Типовые конструкции акселерометров

Пьезоэлектрические акселерометры, как правило, сконструированы с учетом трех вариантов. Эти варианты принципиально отличаются друг от друга видом деформации используемых пьезоэлементов, т.е. деформацией под действием силы сжатия или срезывающей силы.

Конструкция с тремя пьезоэлементами, работающими под действием срезывающей силы. Акселерометры, обладающие этой уникальной конструкцией фирмы, содержат три плоских пьезоэлемента, закрепленных между расположенной в центре опорной стойкой треугольного сечения и тремя сейсмическими массами, прижатыми пружинным стяжным кольцом. Поскольку стяжное кольцо действует на массы и пьезоэлементы большой радиальной силой и поскольку все детали тщательно обработаны и доведены, в соответствующих акселерометрах вообще не используются ни крепежные винты, ни промежуточные клейкие слои. Отсутствие крепежных приспособлений способствует достижению оптимальной эксплуатационной характеристики и долговременной стабильности параметров акселерометров. В качестве электродов, на которых имеется отдаваемый пьезоэлементами электрический заряд, служат стяжное кольцо и металлический корпус упомянутых акселерометров.

Конструкция с плоскими пьезоэлементами, работающими под действием срезывающей силы. Соответствующие акселерометры содержат два плоских пьезоэлемента, закрепленных между расположенной в центре опорной стойкой и двумя сейсмическими массами, прижатыми пружинным стяжным кольцом. Поскольку основание и пьезоэлементы эффективно изолированы друг относительно друга, обладающие описанной конструкцией акселерометры отличаются малой чувствительностью к деформациям основания и к флуктуациям температуры.

Конструкция с пьезоэлементами, закрепленными в центре и работающими под действием силы сжатия. Акселерометры этой традиционной конструкции отличаются прочностью, надежностью и относительно большим отношением чувствительности к собственной массе. Сейсмическая масса, пружина и пьезоэлементы этих акселерометров установлены на цилиндрической опорной стойке, расположенной в центре и закрепленной на прочном основании общего корпуса. Поскольку основание и опорная стойка по существу образуют упругий элемент, соединенный параллельно с пьезоэлементами, обусловливаемые изгибом и/или изменениями температуры динамические деформации основания передаются на пьезоэлементы и приводят к созданию паразитного электрического заряда. Следовательно, описываемые акселерометры более чувствительны к деформациям основания и к быстрым изменениям температуры.

БАЛАНСИРОВКА РОТОРОВ В СОБСТВЕННЫХ ПОДШИПНИКАХ

2.1. Основные причины появления дебаланса в роторных машинах (Imbalance)

Дебаланс в роторных машинах является наиболее распространенным дефектом, приводящим к резкому увеличению вибрации. Дебаланс связан с процессами, происходящими в механической, тепловой или электромагнитной системах роторов, и в основном именно в результате дебаланса энергия вращения ротора преобразуется в энергию вибрации. Основная причина механического дебаланса - несовпадение центра масс с осью вращения. Возникающая при этом вибрация возбуждается центробежной силой. Вибрация ротора передается на подшипники и центробежная сила, действующая один раз за один оборот вала, может быть обнаружена в любой точке машины.

Таким образом, дебаланс ротора приводит к вибрации всех элементов машины на частоте, совпадающей с частотой вращения ротора. Вибрация с оборотной частотой обычно присутствует во всех вибрационных спектрах, измеренных на крышке или корпусе подшипника во всех проекциях - вертикальной, поперечной и осевой. Так как не существует машин с идеально отбалансированным ротором. Минимальные погрешности изготовления, монтажа, неравномерного износа, деформации элементов ротора и т.д. приводят к дебалансу и вибрации роторной машины на оборотной частоте.

Основные причины появления дебаланса:

· Дефекты изготовления ротора и его элементов.

· Недостаточный контроль на заводе-изготовителе или при ремонте, удары при перевозке, плохие условия хранения.

· Дефекты сборки при первичном монтаже или после ремонта.

· Наличие изношенных, дефектных и недостаточно прочно закрепленных деталей.

· Неравномерный износ, старение ротора, появление остаточных деформаций (особенно при нерасчетных режимах работы, приводящих к перегревам и ударам).

· Дефекты структуры метала, наличие внутренних дефектов в материалах.

2.2. Дефекты в роторных машинах, приводящие к росту оборотной гармоники вибрации

Механические ослабления (люфт)

Чаще всего вибрация при механических ослаблениях вызывается соударениями вращающихся деталей между собой или подвижных элементов ротора с неподвижными. Возможны также соударения неподвижных элементов, вызванные источником внешних динамических нагрузок, например, дебалансом. Из за чего, механические ослабления элементов системы «ротор-подшипники» сопровождаются появлением множества нестандартных сил.

При диагностике механических ослаблений большую роль играет выбор направления измерения вибрации. Таким образом, диагностическим признаком механических ослаблений является рост амплитуд высших гармоник, среди которых в некотором частотном диапазоне происходит резкое увеличение мощности.

Вибрация фундамента

При снижении жесткости внутренней структуры фундамента, отдельных его элементов, нарушении связей между ними или при наличии трещин усиливается вибрация фундамента. Такой дефект приводит к тому, что в вибрационном спектре увеличивается амплитуда оборотной гармоники, наведенная дебалансом ротора. Но в отличие от «чистого дебаланса» рост амплитуды оборотной гармоники происходит только в одном из направлений, в направлении максимального снижения жесткости фундамента.

Одним из методов диагностики этого дефекта является измерение СКЗ виброскорости на крышке подшипника и в местах крепления подшипника к фундаменту в трех направлениях. Для хорошего фундамента отношение этих величин в каждом направлении не должно сильно отличаться и примерно равняться 2. Уменьшение этого отношения до 1,4-1,7 свидетельствует о неудовлетворительной работе фундамента. Если же отношение оказалось равным 2,5-3,0, то либо фундамент работает идеально, либо ослаблены анкерные связи. Нарушение жесткости фундамента или других элементов крепления машины может диагностироваться и по резкому изменению амплитуды вибрации по высоте.

Уменьшение жесткости или обрыв анкеров также приводит к повышению вибрации машины на оборотной частоте. Обычно этот дефект становится заметным после того, как в машине появился источник интенсивных динамических нагрузок (дебаланс, расцентровка и т.д.). Амплитуда вибрации анкеров в этом случае значительно больше амплитуды вибрации фундамента.

Вибрация подшипников скольжения

При перекосе или излишней подвижности баббитовых вкладышей несамоустанавливающихся подшипников скольжения в вибрационных спектрах происходит увеличение амплитуд первых двух гармонических составляющих. Этот рост особенно заметен в осевом направлении. Дальнейшее развитие дефекта и рост амплитуд начальных гармоник приводят к разрушению вкладышей, появлению задиров шейки вала и необходимости аварийной остановки машины. Часто этот дефект сопровождается и небольшим изгибом шейки вала.

Сравнение СКЗ виброскорости в осевом и радиальном направлениях позволяет выявить преимущественное влияние осевой вибрации и определить ось перекоса вкладыша. Еще более полную информацию о дефекте можно получить, анализируя зависимость СКЗ виброскорости от угла в плоскости, перпендикулярной оси агрегата. Для получения этой зависимости меняют угловую координату установки датчика на крышке или корпусе подшипника в соответствующей плоскости.

Вибрация подшипников качения

При работе подшипников качения в вибрационных спектрах появляется ряд характерных гармоник, частота которых однозначно связана с конструктивными параметрами подшипника и оборотной гармоникой. Основными из характерных гармоник являются гармоники с частотами внешней и внутренней обойм, сепаратора и тел качения. Увеличение амплитуды характерной гармоники свидетельствует о нали­чии дефекта в соответствующем элементе подшипника, рост которого определяет ресурс подшипника.

Все характерные частоты подшипника обычно модулируются оборотной гармоникой, что приводит к появлению вокруг них боковых гармоник. По мере роста дефекта число и амплитуда боковых гармоник увеличиваются. Часто дополнительная мощность вибрации оказывается сосредоточенной не в характерной гармонике, а вокруг нее в возникающих зонах повышенной вибрации, причем в достаточно широком частотном диапазоне.

С ростом амплитуды оборотной гармоники даже небольшие дефекты подшипника могут приводить к большим динамическим нагрузкам и резкому сокращению его ресурса.

Изгиб вала

Достаточно развитый дефект типа «изгиб вала» обычно приводит, как уже упоминалось, к резкому увеличению вибрации на оборотной частоте в осевом направлении и аварийной остановке машины. Последней стадией этого процесса является недопустимое увеличение зазоров в подшипниках и их разрушение.

При диагностике изгиба вала обычно рассматриваются два случая:

· изгиб вала вблизи подшипника (изгиб шейки вала);

· изгиб вала между подшипниками.

При изгибе шейки вала, в отличие от дебаланса, фаза оборотной гармоники в вертикальном и поперечном направлениях будет отличаться на 90° или 270°. Это означает, при диагностике изгиба большую помощь может оказать одновременная регистрация вибросигналов в двух направлениях.

При изгибе вала зависимость СКЗ виброскорости от угла в плоскости, перпендикулярной оси вращения, имеет достаточно круглую форму. Чаще всего это эллипс с горизонтальным расположением большой оси, что связано с различной податливостью подшипниковой опоры в различных направлениях.

При изгибе вала между подшипниками происходит изменение распределения масс по длине ротора, что ведет к увеличению массы дебаланса и росту вибрации на оборотной частоте. При этом фаза оборотной гармоники не меняется.

Наиболее достоверными диагностическими признаками изгиба вала между подшипниками являются:

· СКЗ виброскорости в радиальных направлениях велико и различается не более чем на 30 %;

· в спектре осевой вибрации присутствует оборотная гармоника, но возможно наличие второй и третьей гармоник с максимальными амплитудами;

· фазы оборотных гармоник в осевом направлении на обеих подшипниковых стойках отличаются всегда на 180°.

Таким образом, для диагностики роторных машин недостаточно измерения вибрационного спектра в одном направлении. Информация об амплитудах гармоник вибрации в одном направлении не может служить основанием для определения типа дефекта. Необходимо иметь информацию об амплитудах и частотах вибрации в трех направлениях. Эта информация должна быть дополнена зависимостью изменения СКЗ виброскорости от угла в различных плоскостях, а в ряде случаев и синхронным изменением спектров, позволяющем оценить относительную фазу соответствующей гармоники.

2.3. Диагностические признаки дебаланса

Диагностическими признаками дебаланса являются:

· временной сигнал вибрации является простым с малым числом гармоник в низкочастотной области (область до пятой гармоники). Исключение составляют сигналы, в которых проявляются гидрогазодинамические, электромагнитные силы;

· амплитуда оборотной гармоники не менее чем в 3-5 раз больше амплитуд гармоник низкочастотной области, не менее 60 % мощности сигнала сосредоточено в этой области;

· приведенные выше условия относятся к вибрационным спектрам, измеренным в радиальном, вертикальном и поперечном направлениях;

· отношение амплитуды оборотной гармоники в радиальном направлении изменяется в пределах 0,7-1,2, очень часто это отношение равно 1. Отклонения от этого правила связаны с увеличением боковых зазоров в подшипниках и недопустимо большой податливостью опоры в этих направлениях;

· амплитуда оборотной гармоники в осевом направлении обычно на 50 % меньше амплитуды оборотной гармоники в радиальном направлении;

· в спектре осевой вибрации оборотная гармоника может не быть преобладающей. В нем могут быть вторая и третья гармоники;

· обычно дебаланс проявляется на двух подшипниках, только на одном он проявляется в случае, если сосредоточен вблизи этого подшипника;

· с ростом частоты вращения вибрация от дебаланса резко возрастает. При отсутствии других дефектов, что мало вероятно, вибрация от дебаланса слабо связана с технологическим режимом и нагрузкой;

· в центробежных насосах малой и средней мощности часто используются консольные роторы. При дебалансе консольного ротора оборотная гармоника является преобладающей не только в радиальном направлении, но и в осевом направлении. Но при этом, если фаза в осевом направлении оказывается стабильной, то в радиальном направлении может меняться.

Таким образом, для надежной диагностики дебаланса необходим анализ вибрационных спектров на обоих подшипниках во всех проекциях.

Дебаланс может приводить к расцентровке и изгибу ротора. При этом ротор изменяет свою форму так, что центр масс смещается в сторону уже имеющегося дебаланса, в результате резко увеличивается масса дебаланса, вибрация, напряжения. Таким образом, дебаланс в роторных машинах является одной из основных причин снижения эффективности и надежности работы, и для повышения технико-экономических показателей эксплуатируемой машины необходима ее балансировка.

Заключительный этап балансировки - балансировка роторов в собственных подшипниках. Такая балансировка дополняет балансировку роторов на специальных балансировочных станках, поскольку позволяет проверить качество балансировки на станке, возможное нарушение балансировки ротора в процессе транспортировки после балансировки на станке и оценить, а иногда и устранить влияние полумуфты, не балансируемой совместно с ротором на станке.

2.4. Статическая, моментная и динамическая балансировки роторных машин в собственных подшипниках

Балансировкой называют процесс, связанный с изменением распределения масс по длине ротора, в результате которого при вращении ротора не возникает некомпенсированных центробежных сил или они оказываются минимальными.

На практике до 70% случаев повышенная вибрация связана с дебалансом. Поэтому перед балансировкой необходимо определить основные причины повышенной вибрации. После балансировки амплитуда основных гармоник снижается в 5 раз, и такое снижение при отсутствии резонансных условий в сопрягаемых валах обеспечивает надежную работу всего агрегата.

При балансировке роторов существуют три случая: статическая балансировка (уравновешивают силы); моментная балансировка (уравновешивают моменты); динамическая балансировка (уравновешивают силы и моменты).

Статический дебаланс определяется как эксцентриситет центра масс, вызванный точечной массой, расположенной на некотором расстоянии от центра вращения. Равная масса, повернутая на угол 180° и расположенная на том же радиусе, необходима, чтобы центр масс совпал с осью вращения. Таким образом, статический дебаланс может быть устранен в одной плоскости и не требует анализа динамических процессов. Статическая балансировка представляет собой начальный этап балансировки, в основном для тихоходных машин.

Если масса ротора распределена вдоль оси, то для балансировки необходимо скомпенсировать действие возникающего момента. Для этого устанавливают две массы, угловые координаты которых отличаются на 180°. Эти массы приводят к появлению равных сил. Если величина установленных масс равняется величине дебаланса, то ротор оказывается сбалансированным. Однако при вращении ротора эти две массы приведут к смещению оси инерции, которая перестанет совпадать с осью вращения. Такой дебаланс может быть устранен только на основании данных, полученных при измерении вибрации и изменении распределения массы ротора по оси.

Обычно дебаланс роторов представляет собой комбинацию статического и моментного дебаланса, т.е. динамический дебаланс. Для устранения такого дебаланса необходима балансировка в двух плоскостях.

Если диаметр облопаченной части ротора превышает его длину в 7-10 раз, то ротор можно балансировать в од­ной плоскости, в противном случае его необходимо балансировать в двух плоскостях. Но в целом ряде случаев доступ к обоим торцам ротора невозможен. С точки зре­ния динамики, все роторы разделяются на жесткие и гиб­кие. К жестким роторам относятся роторы частота враще­ния которых не превышает 50% первой резонансной часто­ты ротора. При анализе динамики жестких роторов можно не учитывать изгиб, возникающий при его вращении. В трубопроводном транспорте нефти все роторы - ЦБН жест­кие, в трубопроводном транспорте газа роторы ГПА с су­довым и авиационным приводами - гибкие. Балансировка жестких роторов заключается в установке корректирую­щих масс в двух плоскостях, балансировка гибких роторов требует специального вакуумного стенда и производится в основном на заводе-изготовителе.

2.5. Критерии и нормы балансировки

В полностью сбалансированных машинах сил, связан­ных с дебалансом, не должно возникать. Но на практике, вследствие наличия в машинах при изготовлении допус­ков, полная балансировка невозможна. Для различных типоразмеров машин уровни вибрации, которые могут считаться повышенными, сильно отличаются.

Полученная после балансировки величина относительного дебаланса не должна превышать величин, приведенных в стандарте. При расчете максимально допустимого остаточного дебаланса предполагают, что ротор симметричен относительно центра вала. Если ротор является не симметричным относительно центра, то необходимо скомпенсировать суммы моментов относительно центра. В этом случае допустимый остаточный дебаланс распределяется следующим образом: на дальнем подшипнике 1/3, на ближнем 2/3 суммарной величины. Сумма моментов относительно центра масс будет скомпенсирована.

2.6. Принцип и процедура динамической балансировки роторов

В процессе динамической балансировки роторов используются результаты измерений абсолютной вибрации. Однако амплитуда абсолютной вибрации зависит не только от дебаланса ротора, но и от жесткости подшипниковой стойки.

Поскольку для балансировки ротора необходима установка корректирующей массы определенной величины с определенной угловой координатой, то цель балансировки заключается в определении величины корректирующей массы. При этом угловая координата дебаланса просто вычисляется по результатам измерений.

Процедура балансировки

Прежде чем приступить к балансировке, необходимо измерить частоту вращения вала. С этой целью может использоваться оптический, фотоэлектрический тахометр. В основу балансировки жестких роторов в собственных подшипниках положено измерение амплитуды и фазы оборотной гармоники вибрации. Этот процесс состоит из следующих этапов:

1. проверка необходимости балансировки с использованием вибродиагностических признаков дебаланса;

2. измерение амплитуды и фазы оборотной гармоники на роторе в исходном состоянии;

3. на ротор, почти произвольном образом, устанавливается пробная масса, после чего измеряются также амплитуда и фаза оборотной гармоники;

4. на основании проведенных измерений строятся векторные диаграммы и определяется величина корректирующей массы;

5. установка корректирующей массы;

6. контрольное измерение после установки корректирующей массы и проверка допустимости остаточного дебаланса.

Датчик вибрации - акселерометр устанавливается на корпусе подшипника и позволяет оценить изменение вибрации во времени. С помощью фильтра из этого сигнала выделяется первая гармоника, которая характеризует наличие дебаланса. Тахометр измеряет число оборотов вала и, при сопоставлении отметок тахометра и оборотной гармоники вибрации, определяется относительная фаза дебаланса.

После этого на ротор устанавливается пробная масса и проводится тот же цикл измерений.

Для использования предлагаемой схемы необходимо:

· выбрать пробную массу;

· построить векторную диаграмму и рассчитать корректирующую массу;

· убедиться в правильности измерений;

· решить вопрос о величине корректирующей массы, если нет возможности установить ее на том же радиусе, что и пробную.

Выбор пробной массы

Выбор пробной массы должен быть основан на оценке эффекта, который пробная масса оказывает на вибрационное состояние ротора. Если пробная масса будет слишком большой, возникает опасность перегрузки и искривления, если маленькой - то точность определения корректирующей массы будет невысока.

Рекомендуется, чтобы пробная масса была в 5-10 раз больше величины, рассчитанной по максимально допустимому дебалансу для данного класса роторов и данного числа оборотов.

Проверка результатов измерений

Несмотря на тщательность выбора пробной массы, может случиться, что полученные результаты оказываются малопригодными для балансировки. Поэтому, прежде чем использовать результаты измерений, следует убедиться в их качестве.

ЭТО ВСЕ ДЕЛАЕТСЯ КАК ТО ТАМ ПО ВЕКТОРАМ _ ТАК ЧТО ОН НИХЕРА СПРАШИВАТЬ НЕ БУДЕТ ПОДИ)))

2.7. Балансировка в двух плоскостях

В приборах для балансировки в двух плоскостях обычно имеются два канала для вибросигналов и переключатель для их выбора. Переключатель используется для выбора плоскости, в которой будут проводиться измерения. И это единственное отличие от процедуры балансировки в одной плоскости.

Процедура балансировки в двух плоскостях:

· производится частотный анализ в обеих плоскостях, и по выделенной оборотной гармоники вибрации оценивается необходимость балансировки;

· измеряются амплитуды и фаза вибрации в каждой из плоскостей в начальном состоянии из-за перекрестного эффекта, т.к. дебаланс в одной из них влияет на величину вибрации в другой и наоборот эффект;

· установка пробной массы в плоскости;

· с установленной пробной массой в плоскости, измеряются амплитуда и фаза в обеих плоскостях;

· отмечается координата пробной массы в плоскости и масса снимается;

· с установленной пробной массой в плоскости измеряются амплитуда и фаза в обеих плоскостях;

· отмечается положение пробной массы в плоскости, и масса снимается;

· рассчитываются величины корректирующих масс в плоскостях;

· устанавливаются корректирующие массы в плоскостях;

· измеряется остаточная вибрация и сравнивается с допустимым значением.

2.8. Использование динамических коэффициентов влияния (ДКВ) при балансировке

В основу методики балансировки жестких роторов положено предположение о линейной зависимости массы дебаланса и амплитуды от оборотной гармоники вибрации. Коэффициент пропорциональности, связывающий величину дебаланса и амплитуду оборотной гармоники вибрации, называется ДКВ.

Дебаланс в одной из плоскостей ротора влияет на вибрацию во всех остальных плоскостях. Поэтому для всех роторов существует матрица ДКВ, связывающая между собой вибрацию во всех плоскостях ротора. Так что, зная величину ДКВ, можно по измеренной амплитуде оборотной гармоники в одной плоскости разработать рекомендации по ее снижению.

Таким образом, зная предварительно величину при изменении амплитуды первой (оборотной) амплитуды вибрации, можно рассчитать величину компенсирующей массы без пробных пусков.

ДКВ является основным динамическим параметром агрегата и для двух одинаковых агрегатов должны быть равны величины ДКВ. К сожалению, малозаметные отклонения в параметрах и свойствах агрегатов существенно влияют на динамические характеристики.

Значения ДКВ могут существенно отличаться для одинаковых агрегатов и даже на одном агрегате величины ДКВ могут меняться, в зависимости от времени и режима работы. Поэтому необходимо собирать банк данных по ДКВ, их хранить и архивировать. Для расчета компенсирующих грузов можно использовать величины ДКВ, определенные при балансировке на балансировочных станках, при балансировке роторов в собственных подшипниках и учитывая возможные отклонения ДКВ для аналогичных машин. Достоверность балансировки с помощью ДКВ определяется по результатам контрольных измерений.

Поиск по сайту: