Содержание к диссертации
Введение
1 Анализ действующих методов контроля технического состояния магистральных насосных агрегатов по вибрационным параметрам 9
1.1 Действующие методы оценки технического состояния агрегатов по параметрам вибрации 9
1.2 Недостатки действующих методов оценки вибрационного состояния агрегатов 14
1.3 Выводы по главе 1 32
2 Адаптация методики контроля технического состояния магистральных насосных агрегатов, основанной на 1/3-октавном спектральном анализе вибрационных параметров 34
2.1 Особенности определения вибрационных характеристик агрегатов методами 1/3-октавного спектрального анализа 34
2.2 Рекомендации по выбору основных параметров измерения виброспектральных характеристик агрегатов 38
2.3 Точки измерения параметров вибрации агрегатов, оснащенных элементами виброкомпенсирующей системы 42
2.4 Оценка вибрационного состояния агрегатов на неоптимальпых режимах эксплуатации 45
2.5 Измерение вибрационных характеристик магистральных насосных агрегатов на переходных режимах 47
2.6 Переносной тракт для измерения виброспектральных характеристик 54
2.7 Погрешность измерения виброспектральных характеристик 57
2.8 Обработка результатов измерений вибрации. Программа анализа групп спектров WinGraph 58
2.9 Выводы по главе 2 64
3 Исследование вибрационных характеристик магистральных насосных агрегатов с элементами виброкомпенсирующей системы на стационарных режимах 65
3.1 Состав и основные технические характеристики магистральных насосных агрегатов ООО «Балтнефтепровод» 65
3.2 Основные причины вибрации агрегатов 68
3.3 Низкочастотные изменения вибрации магистральных насосных агрегатов 103
3.4 Вибрационные характеристики магистральных насосных агрегатов в неноминальном режиме перекачки нефти 109
3.5 Выводы по главе 3 116
4 Исследование разгонных вибрационных характеристик магистральных насосных агрегатов с элементами виброкомпенсирующей системы 118
4.1 Пуск электродвигателя в режиме холостого хода 118
4.2 Пуск агрегатов под нагрузку 127
4.3 Выводы по главе 4 143
5 Способы улучшения статических и динамических характеристик магистральных насосных агрегатов с элементами виброкомпенсирующей системы 144
5.1 Динамическая балансировка ротора электродвигателя 144
5.2 Настройка динамических и статических характеристик агрегата, оснащенного виброкомпенсирующей системой 150
5.3 Выводы по главе 5 170
Заключение 171
Библиографический список использованной литературы
- Действующие методы оценки технического состояния агрегатов по параметрам вибрации
- Особенности определения вибрационных характеристик агрегатов методами 1/3-октавного спектрального анализа
- Состав и основные технические характеристики магистральных насосных агрегатов ООО «Балтнефтепровод»
- Пуск электродвигателя в режиме холостого хода
Введение к работе
В современных условиях топливно-энергетический комплекс является важнейшим фактором экономической и политической стабильности России. Доставка энергоносителей отечественным и зарубежным потребителям на-прямую связана с надежностью работы магистральных трубопроводов, насосного и компрессорного оборудования. Важную роль в комплексе мероприятий, обеспечивающих устойчивую и надежную работу этого оборудования играют работы связанные с контролем его технического состояния но различным эксплуатационным параметрам.
Объективная оценка фактического технического состояния, разработка и внедрение мероприятий, повышающих надежность работы и увеличивающих ресурс магистральных насосных агрегатов (МНА), имеют важнейшее значение при эксплуатации магистральных нефтепроводов.
Работы в области снижения вибрации, контроля и диагностики вибра
ционного состояния насосного и другого энергетического оборудования про
водились институтами и предприятиями ГУП «ИПТЭР», ФГУП «ЦНИИ им.
акад. А. Н. Крылова», СПбГМТУ, ФГУП «ПО «Севмаш», ФГУП «IIIIII
«Компенсатор». Большой вклад в изучение проблемы вибрационного состоя-
4 ния динамических машин и агрегатов внесли известные ученые Барков А.В.,
Баркова Н.А., Биргер И.А., Гольдин А.С., Иориш Ю.И., Исакович М.М., Колесников Е.А., Павлов Б.В., Покровский Б.В., Попков В.И., Мышинский Э.Л., Румшиский Л.З., Явленский К.Н. и др.
В настоящее время для решения задачи оценки технического состояния
роторного оборудования и, в частности, центробежных насосных агрегатов, в
качестве основного параметра рассматривается вибрация его подшипнико
вых узлов. Согласно действующих в системе магистрального транспорта
нефти руководящих документов, техническое состояние МНА оценивается
т по средним квадратическим значениям (СКЗ) виброскорости в полосе частот
10...1000 Гц, измеренным на подшипниковых узлах насоса и электродвигателя в местах их крепления к фундаментам.
На НПС отсутствует единая методика контроля вибрационного состояния МНА с учетом различных, влияющих на него факторов, а в руководствах по техническому обслуживанию оборудования приводятся только общие рекомендации по контролю и оценке СКЗ виброскорости на установившихся оптимальных режимах эксплуатации и эти рекомендации не всегда выполняются техническим персоналом.
Отсутствие единого подхода затрудняет объективную оценку и сравнительный анализ параметров вибрации МНА и разработку мероприятий по улучшению их динамических характеристик, особенно в условиях постоянно изменяющихся режимов перекачки нефти.
Результаты проведенных исследований и опыт эксплуатации показывают, что одним из наиболее эффективных средств улучшения вибрационных характеристик МНА является оснащение его виброкомпенсирующей системой (ВКС), основными элементами которой являются: единая несущая рама насоса и электродвигателя, которая устанавливается на амортизаторы; упругие компенсаторы, соединяющие насос с отводами магистрального трубопровода; упругая муфта, соединяющая валы роторов насоса и электродвигателя. Однако, поскольку, динамические характеристики МНА, оснащенных системами ВКС, мало изучены, то отсутствуют методика и рекомендации по контролю их вибрационного состояния.
Цель работы - совершенствование метода оценки технического со-
Основные задачи исследований:
Проанализировать и определить недостатки методик и рекомендаций, по оценке вибрационного состояния МНА.
Разработать методику контроля вибрационного состояния МНА, оснащенных элементами системы ВКС, с учетом различных факторов, влияю-
щих на вибрацию агрегатов.
Разработать программное обеспечение для анализа виброспектральных характеристик МНА.
Выполнить исследование вибрационных характеристик МНА, в различной степени оснащенных элементами системы ВКС, на различных режимах эксплуатации.
Научная новизна работы заключается в следующем:
Анализ действующих методик и рекомендаций но контролю вибрационного состояния МНА выявил ряд недостатков, снижающих объективность контроля вибрационного состояния МНА.
Разработана методика контроля вибрационного состояния МНА с элементами ВКС на установившихся и переходных режимах эксплуатации, учитывающая: колебаний частоты вращения, низкочастотные колебания интенсивности вибрации, отклонения режима работы от номинального, взаимное влияние работающих МНА, особенности динамических характеристик ВКС. Методика основана на анализе 1/3-октавных спектров и мультиспектральных характеристик вибрации. Разработано программное обеспечение анализа групп спектров и мультиспектральных характеристик для практической реализации предложенной методики.
Исследованы вибрационные характеристики МНА с ВКС на установившихся оптимальных и неоптимальных режимах, экспериментально определены резонансные частоты, исследованы разгонные мультиснектральныс вибрационные характеристики МНА с элементами ВКС.
4. Разработана методика динамической балансировки роторов электродвигателей МНА в собственных подшипниках в условиях низкочастотных колебаний интенсивности вибрации а также способы индивидуальной настройки динамических характеристик ВКС.
Практическая ценность выполненных исследований заключается в повышении объективности оценки технического состояния МНА, оснащенных элементами системы ВКС; в результатах анализа динамических процессов, происходящих при разгоне МНА с ВКС; в улучшении вибрационных параметров МНА путем индивидуальной настройки системы ВКС; в повышении качества динамической балансировки роторной системы МНА; в создании и сопровождении базы данных по виброспектральным и мультиспек-тральным характеристикам МНА.
На защиту выносятся разработанная методика контроля вибрационного состояния МНА, оснащенных элементами системы ВКС, на установившихся и переходных режимах эксплуатации, повышающая объективность оценки вибрационного состояния МНА и результаты исследований вибрационных характеристик МНА, в различной степени оснащенных элементами системы ВКС.
Апробация работы:
Основные результаты исследований диссертационной работы были доложены на:
Международной научно-технической конференции «Развитие и коммерческое использование технологий в северных регионах» POLARTECH'96, Санкт-Петербург, 1996;
Конкурсе Северного отделения научно-технического общества судостроителей имени акад. А. Н. Крылова, Северодвинск, 1997;
VCK3=\\;)v{t)dt
(1.1)
где: V(t) - виброскорость, измеряемая в полосе частот 10... 1000 Гц; Т - время усреднения.
Таблица 1.1 - Нормы вибрации подшипниковых узлов МНА, работающих на номинальных режимах
СКЗ виброскорости подшипниковых узлов МНА в диапазоне частот 10... 1000 Гц измеряются стационарной контрольно-сигнальной виброаппаратурой (КСА) [74], [75] и переносными средствами виброметрии [78]. Контроль вибрации осуществляется в вертикальном (Z), горизонтально-поперечном (Y) и горизонтально-осевом (X) направлениях. Вертикальная составляющая вибрации измеряется на верхней части крышки подшипника над серединой длины его вкладыша; горизонтально-поперечная и горизонтально-осевая составляющие вибрации измеряются на уровне оси вала ротора против середины длины опорного вкладыша [24], [80], [81], [112].
Кроме СКЗ виброскорости подшипниковых узлов контролируется также СКЗ виброскорости на головках анкерных болтов (лапах корпуса насоса и электродвигателя) в вертикальном направлении. Предельным значением в этом случае является СКЗ, равное 1,0 мм/с, [80], [81]. По результатам измерения СКЗ виброскорости в течение определенного периода наработки может быть определен остаточный ресурс агрегата. Для этого строится график
Действующие методы оценки технического состояния агрегатов по параметрам вибрации
В соответствии с рекомендациями действующих в настоящее время в системе магистрального транспорта нефти руководящих документов, оценка работоспособности МНА, на номинальных режимах производится в соответствии с нормами вибрации, приведенными в таблице 1.1 [80].
В качестве оцениваемого вибрационного параметра используется СКЗ виброскорости, которое определяется для частотного диапазона 10... 1000 Гц по формуле [5], [6], [7], [13], [39], [46], [62], [118]: СКЗ виброскорости подшипниковых узлов МНА в диапазоне частот 10... 1000 Гц измеряются стационарной контрольно-сигнальной виброаппаратурой (КСА) [74], [75] и переносными средствами виброметрии [78]. Контроль вибрации осуществляется в вертикальном (Z), горизонтально-поперечном (Y) и горизонтально-осевом (X) направлениях. Вертикальная составляющая вибрации измеряется на верхней части крышки подшипника над серединой длины его вкладыша; горизонтально-поперечная и горизонтально-осевая составляющие вибрации измеряются на уровне оси вала ротора против середины длины опорного вкладыша [24], [80], [81], [112].
Кроме СКЗ виброскорости подшипниковых узлов контролируется также СКЗ виброскорости на головках анкерных болтов (лапах корпуса насоса и электродвигателя) в вертикальном направлении. Предельным значением в этом случае является СКЗ, равное 1,0 мм/с, [80], [81]. По результатам измерения СКЗ виброскорости в течение определенного периода наработки может быть определен остаточный ресурс агрегата. Для этого строится график (тренд) изменения СКЗ виброскорости в зависимости от наработки, по которому определяется момент начала прогрессирующего роста вибрации, и прогнозируется время, оставшееся до достижения максимально допустимого значения [1], [2], [60], [77], [112], [117], [125].
Причины вибрации МНА могут быть определены по результатам спек ф трального анализа виброскорости. Частоты большинства дискретных состав ляющих вибрации оборудования вращения на установившемся режиме работы, кратны частоте вращения [15], [41], [45], [77], [112]. Согласно классификации, приведенной в [5], [6], [7], [19], [63], [118], такие процессы могут быть отнесены к полигармоническим процессам с фундаментальной частотой равной рабочей оборотной частоте агрегата, и представлены рядом Фурье [7]: оо х(0=Х0 + ХпсоБ(2 кп -вп) (1.2) где: Хо - постоянная составляющая; // - фундаментальная (т.е. оборотная) частота; Хп - амплитуды я-ых гармонических составляющих вибрации; Эп фазовые углы и-ых гармонических процессов.
В большинстве случаев при практическом анализе вибрационных про ф цессов фазовые углы отдельных гармонических составляющих игнорируют ся, постоянная составляющая отфильтровывается фильтром верхних частот анализирующего прибора, а количество дискретных составляющих, формирующих полигармонический процесс, ограничено конечным числом. В общем случае спектр такого процесса, наблюдаемый на экране узкополосного анализатора, имеет вид, показанный на рисунке 1.1 [7], [63].
Кроме дискретных гармонических составляющих (гармоник), связан ных с фундаментальной частотой, т.е. с частотой вращения ротора, в спектре вибрации реального насосного агрегата присутствуют дискретные состав # ляющие, связанные с резонансами опорных, корпусных и рамных конструк ций, резонансами магистральных и вспомогательных трубопроводов, процес 12 сами, происходящими в подшипниках скольжения и качения, гидродинамическими и другими процессами, вызывающими вибрацию на частотах не кратных частоте вращения [14], [48], [70], [112].
Частоты основных дискретных составляющих вибрации роторного оборудования связаны соответствующими аналитическими выражениями с частотой сети питания, рабочей частотой вращения (фундаментальной частотой) и с техническими характеристиками вращающихся узлов: внутренними и внешними диаметрами подшипников, количеством и диаметрами тел качения в подшипниках, количеством лопаток рабочих колес насосов и вентиляторов [25], [39], [46], [47], [77], [80], [120], [112].
Для определения спектрального состава вибрации применяются узкополосные анализаторы, позволяющие выполнять спектральный анализ сигналов виброскорости с постоянной абсолютной шириной полосы пропускания [3], [8], [20], [23], [38], [44], [65], [57], [112], [119]. При этом узкополосные спектры виброскорости изображаются в линейных масштабах амплитудной и частотной осей.
Особенности определения вибрационных характеристик агрегатов методами 1/3-октавного спектрального анализа
В настоящее время при измерениях виброспектральных характеристик насосных агрегатов предприятий транспорта нефти применяются цифровые узкополосные анализаторы, выполняющие спектральный анализ сигналов на основе алгоритма БПФ (узкополосный спектральный анализ), который классифицируется, как спектральный анализ с постоянной абсолютной шириной полосы пропускания, не зависящей от центральной частоты фильтра [3], [44], [63], [79], [112]: А/=-7= const (2.1) N где: Fp - рабочий частотный диапазон анализатора, Гц; N - количество частотных фильтров (частотных полос) в рабочем частотном диапазоне. Так, например, разрешение по частоте анализатора, работающего в режиме БПФ, и, имеющего 400 частотных полос в частотном диапазоне 0 ... 1000 Гц, постоянно и равно 2,5 Гц.
Основной отличительной особенностью предлагаемой методики является применение 1/3-октавного спектрального анализа для измерения вибрационных характеристик МНА. Такой вид спектрального анализа предусматривает использование фильтров с постоянной относительной шириной полосы пропускания равной 1/3 октавы. Фактическая ширина полосы пропускания таких фильтров увеличивается с увеличением их центральной частоты, но всегда составляет 23,1% от этой частоты: fe-fn -1—.—- = const (2.2) J ер где: /в и/н - верхняя и нижняя граничные частоты 1/3-октавного фильтра, Гц; fcp - средняя частота 1/3-октавного фильтра, Гц. Верхняя граничная, нижняя граничная и средняя частоты 1/3-октавного фильтра связаны соотношениями [3], [18], [40], [44], [63], [107], [112]: /.=- : /.= -/. (2-3) Средние частоты 1/3-октавных фильтров одинаковы и соответствуют международным рекомендациям, что облегчает сравнение спектров, измеренных различными анализаторами. Эти частоты выражаются рекомендованным цифровым рядом: 1; 1,25; 1,6; 2,0; 2,5; 3,15; 4; 5; 6,3; 8; 10 и т.д. [43], [44].
На рисунке 2.1 представлены узкополосный и 1/3-октавный спектры виброскорости одного и того же подшипникового узла насоса МНА № 2 НПС «Кириши», измеренные почти одновременно.
Поскольку, частоты основных дискретных составляющих вибрации подшипниковых узлов МНА известны, то можно определить и в какой из 1/3-октавных фильтров эти дискретные составляющие попадают. Так, оборотная дискретная составляющая с частотой 50 Гц попадает в 1/3-октавный фильтр со средней частотой 50 Гц (fH = 44,54 Гц,Х = 56,12 Гц), а лопастная дискретная составляющая вибрации рабочего колеса насоса с частотой 350 Гц, попадает в 1/3-октаный фильтр со средней частотой 315 Гц (fH = 280,63 Гц, /в = 353,58 Гц) и т.д. Так же, с учетом формулы (2.3), может быть выполнена привязка основных дискретных составляющих вибрации МНА к соответствующим им 1/3-октавным фильтрам.
Таким образом, 1/3-октавный спектр, также как и узкополосный, позволяет достаточно хорошо определять вклад основных дискретных составляющих в формирование вибрации МНА и может быть использован в тех случаях, когда нет необходимости знать точное значение частот этих дискретных составляющих. Вместе с тем, применение 1/3-октавного анализа для контроля состояния МНА по его виброспектральным характеристикам обладает рядом преимуществ.
Главным из этих преимуществ является то, что 1/3-октавный спектр вибрации не чувствителен к малым флуктуациям рабочей частоты вращения роторной системы агрегата. Так при 1/3-октавном спектральном анализе смещение лопастной дискретной составляющей вибрации в соседний фильтр произойдет только, если оборотная частота увеличится более чем на 1%. Таким образом, при небольших флуктуациях рабочей частоты 1/3-октавный спектр вибрации МНА не смещается по частоте, что значительно облегчает сравнение и статистическую обработку измеряемых вибросиектральных характеристик.
Состав и основные технические характеристики магистральных насосных агрегатов ООО «Балтнефтепровод»
МНА ООО «Балтнефтепровод» укомплектованы центробежными насосами типа НМ2500-230 и асинхронными электродвигателями типа 4АЗМВ-2000/10000 (НПС «Кириши-1» и «Невская») и 4АЗМВ-2500/10000 (НПС «Песь» и «Правдино»),
Электродвигатели имеют взрывобезопасное исполнение с воздушным охлаждением. Рабочая частота вращения электродвигателя - 2979 об./мин. Питание от сети переменного тока напряжением 10000 В с частотой 50 Гц. Штатные рабочие колеса насосов рассчитаны на подачу 2000 и 2500 м3/час.
В состав системы ВКС, элементами которой оснащены агрегаты ООО «Балтнефтепровод», входят [17], [22], [26], [27], [29], [52], [101], [103]: - общая несущая рама иод электродвигателем и насосом; - амортизаторы, устанавливаемые между рамой и фундаментами; - компенсационные патрубки в приемном и напорном трубопроводах; - реактивные опоры с резинометаллическими амортизаторами, устанавливаемые с каждой из сторон сильфонных компенсаторов [37]; - упругая муфта, соединяющая валы насоса и электродвигателя; - гибкие рукава на сходах неопорных связей агрегата.
Полным набором элементов системы ВКС оснащены только МНА НПС «Кириши». В наборах элементов системы ВКС остальных МНА отсутствуют компенсационные патрубки и амортизаторы. Рамы этих МНА установлены на жесткие опоры. Внешний вид МНА с полным набором элементов системы ВКС, показан на рисунке 3.1.
Принципиальной особенностью системы ВКС является то, что электродвигатель и насос МНА, устанавливаются на единой несущей амортизированной раме, а насос соединяется с магистральным нефтепроводом через гибкие компенсационные патрубки. Такая схема установки позволяет максимально уменьшить смещения электродвигателя и насоса друг относительно друга, компенсировать относительное статическое смещение фундаментов и уменьшить динамические силы, передаваемые на фундаменты и магистральный нефтепровод.
При возникновении статических усилий, действующих на агрегат со стороны фундаментов электродвигателя и насоса из-за смещений этих фундаментов друг относительно друга, происходят деформации амортизаторов и несущей рамы, причем, величины этих деформаций обратно пропорциональны их жесткости. Поскольку жесткость рамы значительно больше жесткости амортизаторов, то ее деформация значительно меньше. При этом, все возможные статические относительные смещения агрегата и неопорных связей вне рамы (приемного и напорного магистральных нефтепроводов, подводов масла для охлаждения подшипников и т. п.) воспринимают установленные между ними и МНА гибкие компенсирующие вставки.
Аналогично, при возникновении усилий (статических и низкочастотных динамических) и гидроударов со стороны магистрального нефтепровода и транспортируемой нефти, воздействующих на насос, происходит совместное перемещение насоса, электродвигателя и рамы без смещения насоса и электродвигателя друг относительно друга. Абсолютные смещения агрегата воспринимаются амортизаторами и гибкими компенсирующими вставками и практически не передаются на фундаментные конструкции. Низкочастотные составляющие гидроударов гасятся противодействующими им инерционными силами, что значительно снижает ударные нагрузки на подшипниковые узлы насосного агрегата, особенно в момент его включения.
МНА является двухмашинным агрегатом, состоящим из электродвигателя и центробежного насоса, валы роторов которых соединены муфтой. Основные вынуждающие силы, вызывающие вибрацию такого агрегата, возникают из-за наличия остаточного дисбаланса ротора электродвигателя и рабочего колеса насоса, из-за взаимодействия лопастей рабочего колеса насоса с перекачиваемой нефтью и лопастей вентилятора с воздушным потоком охлаждения электродвигателя, а также из-за взаимодействия соприкасающихся деталей различных узлов агрегата и др. Определенный вклад в формирование спектра вынуждающих сил вносят силы, вызванные зарождающимися или развивающимися механическими и электрическими дефектами [96]. Вынуждающие силы, действующие на агрегат, вызывают его вибрацию, как на частотах действия этих сил, так и на частотах резонансов корпусных и опорных конструкций, отдельных элементов и узлов [93].
Частоты большинства дискретных составляющих вибрации оборудования вращения на установившемся режиме работы, кратны частоте вращения роторной системы [41], [45], [77], что позволяет классифицировать вибрацию МНА, как полигармонический процесс, с фундаментальной частотой равной рабочей оборотной частоте агрегата. Кроме ряда дискретных гармонических составляющих, связанных с фундаментальной частотой, в спектре вибрации реального агрегата могут присутствовать дискретные составляющие, вызванные с резонанса-ми опорных, корпусных и рамных конструкций, процессами, происходящими в подшипниках скольжения и качения, гидродинамическими и другими процессами, вызывающими вибрацию на частотах не кратных частоте вращения.
Ниже описываются основные причины вибрации МНА и связанные с ними дискретные составляющие спектров вибрации подшипниковых узлов этих агрегатов. Рассматриваются характерные спектры вибрации. Полученные в результате выполненных расчетов значения частот характерных дискретных составляющих вибрации МНА, и средних частот 1/3-октавных полос, в которые попадают эти дискретные составляющие, приведены в сводных таблицах 3.1 а и 3.1 б.
Пуск электродвигателя в режиме холостого хода
Разгонные вибрационные характеристики, измеренные в горизонтально-поперечном направлении на подшипниковых узлах электродвигателя МНА № 1 НПС «Кириши» до оснащения агрегата упругими элементами ВКС, т.е. при жестком креплении его рамы к фундаменту, представлены на рисунках 4.1 и 4.2: - на рисунке 4.1 изображены мультиспектры логарифмических уровней виброскорости подшипниковых узлов электродвигателя (т. 4 и т. 3), измеренные с интервалом времени 0,125 сек; - на рисунке 4.2 изображены диаграммы развития СКЗ виброскорости в полосе частот 10... 1000 Гц и в 1/3-октавных полосах со средними частотами 50, 20 и 31,5 Гц, построенные по измеренным мультиспектрам.
Анализ разгонных вибрационных характеристик, представленных на рисунках 4.1 и 4.2, позволяет сделать следующие выводы: - время полного выхода электродвигателя на установившийся режим холо стого хода составляет около 2,5 секунд; - на начальном интервале времени 0,375...0,625 сек. (см. рисунок 4.2) наблюдается резкий подъем СКЗ виброскорости до 8,3 мм/с на полевом подшипниковом узле и до 26,2 мм/с на подшипниковом узле со стороны муфты. СКЗ виброскорости полностью формируется дискретной составляющей с частотой 50 Гц. Ротор не начал вращение, поскольку, в спектрах виброскорости на этом интервале отсутствуют перемещающиеся по частотной шкале дискретные составляющие, характерные для вибрации набирающего обороты ротора (см. рисунок 4.1). Следовательно, вибрация электродвигателя на этом временном интервале создается электромагнитными силами и нарастает до момента страгивания ротора. Большие значения амплитуд колебаний являются результатом реакции МНА на включение вынуждающей динамической силы [85], [92], [106] частота которой очень близка к резонансной частоте 54,5 Гц агрегата, установленного на жесткие опоры (см. раздел 3.2.9.1); - на интервале времени 0,625 ... 1,125 сек. СКЗ виброскорости резко падает до 2,1 мм/с на полевом подшипниковом узле и до 3,0 мм/с на подшипниковом узле со стороны муфты. Основной вклад в СКЗ виброскорости по-прежнему вносит дискретная составляющая с частотой около 50 Гц. На этом интервале ротор начал вращение, о чем свидетельствует появление в спектрах виброскорости оборотной составляющей и связанных с ней гармоник, перемещающихся по частотной шкале. Однако, вибрация электродвигателя на этом интервале времени создается, в основном, силами электромагнитного происхождения, поскольку определяющий вклад в СКЗ виброскорости вносит дискретная составляющая с частотой электросети;
- на интервале времени 1,125 ... 2,625 сек. ротор разгоняется до рабочей частоты вращения 2976 об/мин (49,6 Гц). Как видно на рисунке 4.1, вибрация подшипниковых узлов электродвигателя на этом интервале формируется: оборотной дискретной составляющей, перемещающейся по частотной шкале от низких частот до рабочей частоты вращения ротора; дис 122 кретной составляющей с частотой электросети (50 Гц); гармоникой с высоким коэффициентом пропорциональности оборотной частоте, перемещающейся до частоты 2000 Гц, амплитуда которой уменьшается до слияния с фоном к завершению данного интервала. Наиболее вероятной причиной высокочастотной гармоники является нескомпенсированный эксцентриситет воздушного зазора, приводящий к появлению радиальных сил (магнитной вибрации) [112] и исчезающий после выхода электродвигателя на установившийся режим работы. Следовательно, вибрация электродвигателя на этом интервале времени создается силами как механического, так и электромагнитного происхождения; - на 1,625 и 2,0 сек. (см. рисунок 4.2) наблюдаются максимумы СКЗ виброскорости, которые являются результатом резонансных откликов механической колебательной системы: насосный агрегат — рама с жесткими элементами крепления к фундаменту - подводящая и отводящая ветви магистрального трубопровода, возбуждаемой силой механического создаваемой ротором, вращающимся с возрастающей скоростью. Совпадение частоты вращения ротора с резонансными частотами этой колебательной системы, вызывает затухающие колебания на резонансных частотах. Основной вклад в максимумы СКЗ виброскорости вносят резонансные дискретные составляющие, попадающие в 1/3-октавные полосы со средними частотами 20 и 31,5 Гц, что хорошо согласуется с выводами раздела 3.2.9.1.
Таким образом, как показали результаты анализа разгонных вибрационных характеристик, во время пуска электродвигателя на холостом ходу подшипниковые узлы МНА, не оснащенного амортизаторами и компенсаторами, испытывают вибрационные нагрузки, которые могут в несколько раз превышать предельно допустимое значение.
Разгонные вибрационные характеристики, измеренные в горизонтально-поперечном направлении на подшипниковых узлах электродвигателя МНА № 1 НПС «Кириши» после оснащения его упругими элементами ВКС, т.е. при креплении его рамы к фундаменту через амортизаторы и соединении насоса с отводами магистрального нефтепровода через сильфонные компенсаторы, представлены на рисунках 4.3 и 4.4: - на рисунке 4.3 изображены мультиспектры логарифмических уровней виброскорости подшипниковых узлов электродвигателя (т. 4 и т. 3), измеренные с интервалом 0,125 сек; - на рисунке 4.4 изображены диаграммы развития СКЗ виброскорости в полосе частот 10...1000 Гц и в 1/3-октавных полосах со средними частотами 50, 20, 31,5 и 6,3 Гц, построенные по измеренным мультиспектрам.
Анализ разгонных вибрационных характеристик, представленных на рисунках 4.3 и 4.4, сравнение их с аналогичными разгонными характеристиками МНА, не оснащенного амортизаторами и компенсаторами, позволяют сделать следующие выводы: - время полного выхода электродвигателя на установившийся режим холостого хода составляет около 2-х секунд; - на начальном интервале времени 0,25...0,625 сек. (см. рисунок 4.4) наблюдается резкий подъем СКЗ виброскорости до 4,9 мм/с на полевом подшипниковом узле и до 11,2 мм/с на подшипниковом узле со стороны муфты, что, соответственно, в 1,7 и 2,3 раза меньше, чем у МНА без амортизаторов и компенсаторов; - СКЗ виброскорости на начальном интервале полностью формируется дискретной составляющей с частотой 50 Гц. Как видно на рисунке 4.3, ротор не начал вращение, поскольку, в спектрах виброскорости отсутствуют перемещающиеся по частотной шкале дискретные составляющие, характерные для ротора, набирающего обороты. Следовательно, вибрация электродвигателя на этом временном интервале, создается электромагнитными силами и нарастает до момента страгивания ротора;
