешенности ротора. Поскольку статическая нагрузка (в большинстве случаев -- сила тяжести горизонтально расположенного ротора) воздействует одновременно на 2...4 тела качения и число этих тел изменяется во времени с частотой перекатывания по наружному кольцу, возникают параметрические колебания с частотой kfo. При достаточно больших значениях неуравновешенности ротора может возникать амплитудная модуляция колебаний с частотой fо перекатывания тел качения частотой fr и появлением в спектре составляющих

Частоты основных составляющих вибрации при дефектах подшипников качения с вращающимся внутренним и неподвижным наружным кольцами.[3]

Таблица 2.9

Частота	Вид дефекта изготовления	Вид дефекта сборки	Вид дефекта износа
fr	Несоосность вала и внутреннего кольца		Неравномерный износ внутреннего кольца
2fr	Овальность внутреннего кольца	Перекос внутреннего кольца	Неравномерный износ внутреннего кольца
kfr	Гранность внутреннего кольца		Износ (в т.ч. неравномерный), раковины, трещины внутреннего кольца
Вибрация, вызываемая дефектами, приведенными в предыдущих трех строках таблицы, проявляется на частоте ротора и ее гармониках и ее весьма трудно отделить от других причин колебаний на этих частотах.
fсq или kfсg	Разномерность тел качения		Неравномерный износ тел качения, усталостное выкрашивание
k1fo±k2fcg	Появляется в подшипниках со статической осевой нагрузкой при перекосе наружного кольца и ...*
k(fr-fcg)	Появляется в радиально -- упорных и упорных подшипниках при перекосе внутреннего кольца и ...*
*	Разномерности тел качения		Неравномерном износе тел качения
kfro или klfrol±k2fcq	Нарушение формы тел качения		Дефекты (неравномерный износ, сколы) тел качения
k1frol±k2fr	Появляется в подшипниках со статической осевой нагрузкой при перекосе внутреннего кольца и дефектах тел качения (нарушение формы, неравномерный износ, сколы)
fo		Принудительная центровка валов
Частота	Вид дефекта изготовления	Вид дефекта сборки	Вид дефекта износа
2fo		Перекос наружного кольца
kfo или klfo±k2fcq	Разномерность тел качения		Дефекты (раковины, трещины, износ) наружного кольца
klfo±k2fr	Появляется в подшипниках со статической осевой нагрузкой при перекосе внутреннего кольца и дефектах (раковины, трещины) наружного кольца
fi		Нарушение центровки валов
2fi		Перекос внутреннего кольца
kfi или kfi±k2fr			Дефекты (раковины, трещины, износ) внутреннего кольца
k1fi±k2(fr- fcq)	Появляется в подшипниках со статической осевой нагрузкой при перекосе внутреннего кольца и дефектах (раковины, трещины) внутреннего кольца
ffrol	Нарушение формы тел качения		Нарушение формы тел качения
ffi	Нарушение формы внутренней дорожки		Нарушение формы внутренней дорожки
ffo	Нарушение формы внешней дорожки		Нарушение формы внешней дорожки
frrol	Резонансная частота тел качения

Подшипниковые частоты, приведенные в таблице определяют по формулам, приведенным ниже.

fcq -- частота вращения сепаратора:

fcq = ;

(обычно fcq ? 0,4 fr); fo -- частота перекатывания тел качения по наружному кольцу:

fo = fr Zrol (1- cos б); (обычно fo ? 0,4Zrolfr);

fi -- частота перекатывания тел качения по внутреннему кольцу:

fi = fr Zrol (1+ cos б); (обычно fi ? 0,6Zrolfr);

frol -- частота вращения тел качения:

frol = fr

ffrol -- частота возбуждения при дефекте формы тел качения:

ffrol = 2 fr

ffi -- частота возбуждения при изменении формы внутренней дорожки:

ffi =

ffo - частота возбуждения при изменении формы внешней дорожки:

ffo =

frrol - резонансная частота тел качения:

frrol =

где:

fr -- частота вращения внутреннего кольца (ротора) подшипника;

zrol -- число тел качения в подшипнике;

drol -- диаметр тел качения в подшипнике;

dcq -- диаметр сепаратора (делительной окружности, окружности проходящей через центры тел качения) подшипника качения;

б -- угол контакта тел и дорожек качения в подшипнике;

k, k1, k2 -- натуральные числа 1, 2, ...;

Е -- модуль упругости;

с -- удельная плотность шариков.

2.20.1 Влияние дефектов изготовления и сборки на вибрацию

Дефектами изготовления подшипников качения являются отклонения геометрических размеров и формы деталей подшипника от конструктивных (несоблюдения допусков изготовления колец, сепаратора и тел качения, овальность и гранность дорожек и тел качения, разномерность тел качения) и нарушение шероховатости поверхности качения.

Дефектами сборки подшипникового узла являются появление радиального натяга в подшипнике, перекос внутреннего и наружного колец подшипника, принудительное центрирование валов при стыковке узлов агрегата и перекос соединительных муфт.

Характерные частоты дефектов изготовления и сборки приведены в табл. 2.9.

Если отсутствует радиальный зазор в подшипнике, вследствие нарушения посадки или дефектов ротора, появляется вибрация, содержащая комбинации частот составляющих, вызываемых всеми дефектами, имеющимися в подшипнике, причем увеличивается уровень вибрации, создаваемый дефектами наружного кольца. Для радиальных подшипников, имеющих осевую нагрузку характерно отсутствие радиального зазора и высокая чувствительность к качеству сборки подшипникового узла. Небольшие перекосы колец, всегда появляющиеся при сборке подшипника, перераспределяют нагрузку на тела качения преимущественно в две противоположные точки кольца. Радиальный натяг, вызываемый осевой нагрузкой, может приводить к появлению комбинационных частот дефектов.[3]

2.20.2 Влияние дефектов износа поверхностей качения на вибрацию

Дефекты износа поверхностей качения влияют на характер вибрации во всем частотном диапазоне, поскольку в процессе износа увеличивается коэффициент трения и при взаимодействии дефектных поверхностей возникают периодические удары, что приводит к росту интенсивности высших гармоник и увеличению случайных составляющих в сигнале вибрации. Для проявления дефектов износа характерно наличие инкубационного периода, т.е. их развитие, сопровождающееся высокой скоростью износа, хорошо заметно на последних этапах эксплуатации подшипника.

Наличие ударных импульсов и случайной вибрации приводит к сложному составу спектра сил возбуждения. Сопровождающие такое возбуждение резонансные колебания отдельных узлов и деталей агрегата могут определять его уровень вибрации. При развитии дефектов на нескольких поверхностях качения колебания имеют сложную структуру, приводя к модуляции и появлению вибрации с комбинационными (суммарные и разностные частоты frol, fi ,fcq , fo, fr и их гармоники) и субгармоническими частотами.

Основным свойством дефектов износа, в отличие от дефектов изготовления поверхностей, является более сильное проявление в сигнале вибрации кратных гармоник в области низких и средних частот, высокий уровень случайной вибрации и наличие ударных импульсов.[3]

2.20.3 Влияние нарушения смазки при эксплуатации

В принципе, отклонение количества смазки от номинальной величины можно отнеси к дефектам сборки подшипникового узла, а ухудшение качества (коксование, появление твердых частиц и др.) к дефектам износа. Нарушения смазки -- наиболее распространенная причина выхода из строя изначально бездефектного подшипника. Уровень высокочастотной вибрации и температуры подшипника существенно зависит от состояния смазки. Кроме того, иногда нарушения смазки могут приводить к появлению в спектре вибрации 3...4 пиков с интервалом в 80... 130 Гц в области 900... 1600 Гц.

Наибольшее распространение для определения оценки состояния подшипников качения и дефектов нашли две группы методов. Первая группа основана на выделении и анализе дискретных составляющих на основных частотах возбуждения колебаний в подшипнике (см. таблицу 2.9.).

Диагностическими признаками дефектов служат частотные составляющие спектра и характеристики импульсов, следующих с частотой перекатывания тел качения по локальным дефектам (например, местам выкрашивания): амплитуда импульса, соотношение энергии импульса в уровню шума, амплитуды спектральных составляющих на частоте повторения импульсов и ее гармониках. Для выделения этих параметров из сложного сигнала используют спектральные и корреляционные методы, выделение огибающей и др. Вторую группу составляют методы диагностирования технического состояния подшипника в целом. При потере работоспособности агрегата не имеют значения дефекты, вызвавшие выход из строя подшипника. Важно, что его необходимо заменить. В силу этого состояние подшипника оценивается по степени развития деградационных процессов. Широкое распространение нашел метод ударных импульсов (SPM), нашедший воплощение в оборудовании объединения.

Дефектам подшипников качения присущи некоторые особенности. В частности, характерно появление в сигнале вибрации гармонических частотных составляющих некратных частоте вращения ротора. Обычно на ранней стадии развития дефектов подшипника появляются признаки дефектов только одного из колец и, затем, другого. При одинаковой степени развития дефекта вибрация, вызываемая внутренним кольцом, имеет более низкую интенсивность, чем наружным. По мере износа подшипника далее появляются дефекты тел качения и, наконец, сепаратора. На осциллограмме вибросигнала (особенно виброускорения) имеются ударные импульсы и выбросы, кривая вибрации обычно имеет случайный непериодический характер, однако некоторые импульсы могут быть периодичны. В спектре достаточно часто частотные составляющие, характерные для дефектов колец, модулируются частотой вращения ротора, приводя к появлению боковых частотных составляющих. С увеличением износа поверхностей качения и количества локальных дефектов количество и уровень гармонических составляющих, боковых частот и разностных частот возрастают. Появление составляющих вибрации на резонансных частотах других деталей и узлов агрегата обычно говорит о сильном износе подшипника. Высокий уровень случайной вибрации (широкополосный шум) появляется при значительном нарушении геометрических размеров подшипника. При повышении вибрации подшипника или анализе причины его преждевременного выхода из строя следует установить с чем она связана: с износом, нарушениями смазки, избыточной статической нагрузкой или повышенной вибрацией. Дефекты смазки, избыточная статическая нагрузка и повышенная вибрация многократно ускоряют темп износа подшипника.

Высокочастотная вибрация сильно затухает при распространении, что позволяет разделять сигналы подшипников разных подшипниковых узлов.

На рис. 2.39. приведена динамика изменения вибрации подшипника за период в 14 месяцев по мере появления износа и дефектов колец.

Усталостное разрушение подшипников проявлялось в виде выкрашивания материала дорожек колец и тел качения. В процессе ремонта агрегата произвели замену подшипников, однако, вызывающий повышенную вибрацию дефект электромагнитного происхождения не был устранен. Это приводило к тепловому расширению ротора и, как следствие, возникновению чрезмерно большой нагрузки на подшипники и их ускоренному выходу их строя.

Нижние форма и спектр сигнала измерены практически после ремонта. Для этого периода характерно отсутствие дефектов подшипников выразившееся в почти периодическом характере кривой виброускорения с невысокой амплитудой, сколько-нибудь заметные ударные импульсы отсутствуют. Спектр виброскорости включает преобладающую составляющую на частоте вращения ротора с высоким значением амплитуды, вызванную неуравновешенностью ротора. Уровень шумов сравнительно низок (случайная вибрация практически отсутствует).

Рис. 2.39. Формы и спектры сигналов вибрации подшипника в процессе развития дефектов колец (frol = 3,73fr, fi = 10,73fr ,fcq = 0,435fr ,fo = 8,27fr ,fr = 49.4Гц).

Следующие (снизу--вверх) форма и спектр сигнала получены после года эксплуатации агрегата. Заметны значительные изменения формы сигнала вибрации: кривая вибрации непериодическая, появились ударные импульсы и случайная вибрация. Однако пиковое значение виброускорения пока еще невелико по величине -- не превышает 1,5 q. Спектр виброскорости также изменился: появились составляющие на частотах возбуждения внутреннего и наружного колец, существенно повысился уровень шумов. Этому периоду соответствует появление локальных дефектов на наружном кольце подшипника.

Верхние форма и спектр сигнала измерены перед выводом агрегата в плановый ремонт. Кривая виброускорения имеет непериодический, "случайный вид", амплитуда отдельных импульсов достигает 3,5 q. Спектр виброскорости подшипника включает составляющие с частотой возбуждения внешнего и внутреннего колец. Составляющая спектра с частотой fo = 8,27fr (приблизительно 411 Гц) выше других. Вертикальными стрелками помечены боковые частотные составляющие fo±kfr. Их достаточно большие (по отношению к fo) значения говорят о значительной степени развития дефектов внешнего кольца. Величина вибрации на частоте fi = 10,73fr (приблизительно 533 Гц) примерно на 20 дБ ниже, чем на частоте fo, поэтому можно предположить, что дефекты внутреннего кольца менее развиты. Об этом же свидетельствуют более низкие значения амплитуд вибрации на боковых частотах fi ± kfr (помеченные наклонными стрелками) по отношению к fi.

Этот пример иллюстрирует достаточно высокую чувствительность формы сигнала виброускорения к изменению состояния деталей подшипника качения.

На рис. 2.40. приведены форма сигнала виброускорения и спектры сигналов виброскорости подшипника агрегата, первый из которых (нижний спектр) собран после 2,5 лет безремонтной эксплуатации агрегата. Износ подшипника проявлялся в виде выкрашивания материала дорожек колец (кроме других на внутреннем кольце был обнаружен развитый локальный дефект) и тел качения.

Нижний спектр виброскорости содержит составляющие, кратные частоте вращения ротора, вызванные некоторым износом подшипника. Уровень шумов низок, случайная и высокочастотная вибрация сравнительно невелика.

Следующий (снизу--вверх) спектр получены после появления локальных дефектов внутреннего кольца подшипника. Заметны значительные изменения спектра виброскорости: появились высокочастотные составляющие на гармониках частоты возбуждения (и боковых частотах) внутреннего кольца, существенно повысился уровень шумов.

Верхние форма и спектр сигнала измерены перед выводом агрегата в ремонт. Кривая вибрации имеет непериодический, случайный вид, амплитуда отдельных импульсов достигает 9,5 q. Отчетливо наблюдаются периодические ударные импульсы, возникающие при перекатывании шариков по сильно развитому локальному дефекту внутреннего кольца с периодом 3,8 мс. Большое значение амплитуды и коэффициента пика 4,2 говорят о значительном развитии дефекта.

В спектре виброскорости подшипника наиболее отчетливо проявляется (из подшипниковых" частот) составляющая на частоте возбуждения внутреннего кольца с частотой fi = 5,33fr(приблизительно 263 Гц) и ее 4 --я, 6 --я, 7 --я и 8 --я гармоники, помеченные стрелками. При этом величина вибрации на частоте возбуждения сопоставима по величине с вибрацией на ее гармониках. Вокруг составляющей с частотой fi и ее гармоник наблюдаются боковые частотные составляющие mfi±nfr. Их достаточно большие (по отношению к fi) величины и количество говорят о значительной степени развития дефектов внутреннего кольца. Вибрация на частоте fo = 7,67fr (приблизительно 380 Гц) практически не наблюдается, поэтому можно предположить, что дефекты внешнего кольца менее развиты. Характерно, что уровень шумов по мере развития дефектов возрастает и в верхнем спектре наибольший. За счет появления высокочастотной вибрации (если сравнивать нижний и верхний спектры) СКЗ виброскорости возросло более чем в полтора раза, хотя вибрация на преобладающей частоте (частоте вращения ротора) практически не изменилась.

Рис. 2.40. Форма и спектры сигналов вибрации подшипника в процессе развития дефекта внутреннего кольца (frol=2.64fr, fi = 5,33fr, fcq = 0.41fr, fo=7,67fr, fr = 49,41Гц (SKF 1700)).

Этот пример показывает, что для повышения достоверности контроля состояния подшипников качения необходимо стараться расширять по мере возможностей частотный диапазон измерений вибрации и анализировать характер вибрации в высокочастотной области спектра. На рис. 2.41. приведены форма сигнала виброскорости и спектр сигнала виброускорения подшипника, имеющего кроме износа, раковин и трещины внутреннего кольца износ остальных деталей, особенно внешнего кольца и шариков. Спектр вибрации подшипника включает составляющие на всех основных частотах возбуждения при работе подшипников, свидетельствующие о наличии дефектов всех деталей подшипника. Составляющая спектра на частоте fi = 29,5fr (приблизительно 731 Гц) является преобладающей, но имеется весьма значительная вибрация на частоте l/3fo (приблизительно 222 Гц). Поскольку вибросигнал (при сходном развитии дефектов колец) при возбуждении колебаний внутреннего кольца всегда проходит путь до точки измерений больший, чем от внешнего, и, следовательно, затухает сильнее, можно утверждать, что дефект внутреннего кольца развит сильнее. На фрагменте спектра помечены: горизонтальной стрелкой боковая частотная составляющая fi + fr, вертикальной стрелкой боковая частотная составляющая fi + (fr - fcq ). Большие значения вибрации на этих частотах, присутствие в спектре частоты возбуждения сепаратора и высокий уровень шумов также говорят о предельном состоянии подшипника. Кривая виброскорости имеет непериодический, "случайный" характер, амплитуда отдельных импульсов достигает 8 q, а значение коэффициента пика -- 3,1.

Рис. 2.41. Форма и спектр(с фрагментом) сигнала вибрации подшипника с дефектом внутреннего кольца (frol = 9,65fr, fi = 29,5fr, fcq= 0,475fr, fo=26,9fr, fг=24,75Гц).

На рис. 2.42. показаны форма и спектр сигнала вибрации подшипника, имевшего нарушение смазки. В приведенном примере произошло старение смазки, выразившееся в практически полном отсутствии нормальной смазки в подшипнике: ее коксовании и появлении твердых частиц. В течение некоторого времени обслуживающий персонал наблюдал рост температуры подшипника, которая к моменту измерения приведенных формы и спектра сигнала вибрации достигла предельно допустимого значения, а также роста общего уровня вибрации.

В спектре вибрации в диапазоне 1000...2000 Гц наблюдается несколько частотных составляющих следующих с интервалом 122,8 Гц. Ни одна из группы этих частотных составляющих не кратна частоте вращения ротора и частотам дефектов подшипника качения (frol, fi ,fcq , fo). Кривая вибрации имеет непериодический, "случайный" вид, амплитуда отдельных импульсов достигает 8,2д. Большие значения амплитуды вибрации и коэффициента пика 4,6 говорят об опасности дефекта.

Рис. 2.42. Форма и спектр (с фрагментом) сигнала вибрации подшипника с нарушением смазки (frol= 2.38fr, f = 8,34fr, fcq = 0,4fr, fo = 5,63fr, fr = 49,61Гц).

Непосредственно после измерений агрегат был кратковременно остановлен и проведена замена смазки подшипника. После пуска агрегата температура нормализовалась и высокочастотная вибрация полностью исчезла. Следует отметить, что подобные спектры вибрации подшипника при нарушениях смазки встречаются не всегда.

Одним из наиболее достоверных и удобных методов определения вида дефектов и оценки состояния подшипников качения является метод спектрального анализа огибающей высокочастотных составляющих сигнала вибрации, создаваемой ударными импульсами. Наиболее существенным недостатком этого метода можно считать высокие потери при распространении вибрации, что требует максимального приближения датчика к подшипнику качения. В качестве диагностического признака весьма удобно использовать амплитудную модуляцию высокочастотной случайной вибрации подшипникового узла, а диагностического параметра -- парциальные глубины модуляции случайного сигнала. Опыт показывает, что глубина модуляции случайной вибрации слабо зависит от частоты вращения подшипника и его габаритов, что позволяет устанавливать обобщенные уровни тревог, не зависящие от вида подшипника и агрегата. Установлено также, что чем шире полоса фильтра демодулятора, тем выше чувствительность измерительного тракта при обнаружении модуляции гармоническим сигналом случайного сигнала, спектральная плотность которого постоянна в пределах полосы пропускания фильтра. Из -- за резонансов в подшипниковых узлах спектральная плотность сигнала не бывает постоянной в широкой полосе частот, что приводит к появлению ошибок измерения глубин модуляции. Поэтому наиболее целесообразно использовать фильтры с относительно небольшой полосой пропускания, например, треть октавные. Ошибки измерения появляются также когда в полосу пропускания фильтра демодулятора попадают гармонические составляющие сигнала вибрации, во избежание чего желательно, по мере возможностей, анализировать составляющие вибрации в полосе 10... 15 кГц.

Дефекты сборки и эксплуатации подшипников качения приводят к появлению в спектре огибающей гармонических составляющих с частотами приведенными в таблице 2.9.

Рис. 2.43. Примеры спектров огибающей высокочастотной вибрации подшипника качения асинхронного ЭД при дефектах сборки подшипника (сверху вниз): перекосе внутреннего и внешнего колец, "наклепе" и расцентровке агрегата.

На рис. 2.43. приведены несколько примеров спектров огибающей, возникающие при основных дефектах сборки подшипникового узла. В частности, при перекосе наружного кольца обычно возникает преобладающая составляющая с частотой 2fo (рис. 2.43., позиция 2). При перекосе внутреннего кольца подшипника и большой радиальной нагрузке, в силу того, что появляются две точки контакта колец с телами качения, часто возникает преобладающая составляющая с частотой 2fr (рис. 2.44., позиция 1).

Рис. 2.44. Спектры огибающей высокочастотной вибрации подшипника качения асинхронного ЭД по пере выработки ресурса.

Вследствие нарушений условий транспортировки агрегата или его узлов в сборе может образовываться "наклеп" подшипника, который в начале эксплуатации агрегата сопровождается появлением ударных импульсов с частотой fo (рис. 2.44., позиция 3), причем наличие ударных импульсов вызывает появление в спектре огибающей интенсивных высших гармоник kfo (рис. 2.44., позиция 3).

Расцентровка узлов агрегата, выражающаяся в сдвиге или изломе осей агрегата, а также расцентровка подшипниковых узлов приводит к появлению в спектре огибающей группы кратных частоте вращения ротора составляющих, причем в большинстве случаев частотная составляющая fr является преобладающей (рис. 2.44., позиция 4).

На рис. 2.45. приведены спектры огибающей высокочастотной вибрации подшипника качения асинхронного ЭД по мере выработки ресурса в течение примерно 30000 часов непрерывной эксплуатации.

Нижний спектр записан практически после ремонта через несколько дней работы агрегата. В этот период дефекты сборки и износа подшипника отсутствуют, а спектр огибающей высокочастотного сигнала содержит только одну, достаточно часто встречающуюся даже в бездефектных подшипниках, гармоническую составляющую малой интенсивности с частотой перекатывания тел качения по наружному кольцу fo = fcqZrol- Модуляция высокочастотной вибрации этой частотой определяется тем, что число тел качения, контактирующих с обоими кольцами подшипника, изменяется на единицу с частотой fo.

Спектры, записанные в течение последующих 14 месяцев (примерно 9000 часов работы агрегата) содержат небольшие составляющие fr, 2fr, 3fr и frol говорящие о развитии небольших дефектов: перекоса внутреннего кольца или расцентровки, а также нарушении или износе тел качения.

После двух лет эксплуатации (16.01.92) в спектре огибающей появляются признаки дефектов (износа) колец (частотные составляющие fi, fo) в начальной стадии развития. Скорость развития дефектов невелика, но неуклонно увеличивается. Примерно через 25000 часов с начала эксплуатации обнаруживается быстроразвивающийся дефект сепаратора (частотные составляющие fc и 2fc ), причем частотная составляющая fc становится преобладающей в спектре. К моменту времени последнего замера она достигает максимально допустимого значения. Для завершающего периода развития дефектов характерно появление весьма интенсивных боковых частотных составляющих kfcq и kfr вокруг частот frol, fi, и fo и их гармоник.

Разрушение подшипника чаще всего происходит при предельном износе сепаратора, быстро развивающемся при износе и выкрашивании тел качения. Поэтому глубина модуляции случайной вибрации частотой fcq в значительной степени определяет ресурс подшипника качения и может успешно использоваться для решения задачи оценки и прогноза технического состояния подшипника качения.[3]

2.21 Дефекты зубчатых передач

Нормально функционирующая зубчатая передача даже при отсутствии дефектов может обладать весьма заметной виброактивностью. Колебания при этом возникают в широком диапазоне частот и могут иметь весьма сложный состав и характер.

Возбуждение колебаний в зубчатых передачах, в том числе и нормально функционирующих, вызывается проявлением двух основных факторов -- погрешностями изготовления и сборки (монтажа) зубчатых колес и периодическим изменением жесткости зубьев по фазе зацепления.

Погрешности изготовления складываются из постоянных и переменных погрешностей в шаге зубьев. Погрешности монтажа проявляются в виде нарушений соосности валов и перекосе их осей, нарушении боковых зазоров и др.

Периодическое изменение жесткости зубьев и постоянная погрешность шага зацепления вызывают появление в вибрации зубчатой передачи колебаний на зубцовой частоте и ее гармониках:

fz=Z1fr1 = Z2fr2;

где Z1,Z2 -- числа зубьев и frl, fr2 -- частоты вращения сопряженных колес.

Переменная погрешность в шаге зацепления и нарушения соосности (перекосы осей валов) вызывают вибрацию на частотах вращения валов обоих колес и/или на модуляционных частотах:

kfr1, и kfr2; mfZ ± nfr1 и mfz ± nfr2 ;

где k, n, m = 1, 2, ...

Часто в спектре вибрации зубчатой передачи могут возникать т.н. "промежуточные" частотные составляющие (fm), появляющиеся обычно у мультипликаторов приблизительно посередине между частотой вращения ротора быстроходного колеса и зубцовой частотой. "Промежуточные" частотные составляющие представляют собой серию компонентов, кратных или некратных частоте вращения зубчатых колес. Эта вибрация имеет недостаточно ясную механическую природу: хотя имеется несколько теорий, объясняющих ее возникновение, однако, по мнению авторов этой книги, ни одна и них не объединяет всех фактов, связанных с особенностями поведения "промежуточных" частотных составляющих. Наиболее предпочтительно предположение, что первопричинами возникновения этих частотных составляющих являются собственные частоты зубчатых элементов, и, весьма вероятно, что они являются результатом резонансного возбуждения, например, при виброударных процессах в зацеплении. В ряде случаев мониторинг амплитуд "промежуточных" частотных составляющих может служить весьма чувствительным первичным индикатором зарождения различных дефектов в зубчатой передаче. В то же время амплитуды "промежуточных" частотных составляющих очень чувствительны к изменениям условий работы агрегата, особенно нагрузки агрегата, причем реакция увеличения вибрации на увеличение нагрузки может быть нелинейной и неповторяющейся по величине. В связи с этим использование амплитуд "промежуточных" частот в качестве параметра для оценки состояния и остаточного ресурса зубчатой передачи может оказаться труднореализуемым.

Ошибка зубонарезания каждого из колес зубчатой пары приводит к вибрации, связанной с числом зубьев делительного колеса зубонарезного станка:

fq=Zqkfr;

где Zq -- число зубьев делительного колеса зубонарезного станка, к= 1, 2, ...

Обычно в спектре вибрации зубчатой передачи содержится шумовой компонент, дисперсия которого меняется с наработкой в соответствии с развитием локального износа, те. уменьшается в процессе приработки колес, практически неизменна при нормальной работе в достаточно длительном интервале времени и растет по экспоненте в процессе интенсивного износа. Шумовой компонент в спектре вибрации может иметь вид белого шума, который накладываясь на дискретные собственные частоты деталей зубчатой передачи может вызывать резонанс и появление новых спектральных составляющих. К этому же может приводить, например, возникновение параметрического резонанса в прямозубых передачах, при появлении отрывных виброударных колебательных режимов.

Эксплуатационные дефекты зубчатой передачи условно можно разделить на следующие виды: абразивный износ зубчатого зацепления, выкрашивание зубьев (питтинг) зубчатых колес, трещины и излом зубьев зубчатых колес и заедание зубчатых колес. Поскольку они являются возмущающими факторами, свойства вибросигнала (форма сигнала и спектр вибрации, в т.ч. особенно спектр огибающей, кепстр и др.) при их наличии всегда меняются. В частности, в спектре могут меняться соотношения между основными частотами возбуждения, появляться новые спектральные составляющие, значительно изменяется уровень шумового компонента. На кривой сигнала вибрации могут появляться ударные импульсы и изменяться соотношение между периодическим и шумовым компонентами. В то же время следует учитывать, что существенные изменения формы и спектра сигнала вибрации в основном наблюдаются при развитых повреждениях. На ранней стадии развития дефектов целесообразно использовать другие методы анализа виброакустического сигнала, такие как кепстральный анализ, анализ спектра узкополосной огибающей и др.[3]

2.21.1 Абразивный износ зубчатого зацепления

Обычно при выборке материала поверхности зубьев колес нарушается микро и макрогеометрия контактирующих зубьев. Это приводит к увеличению трения и росту шумового компонента.

Абразивный износ вызывает увеличение бокового зазора, что может приводить к отрыву профилей зубьев в зацеплении и ударному режиму возбуждения вибрации. Ударный режим возбуждения достаточно часто приводит к росту спектральных составляющих гармонического ряда частот, кратных частоте зацепления зубьев (kfz), появлению "промежуточных" частотных составляющих (fm) и перераспределению энергии в сторону высокочастотных составляющих. На осциллограмме сигнала вибрации меняется соотношение компонентов периодической и случайной вибрации.

Равномерный абразивный износ (ухудшение состояния контактирующих поверхностей) всегда сопровождается ростом общего уровня спектральных составляющих вибрации практически во всем измеряемом диапазоне частот вибропроцесса. Общее увеличение уровней спектральных компонентов, особенно в высокочастотной области, определяет степень развития износа поверхностей зубьев, что при сильном износе приводит к появлению в спектре широкополосных областей с высоким уровнем шума, которые могут поглощать составляющие основных частот возбуждения. Однако каждая зубчатая пара характеризуется своими частотами возбуждения: частотами вращения роторов, "промежуточными" частотами и зубцовой частотой и их гармониками. Для подчеркивания последних иногда бывает целесообразно использовать синхронное накопление или синхронную гребенчатую фильтрацию.[3]

2.21.2 Выкрашивание зубьев (питтинг) зубчатых колес

Появление локального повреждения в виде ямки выкрашивания (питтинг), одного из наиболее распространенных дефектов, приводит к увеличению деформации зубьев, а точнее росту ее контактной составляющей. В силу этого жесткость зацепления передачи в момент контактирования зуба, имеющего дефект, уменьшается, что происходит раз за оборот вала (fr). Питтинг приводит также к флуктуации давления в упругогидродинамическом контакте в момент контактирования поврежденного зуба, что приводит к увеличению глубины амплитудной модуляции в виброакустическом сигнале. Эти явления вызывают рост амплитуд гармоник оборотной частоты kfr рост амплитуд комбинационных частот mfz ± nfr. Достаточно часто наблюдается появление и/или существенный рост (флуктуации) амплитуд "промежуточных" частот (fm и fm ± nfr).

В качестве диагностических признаков питтинга часто используют появление и развитие боковых частотных составляющих mfZ ± nfr. вокруг зубцовой частоты fZ, или боковых частотных составляющих fm ± nfr вокруг "промежуточных" частотных составляющих fm, и диагностического параметра их амплитуды в спектре вибрации или, аналогично, частотных составляющих kfr и их амплитуд в спектрах амплитудной огибающей узкополосной вибрации с центральными частотами kfz и fm . [3]

2.21.3 Трещины и излом зубьев зубчатых колес

Эти дефекты являются весьма опасными, поскольку разрушение зубьев (скол, поломка) часто приводит к отказу агрегата при попадании продуктов разрушения в зону зацепления или подшипники.

Появление локального повреждения в виде трещины или скола зубьев может приводить к увеличению деформации собственно зубьев и, достаточно редко, деформации ободьев зубчатых колес, как изгибной, так и контактной ее составляющих. Как и в случае питтинга, жесткость зацепления передачи в момент контактирования зуба, имеющего дефект, уменьшается, что происходит раз за оборот вала (fr), а также происходят флуктуации давления в упругогидродинамическом контакте в момент контактирования поврежденного зуба, что приводит к увеличению глубины амплитудной модуляции в виброакустическом сигнале. Эти явления вызывают рост шумового компонента виброакустического сигнала и амплитуд гармоник оборотной частоты kfr, рост амплитуд комбинационных частот mfz ± nfr и флуктуацию амплитуд резонансных частот (достаточно часто наблюдается появление и/или существенный рост "промежуточных" частот).

Поскольку при появлении трещины или излома зуба жесткость зацепления в момент контакта дефектного зуба резко уменьшается, следующая пара зубьев входит в зацепление преждевременно, и момент входа сопровождается ударом. Амплитуда ударного импульса пропорциональна степени развития дефекта (трещины или излома). Частота заполнения импульса, вероятнее всего, -- собственная частота зубчатого элемента. Таким образом, рассматривая форму сигнала передачи с подобным дефектом иногда возможно обнаружить следующие раз за оборот ударные импульсы, подчеркивающиеся при синхронном накоплении. Частоты основных составляющих вибрации при дефектах зубчатых передач.[3]

Таблица 2.10

Частота	Вид дефекта изготовления	Вид дефекта сборки	Вид дефекта износа
fr	Дисбаланс
kfrl и kfr2 к= 1,2 реже 3 и 4 mfz ± nfr k,n,m=l,2, ...	Переменная погрешность шага зацепления	Нарушение соосности (перекос валов)
kfr к =1,2 ...20 и выше		Повышенный боковой зазор между колесами
fZ	Постоянная погрешность шага зацепления
kfZ kfr рост шумового компонента mfm ± nfr; n = 0,1,2, ...			Абразивный износ
kfr mfz ± nfr mfm ± nfr (флуктуация амплитуд), п = 0,1,2, ...			Выкрашивание зубьев
kfr mfz ± nfr mfm ± nfr (флуктуация амплитуд), n = 0,1,2, ... рост шумовой компоненты			Трещины и/или излом зубьев

2.21.4 Заедание зубчатых колес

При заедании происходит молекулярное соединение контактирующих поверхностей зубьев под действием высокого давления при разрыве масляной пленки. В результате возникает адгезионный износ, происходящий в несколько этапов: начальной фазы и натира (характеризующихся схватыванием и Разрушением локальных участков контактирующих поверхностей зубьев) и прогрессирующего этапа, завершающегося заеданием с пластическими Деформациями (часто имеющего скоротечный экспоненциальный вид).

Заедание зубчатых колес обычно сопровождается изменением амплитуд гармоник зубцовой частоты kfz, ростом амплитуд комбинационных частот mfz ± nfr, флуктуациями амплитуд "промежуточных" частот, расширением полосы спектральных компонентов kfz и нерегулярными выбросами во временном сигнале. Важно, что вышеперечисленные признаки, присущие и другим дефектам, крайне Усложняют процесс диагностики с помощью спектрального анализа вибрации и не позволяют однозначно установить заедание, особенно на начальной стадии.

Однако исследуя частотную модуляцию на зубцовых частотах, а точнее изменение уровней (глубину модуляции) спектральных составляющих на частотах вращения роторов, возможно распознавать заедание на начальном этапе.

Рис. 2.45. Спектры вибрации мультипликатора (индекс G) со стороны тихоходного (индекс 0) и быстроходного (индекс I) валов в вертикальной (индекс V) и горизонтально--осевом (индекс А) направлениях при нарушении соосности валов.

На рис. 2.45. приведены спектры вибрации установленного между ЭД и компрессором компрессорного агрегата мультипликатора с косозубой шевронной зубчатой передачей, состоящей из двух колес, с частотой вращения тихоходного колеса примерно 24,6 Гц и быстроходного колеса примерно 197,5 Гц. Монтаж был выполнен с нарушением соосности валов, вызвавшей перекос осей зубчатых колес.

Измерения проводились со стороны тихоходного (индекс 0) и быстроходного (индекс I) колес в вертикальном (индекс V) и горизонтально -- осевом (индекс А) направлениях.

В принципе, нарушение соосности валов зубчатых колес имеет те же диагностические признаки, что и расцентровка валов узлов агрегата, с той лишь разницей что в сигнале вибрации могут присутствовать гармонические составляющие частот вращения обоих валов расцентрованных колес.

В приведенном примере практически на всех спектрах вибрации наблюдаются частотные составляющие, характерные для нарушений соосности (перекоса осей валов) -- составляющие на оборотной частоте и гармониках обоих колес kfr1 и kfr2, причем, в большинстве случаев, существенно преобладают первая и/или вторая гармоники. В качестве диагностических параметров можно использовать уровни амплитуд вибрации на первой и второй гармониках частоты вращения обоих колес.

При нарушениях соосности количественные характеристики частотных составляющих (для различных точек измерения и пространственных компонентов вибрации) могут отличаться в значительных пределах в зависимости от взаимного положения осей валов, как и при нарушении центровки узлов агрегата. Кроме того они зависят от множества других параметров, связанных с нагрузкой, характеристикой смазки и т.д.

В качестве дополнительного диагностического признака нарушения соосности валов колес можно рассматривать изменение величин частотных составляющих kfrl и kfr2при пуске холодного агрегата и его дальнейшей работе при неизменной нагрузке. В процессе прогрева колес величины этих составляющих могут непрерывно меняться в течение сравнительно короткого (до двух часов) промежутка времени в значительных пределах, после чего вибрация стабилизируется.

Рис. 2.46. Спектр вибрации мультипликатора со стороны тихоходного вала в вертикальном направлении при увеличенном боковом зазоре между зубчатыми колесами.

На рис. 2.46. приведен спектр вибрации мультипликатора с прямозубой зубчатой передачей, состоящей из двух колес, установленного между ЭД и компрессором компрессорного агрегата, с частотой вращения тихоходного колеса примерно 24,6 Гц (frl) и быстроходного колеса примерно 195,5 Гц (fr2). Монтаж был проведен с нарушением установки бокового зазора (превышено номинальное значение бокового зазора).

В принципе, нарушение (превышение) бокового зазора имеет те же диагностические признаки, что нарушения жесткости, с той лишь разницей, что в сигнале вибрации могут присутствовать гармонические составляющие частот вращения обоих валов.

Спектр вибрации имеет частотные составляющие, характерные для нарушений жесткости -- составляющие на оборотной частоте и ее гармониках обоих колес mfr1, и nfr2, причем, в большинстве случаев, наблюдаются достаточная интенсивность гармоник с номерами до 20 и более. При нарушениях бокового зазора величины частотных составляющих (для различных мест и направлений измерения вибрации) и их соотношения между собой могут отличаться и зависят от тех же параметров, что и нарушения жесткости. В приведенном спектре вибрации вертикальными стрелками помечены гармоники частоты вращения ротора быстроходного колеса и наклонными стрелками -- гармоники тихоходного колеса. Гармоническая активность велика: например, интенсивность гармонических составляющих частоты вращения ротора тихоходного колеса в области 50...80 -- й гармоник не ниже, чем в области 2...20 -- й.

Можно отметить также сравнительно высокий уровень шумов в широкой полосе частот (практически по всему спектру), характерный для нарушений жесткости.

Рис. 2.47. Спектр вибрации (с фрагментом) редуктора в горизонтально--поперечном направлении при равномерном абразивом износе зубчатых колес.

На рис. 2.47. приведен спектр вибрации (и его фрагмент) редуктора с прямозубой зубчатой передачей, состоящей из двух колес (Z1 = 30; Z2=76), установленного между ЭД и специализированным поршневым компрессором, с частотой вращения быстроходного колеса примерно 24,8 Гц (frl) и тихоходного колеса примерно 9,8 Гц (fr2). При ревизии редуктора обнаружен 75% --й от предельно допустимого износ поверхностей зубчатых колес.

Спектр вибрации имеет частотные составляющие, характерные для износа колес: в результате увеличения (относительно номинального значения) бокового зазора происходит отрыв профилей зубьев в зацеплении и ударный режим возбуждения вибрации, что вызывает появление спектральных составляющих кратных частоте зацепления зубьев 744, 1488, 2232, 2976, 3720 и 4464 Гц (kfZ). В спектре присутствует также "промежуточная" составляющая на частоте 485 Гц. На расширенном фрагменте спектра (нижний спектр) отчетливо наблюдаются гармоники частоты вращения ротора быстроходного колеса, причем не имеется тенденции убывания амплитуд с возрастанием номера гармоники.

Рост общего уровня спектральных составляющих вибрации имеется практически во всем диапазоне частот спектра. Общее увеличение уровня спектра, особенно его высокочастотной области, определяющее степень развития износа поверхностей зубьев, привело к появлению в спектре широкополосных областей с достаточно высоким уровнем шума.

Рис. 2.48. Спектры амплитудной огибающей узкополосной вибрации мультипликатора с несущими частотами 2500 Гц (верхний график) и 4500 Гц (нижний график) с развитым питтингом контактирующих поверхностей зубчатых колес.

На рис. 2.48. показаны спектры амплитудной огибающей узкополосной вибрации той же контрольной точки мультипликатора с несущими частотами 2500 Гц (верхний график) и 4500 Гц (нижний график). Наибольшей информативностью обладает спектр амплитудной огибающей в окрестности зубцовой частоты fz = 4501 Гц. Появление ямки выкрашивания даже на одном зубе вызывает значительный рост (более 10 дБ) амплитуд гармоник (особенно второй) частот вращения колес, что позволяет диагностировать этот вид повреждения на стадии зарождения. Можно утверждать также, что поскольку вибрация, кратная частоте вращения быстроходного колеса интенсивнее, степень его повреждений больше.

Хорошую информативность при выявлении питтинга имеет кепстр: наблюдение за изменением (ростом) амплитуд рахмоник кепстра (в качестве диагностического параметра), соответствующих частотам вращения колес, также может применяться с успехом для оценки состояния зубчатых колес, особенно на ранней стадии развития питтинга.

Методы диагностирования выкрашивания вполне пригодны для диагностирования скола или поломки зубьев. При таких дефектах глубина модуляции растет еще больше (по сравнению с питтингом). Кроме того, при появлении трещины или скола зуба жесткость в момент зацепления резко падает и происходит "преждевременный" вход в зацепление следующей за дефектными пары зубьев, сопровождающийся ударом. На кривой вибросигнала появляются импульсы, амплитуда которых зависит от степени развития дефекта.

Иллюстрацией этому служит приведенный ниже пример.

Рис. 2.49. Форма и спектр сигнала вибрации редуктора при поломке зуба одного из зубчатых колес.

Приведенные в этом примере вибросигналы измерены на редукторе клети прокатного механизма, имеющей зубчатую пару с прямозубой передачей. При ревизии зубчатого зацепления клети был обнаружен износ подшипников скольжения и зубчатой пары, нарушение соосности валов и разрушение зуба одного из колес. Частота вращения колес примерно 8,2 Гц, колеса имеют по 21 зубу. Зубцовая частота (fz) составляет примерно 172 Гц, т.е. зубья входят в контакт примерно через каждые 122 мс. Вертикальными стрелками на кривой сигнала вибрации (рис. 2.49.) помечены следующие один раз за оборот зубчатого колеса (каждые 122 мс) ударные импульсы, величина некоторых из них превышает 13 мм/с. Коэффициент пика достигает 4,7. Спектр вибрации имеет все диагностические признаки, присущие эксплуатационному износу зубьев: гармонические составляющие частоты вращения колес kfr составляющие на зубцовой (mfz) и комбинационных частотах mfz ± nfr и заметный уровень шумов. Вторая гармоника частоты вращения ротора указывает на расцентровку. В то же время некоторые боковые частотные составляющие, помеченные горизонтальными стрелками, по величине превосходят вибрацию на зубцовой частоте, что говорит о высокой амплитудной модуляции (или, возможно, частотной модуляции). Такая же картина наблюдается и вокруг второй гармоники зубцовой частоты.

Параметры процесса модуляции и периодические ударные импульсы на кривой сигнала вибрации являются простым и надежным способом диагностирования трещин, сколов и поломок зубьев. Их количественный анализ еще более упрощается при применении синхронного накопления и кепстральном анализе. Методы диагностирования заедания аналогичны методам диагностирования выкрашивания зубьев и основаны на исследовании частотной модуляции основных частот возбуждения. При заедании на кривой виброускорения наблюдаются нерегулярные выбросы, но они мало изменяют спектр сигнала и сходны с выбросами, которые могут быть вызваны некоторыми другими дефектами зацепления. Приведенные ниже данные измерения вибрации (рис. 2.50.) собраны на мультипликаторе, установленном между ЭД и центробежным компрессором агрегата, зубчатая пара косозубой передачи которого была на момент последнего измерения в процессе прогрессирующего заедания. Это было установлено непосредственно после измерений и останова агрегата при ревизии мультипликатора.