3.2.1. Небаланс масс ротора

Русов В.А. "Диагностика дефектов вращающегося оборудования по вибрационным сигналам" 2012 г.

3.2. Дефекты оборудования уровня «механизм»

Небаланс вращающихся масс ротора является одним из самых наиболее распространенных дефектов вращающегося оборудования, обычно приводящим к резкому увеличению вибраций агрегатов. По этой причине вопросам диагностирования и способам устранения небалансов следует уделять большое внимание.

Перед началом рассмотрения этого вопроса необходимо сделать небольшое методическое отступление. Факт наличия небаланса масс ротора, когда он стремится вращаться не относительно своей геометрической оси, а относительно оси центра масс, которые в этом случае не совпадают, в литературе определяется разными терминами. Это и «дебаланс», и «разбаланс», и «небаланс». Если внимательно почитать литературу, то можно обнаружить еще несколько похожих терминов. В тексте нашей работы мы будем использовать привычное для нас русское слово «небаланс», и если оно, по каким – либо причинам, вам не нравится, то мы искренне приносим вам свои извинения.

Проблемы корректной диагностики наличия небалансов в работающем оборудовании является важным аспектом в работе каждой вибродиагностической службы. Средства вибрационной диагностики являются наиболее действенным средством для оперативного устранения небалансов в оборудовании. Они составляют основу целого раздела вибрационных работ, называемого виброналадкой оборудования.

Ниже мы рассмотрим самые общие вопросы диагностирования небалансов в наиболее часто встречающихся практических проявлениях. Четкое знание этих стандартных проявлений небаланса позволит внимательному читателю разработать и более частные правила распознавания небалансов. Эти адаптивные правила, уточненные вами, будут учитывать специфические особенности небалансов, характерные для «вашего» оборудования.

3.2.1.1. Общие вопросы диагностирования небалансов

Природа возникновения небаланса в оборудовании может быть различной, являться следствием многих особенностей конструкции и эксплуатации различных агрегатов. В целом, после проведения некоторой систематизации и обобщения, все это многообразие причин появления небалансов можно, конечно условно, объединить в группы. Это:

  • Дефект изготовления вращающегося ротора или его элементов, возникший на заводе, на ремонтном предприятии, пропущенный в результате недостаточно качественного выходного контроля на предприятии - изготовителе оборудования, результат ударов при перевозке, плохих условий хранения.
  • Неправильная сборка оборудования при первичном монтаже или после выполненного ремонта, некачественное крепление элементов.
  • Результат процессов неравномерного износа и разрушения конструкции вращающегося ротора, его старения, появления различных остаточных деформаций после анормальных режимов, особенно динамических ударов.
  • Результат периодических воздействий реальных технологических процессов и особенностей эксплуатации данного оборудования, приводящих к неравномерному нагреву и искривлению роторов.

Вне зависимости от причин возникновения, по своим внешним признакам, специфике проявления в общей картине вибрации, все небалансы можно условно подразделить на два типа - статический небаланс, и динамический небаланс. Особенности проявления этих основных типов небалансов в вибросигналах и полученных на их основе спектрах, особенности проведения их диагностики, будут рассмотрены в данной главе ниже, в отдельных подразделах.

Основными, чаще всего встречающимися и знакомыми всем, признаками наличия небалансов вращающихся роторов в вибрационных сигналах можно считать следующие:

  • Временной сигнал вибрации является достаточно простым, с достаточно малым количеством высокочастотных гармоник. В вибросигнале преобладает вибрация с периодом, соответствующим оборотной частоте вращения вала - оборотная частота ротора.
  • Амплитуда всех гармоник «механической природы» (обычно это гармоники от первой до десятой) в спектре значительно меньше, не менее чем в 3 - 5 раз, амплитуды гармоники оборотной частоты ротора. Если производить сравнение по мощности, то не менее 70 % мощности вибросигнала должно быть сосредоточено в оборотной гармонике.

Эти признаки небаланса имеют место во всех вибросигналах, зарегистрированных на опорном подшипнике. В наибольшей мере они проявляются в вертикальном направлении, и в поперечном.

Практически всегда полностью справедливо простое и понятное диагностическое правило о том, что «небаланс ходит по кругу». Отношение амплитуды первой гармоники в вертикальном направлении к аналогичной гармонике в вибросигнале поперечного направления находится в диапазоне примерно 0,7 ¸ 1,2 и редко выходит за его границы.

Обычно первая гармоника в вертикальном направлении равна, а чаще чуть меньше первой гармоники вибрации в поперечном направлении. Исключение составляют машины с конструктивными специфическими особенностями. Примером являются турбогенераторы, у которых всегда вертикальная составляющая вибрации больше. Причиной является неравномерная радиальная жесткость ротора, в котором продольные пазы обмотки сосредоточены вблизи полюсов. Необходимо понимать, что неравномерная радиальная жесткость роторов наиболее сильно проявляется во второй гармонике, что не так важно при диагностике небалансов.

Отклонения от этого правила возникают, так же, при увеличенных боковых зазорах в опорных подшипниках, что приводит к увеличенной подвижности ротора в поперечном направлении. Это также возможно при очень больших различиях в величине податливости подшипниковых стоек в вертикальном и поперечном направлениях.

Уровень вибрации в осевом направлении, при небалансе, чаще всего, меньше, чем уровень вибрации в радиальном направлении. Это правило не соблюдается при большой податливости опор в осевом направлении и (или) при небалансе, возникшем при появлении, по любой причине, изгиба вала. При таком небалансе в вибрации осевого направления первая гармоника может быть и не преобладающей, в сигнале могут присутствовать значительные гармоники других частот, например второй, третьей.

Обычно вибрационная картина небаланса проявляется одновременно на двух подшипниках контролируемого механизма. Только на одном из подшипников небаланс диагностируется достаточно редко, и только в тех случаях, когда он полностью сосредоточен непосредственно в районе подшипника.

Если при измерениях вибрации имеется возможность изменения рабочей частоты вращения ротора, то обычно хорошо видно, что, чаще всего с ростом частоты вращения вибрация от небаланса интенсивно возрастает. При кажущейся простоте такого заявления мы вынуждены с сожалением отметить, что проведение измерений вибрации на переменной частоте вращения приводит к усложнению процедуры диагностики небаланса. Проблема усугубляется возникновением на графике зависимости вибрации от частоты вращения пиков, соответствующих «критическим частотам ротора». Немногие диагносты правильно понимают значение терминов «первая критическая частота», «вторая критическая частота», т. д. Эти вопросы относятся к области модального анализа, достаточно сложны, и что самое главное, важны только для очень больших роторов. Для подробного рассмотрения этого вопроса у нас просто не хватит места, всем интересующимся этим вопросом необходимо обратиться к другим источникам.

При отсутствии других дефектов состояния, при неизменной частоте вращения ротора, вибрация от небаланса него достаточно часто зависит от режима работы агрегата, связана с его нагрузкой. Если говорить другими словами, то в зависимости от режима работы различного оборудования, небаланс масс будет проявляться, в вибрационных замерах, в различной степени.

В каждом типе оборудования этот эффект будет проявляться по разным причинам:

  • В электрических машинах (электродвигателях) увеличение нагрузки приводит к увеличению электромагнитных сил взаимного притяжения ротора и статора, что приводит к уменьшению вибрационных признаков проявления небаланса.
  • В центробежных насосах и вентиляторах увеличение производительности также приводит к стабилизации положения ротора насоса (рабочего колеса вентилятора) относительно неподвижных элементов проточной части. Необходимо отметить, что здесь возможен и обратный эффект – при наличии геометрической несимметрии, или дефектов в проточной части, при увеличении производительности насосного оборудования и вентиляторов, признаки небаланса будут увеличиваться.

Вибрация от небаланса, во многих случаях, является опасной не только из-за своей амплитуды, она является возбуждающим фактором, который приводит к «проявлению» в состоянии оборудования признаков других дефектов. Здесь действует принцип «взаимного перемножения» влияния нескольких дефектов. Если нет возбуждающей силы, которой чаще всего являются воздействия от небаланса масс ротора, то не проявляются и другие дефекты, в основном опорной системы агрегата.

Особенности проявления небаланса в оборудовании и степень его влияния на состояние агрегатов на первый взгляд очень просты. Однако практика многократно подтверждает сложность и многогранность проявления небалансов в оборудовании. Она чем-то напоминает известную поговорку практических врачей – хирургов. «Какая из всех операций самая простая - аппендицит. Какая операция самая сложная - тоже аппендицит». Все это можно в равной степени сказать и про небаланс. Нам кажется, что любой, кто серьезно занимался диагностикой и устранением небалансов, согласится с таким заявлением.

Поясним это на практическом примере

На благополучном фоне хорошо работающего агрегата вдруг существенно повышается вибрация. Эксплуатационные службы приглашают двух специалистов по вибрации (это наш теоретический вариант). Проведенная обоими специалистами диагностика состояния по спектрам вибросигналов однозначно говорит о наличии целого "букета" дефектов в агрегате. Далее возможны два варианта развития событий.

Одним специалистом делается категорическое заключение о плохом состоянии подшипников, неудовлетворительной центровке, наличии дефектов в фундаменте, и т. д. В этом грозном диагнозе о небалансе масс ротора говориться вскользь, как о дефекте, имеющем место, но не самом опасном. Основное заключение весьма категорично - в агрегате имеется несколько серьезных и развитых дефектов. Агрегат  необходимо останавливать и проводить  ремонтные работы. О возможности «дотянуть» до планового ремонта однозначно необходимо забыть.

Второй диагност делает более глубокий, грамотный анализ состояния агрегата. Например, он считает, что первая оборотная гармоника в спектре вибросигнала есть следствие наличия небаланса, а масляная гармоника, сопровождающая увеличенный зазор в подшипнике, возникает только за счет возбуждающего воздействия усилия от небаланса. Итоговая вибрация подшипниковой опоры скольжения определяется несколькими параметрами - увеличенным зазором в подшипнике, расцентровкой и небольшим небалансом, возбуждающим эти вибрации. Аналогично анализируются проблемы состояния центровки механизмов, состояния фундамента.

Следовательно, эти вибрации агрегата, как подшипниковые, так и фундаментные, вызываются одной причиной - небалансом масс ротора, хотя, на первый взгляд, небаланс не является основным дефектом. Диагностом принимается решение о проведении балансировки в собственных подшипниках. В результате устранения небаланса исчезает сила, возбуждающая колебания масляного клина и вибрация, чаще всего, резко падает до нормального значения. Дефекты подшипников и фундамента как были, так и остались, но они в вибрации уже не проявляются, нет возбуждающей силы. Вибрация агрегата в норме, полный успех в виброналадки агрегата!

Глубинное знание опытным диагностом физических процессов в оборудовании, пусть даже в некоторых случаях интуитивное, приносит свои положительные плоды, из которых можно выделить следующие:

  • Эксплуатация имеет в своем распоряжении внешне благополучный агрегат, работающий в допустимом диапазоне уровня вибраций. Этот агрегат, при определенных условиях, может «спокойно» доработать до планового ремонта, когда возможно устранение любых дефектов.
  • Специалист, хорошо понимающий причины возникновения вибрации в конкретном оборудовании, существенно повышает свой рейтинг.
  • Менее опытный диагност, внешне сделавший все правильно, теряет свой рейтинг, состояние агрегата улучшилось без устранения выявленных им дефектов, а значит, их и не было. На самом деле большая часть выявленных им дефектов не исчезла, они просто перестали диагностироваться по спектрам вибросигналов, но это уже никого не интересует.

Данный пример, достаточно показательный и стандартный, приведен для демонстрации малой части проблем различного плана, возникающих при диагностике и устранении небалансов в оборудовании различного типа.

Можно сослаться и на более глубокое заявление всем известного специалиста по балансировке роторов, автора популярной книги А. С. Гольдина – «есть дебаланс – балансируй, нет дебаланса – тоже балансируй». Этот важный постулат он всегда с блеском реализовывал на практике.

Если обобщать эту информацию, то можно прийти к правильному пониманию работ по «успокоению оборудования», которые во многих случаях эффективнее работ по «устранение дефектов оборудования». В этом вопросе не все просто и однозначно, поэтому мы не будем углубляться в него, оставив рассмотрение тонкостей читателю.

3.2.1.2. Статический небаланс

Это самый простой, но и наиболее распространенный тип небаланса вращающихся роторов. Диагностика его не вызывает больших проблем, он достаточно легко диагностируется. При значительной величине статического небаланса его можно даже определить при выведенном из работы оборудовании, без применения приборов контроля вибрации. Неподвижный ротор с сильным  статическим небалансом всегда стремиться установиться в таком положении, когда наиболее тяжелая точка будет находиться внизу. Для уменьшения влияния трения в подшипниках ротор можно привести рукой в медленное вращение, тогда он сможет более точно установиться тяжелой точкой вниз. Диагностика небаланса таким способом возможна до ситуации, пока статический момент от небаланса будет больше суммарного момента от трения в подшипниках и уплотнениях ротора.

Обычно такой простой процедуры поиска места небаланса оказывается недостаточно для балансировки роторов, вращающихся со значительной скоростью. Стандартная практическая ситуация - ротор в отключенном состоянии может останавливаться в любом положении, внешне небаланса нет, а при работе вибрация повышена. Процедуру более точной и окончательной диагностики наличия небаланса, и последующей балансировки, необходимо всегда производить на рабочей скорости вращения ротора, используя для диагностики небаланса современные виброизмерительные приборы – анализаторы спектра вибрации.

Рис. 3.2.1.1. Вибрационный сигнал и его спектр при статическом небалансе Для иллюстрации особенностей проявления и диагностики небаланса при помощи вибрационных сигналов, на рисунке 3.2.1.1. приведены вибрационный сигнал, зарегистрированный на опорном подшипнике механизма в размерности виброскорости, и его расчетный спектр.

Согласно 3.2.1.1.а., форма вибрационного сигнала очень близка к классического синусоидального сигнала, частота которого равна оборотной частоте ротора, первой гармонике оборотной частоты.

Приведенная на рис. 3.2.1.1.b. картина распределения (мощности) вибрации по основным гармоникам, соответствующая статическому небалансу, внешне проста и понятна. На спектре явно доминирует пик гармоники оборотной частоты ротора. На спектре также присутствуют (могут присутствовать) вторая и третья гармоники от оборотной частоты ротора. Все эти дополнительные гармоники, по амплитуде, много меньше оборотной гармоники, обычно в десятки раз.

В сигнале, и на спектре, приведенном на рисунке 3.2.1.1., для общности и условного усложнения диагностической картины, также показаны несколько «второстепенных» гармоник. Они показаны в низкочастотной части спектра, причем там также показана некоторая совокупность гармоник, в виде «поднятия в полосе частот», или «горба» на спектре. Такой же «горб» может быть и в высокочастотной зоне спектра, на частотах, превышающих 1000 герц. Обращать на них особого внимание не следует, это гармоники второго уровня диагностики, косвенно вызванные небалансом, иди трением в уплотнениях.

Мы уже говорили выше, что такая картина распределения гармоник в спектре вибрации обычно имеет место двух направлениях (измерения вибрации), вертикальном и поперечном. Причем амплитуды первых гармоник в этих двух спектрах, на каждом подшипнике, обычно бывают примерно равными по величине. Различие амплитуд оборотных гармоник по подшипникам может быть большим, до нескольких раз.

При статическом небалансе масс ротора, в осевом направлении, чаще всего имеет место меньший общий уровень вибрации (СКЗ). Поясним причины возникновения самой вибрации в осевом направлении, т. к. в некоторых методических рекомендациях по вибрационной диагностике присутствует информация, что при небалансе осевая вибрация отсутствует. Так конечно бывает, но достаточно редко. В большинстве практических случаев при наличии небаланса осевая составляющая вибрации есть, и часто она также увеличена.

Вибрация, в своем первоначальном толковании, есть проекция траектории прецессии пространственного вектора вибрации контролируемой точки (подшипника) на направление оси установки вибродатчика. Кривая прецессии подшипника (траектория конца вектора пространственной вибрации контролируемой точки), за счет усилия от небаланса, теоретически, должна проходить в плоскости, перпендикулярной оси ротора.

На практике же картина прецессии контролируемой точки сложнее. Перемещение в перпендикулярной к оси вращения плоскости всегда приводит и к перемещениям контролируемой точки в осевом направлении. Это возникает за счет особенностей крепления подшипника внутри опоры, неодинаковой жесткости опор по разным осям, колебаний подшипника вокруг горизонтальной оси, перпендикулярной оси вращения ротора и т. д. Все это в сумме и приводит к возникновению при небалансе значительной осевой составляющей в перемещении подшипника

При небалансе масс вращающегося ротора осевая вибрация присутствует практически всегда, но имеет некоторые особенности. По уровню она всегда меньше радиальных составляющих. В спектре осевой вибрации могут иметь место значительные, наряду с первой гармоникой оборотной частоты, вторая и третья ее гармоники. Чем больше перемещения подшипниковой опоры, тем выше относительная амплитуда высших гармоник, особенно второй, в спектре осевой вибрации.

Устранение небаланса масс вращающегося ротора не может быть выполнено без регистрации угловой фазы «положения тяжелой точки ротора» относительно координат ротора - зоны увеличенной массы ротора. Для контроля этого параметра вибрационные сигналы при регистрации синхронизируют при помощи метки, обычно наклеиваемой на валу агрегата, и специализированного отметчика фазы. У синхронных машин со стабильной  синхронной частотой вращения, в качестве синхронизирующей метки, можно брать какой - либо параметр синусоиды питающей сети, т. к. этот параметр отличается от фазового положения ротора только на величину угла нагрузки синхронной электрической машины. На холостом ходу агрегата этот параметр практически равен нулю.

Каждая из трех основных гармоник в сигнале вибрации, имеющих значение при диагностике небаланса, имеют свою угловую (начальную) фазу. Собственно положение точки небаланса определяется начальной фазой первой гармоники вибросигнала, тогда как фазы высших гармоник обычно зависят от конструктивных особенностей ротора диагностируемого оборудования, и обычно только затрудняют поиск точки небаланса.

Для величины начальной фазы первой гармоники вибросигнала, при диагностике статического небаланса, можно указать следующие диагностические признаки.

  • Фаза первой гармоники должна быть достаточно устойчивой, стационарной, т. е. не меняться с течением времени.
  • Фаза первой гармоники в вертикальном направлении должна отличаться от фазы первой гармоники в поперечном направлении примерно на 90 градусов. Это все объясняется достаточно просто – тяжелая точка ротора, при вращении, будет последовательно переходить от одной измерительной оси, к другой, от вертикальной к поперечной, и снова к вертикальной оси.
  • Фазы первых гармоник одинаковых проекций вибрации на двух разных подшипниках диагностируемого ротора должны мало отличаться друг от друга. При чисто статическом небалансе сдвига фаз вообще не должно быть. При наложении на статический небаланс динамического небаланса, сдвиг фаз, по подшипникам, начинает расти. При сдвиге фаз в 90 градусов вклад статического  и динамического небалансов в общую вибрацию примерно одинаков. При дальнейшем увеличении динамической составляющей в небалансе, сдвиг фаз первых гармоник на двух подшипниках растет, и при 180 градусах суммарный небаланс имеет чисто динамическую первопричину.

Дополнительно, касаясь диагностики статического небаланса, можно отметить, что если в процессе исследований имеется возможность проведения замеров вибрации при различных частотах вращения ротора, то это повысит точность диагностирования. Амплитуда первой гармоники в спектре вибрации, обусловленная статическим небалансом, будет изменяться с изменением скорости, и будет расти примерно пропорционально квадрату частоты вращения ротора.

Выявленный чисто статический небаланс масс ротора может быть, достаточно просто, откорректирован работниками вибродиагностических служб при помощи установки одного или нескольких балансировочных грузов в зоне, диаметрально противоположно тяжелой точке в одной или нескольких плоскостях коррекции. Аналогичный результат достигается процедурой «снятия лишнего металла», но только уже на тяжелой стороне ротора.

3.2.1.3. Динамический небаланс

Причина возникновения термина «динамический небаланс» достаточно проста. Из самого названия однозначно следует, что он проявляется только при вращении ротора, т. е. только в динамических режимах. В статических режимах, при неподвижном роторе, динамический небаланс никак не диагностируется, в этом заключается его основное отличие от статического небаланса.

Причину возникновения динамического небаланса можно пояснить на достаточно простом примере. Ротор необходимо мысленно «распилить» как бревно, на несколько дисков. Полученные диски будут располагаться на общем валу, но каждый из них может иметь разные свойства.

Возможны три практических варианта:

  • Идеален тот случай, когда все полученные диски не имеют статического небаланса, тогда собранный из этих дисков ротор тоже не будет иметь небаланса.
  • Отдельные диски ротора имели статические небалансы. Ротор был собран из дисков так, что он в сумме тоже имеет небаланс. Вопрос о том, какой он, статический или динамический пока не рассматриваем.
  • Идеальный случай, когда отдельные диски, обладающие статическим небалансом, сложились в единое целое так, что собранный ротор не имеет небаланса. Статические небалансы отдельных дисков полностью взаимно компенсировались.

Рис. 3.2.1.2. Положение «избыточных» масс на рабочих колесах насоса. 1 - при статическом небалансе.
 2 – при динамическом небалансе Эти три практических случая изготовления составного ротора, например, рабочего колеса многоступенчатого насоса, позволяют рассмотреть все основные разновидности небалансов, встречающихся в практике. Рассматривая эти три случая можно утверждать, что в третьем, самом сложном случае, ротор имеет динамический небаланс, а во втором случае - статический и динамический небаланс одновременно.

На рис. 3.2.1.2. приведены два схематических рисунка, показывающих составные роторы, собранные из дисков, каждый из которых имеет статический небаланс, причем одинаковой величины.

На схеме 3.2.1.2.a. показан ротор, собранный из дисков с небалансами. Сборка ротора насоса выполнена так, что суммарный небаланс всего ротора равен сумме небалансов дисков, т. е. все небаланса находятся в одной и той же угловой зоне ротора. Это практический  пример получения статического небаланса.

На схеме 3.2.1.2.b. также показан ротор, собранный из 4 дисков с небалансами. Но в этом случае сборка ротора насоса была выполнена так, что суммарный небаланс всего ротора равен нулю, т. к. два диска, с одной стороны, смонтированы небалансами в одну сторону. У двух других дисков, с другой стороны ротора насоса, небаланс направлен в противоположную сторону, т. е. повернут на 180 градусов.

В статическом режиме небаланс такого составного ротора будет равен нулю, т. к. имеющиеся небалансы рабочих колес насоса взаимно компенсировались. Совершенно другая картина центробежных сил, возникающих на роторе и передающихся на опорные подшипники, будет иметь место при приведении ротора во вращении. Две силы, показанные на нижнем рисунке, будут создавать динамический момент, создающий две силы, действующие на два опорных подшипника в противофазе. Чем быстрее будет вращаться ротор, тем сильнее будет динамический момент, действующий на подшипники. 

Это и есть динамический небаланс.

Хотя мы и не давали в предыдущем разделе такого определения статическому небалансу, но оно может звучать следующим образом: «Статический небаланс сосредоточен в одной угловой зоне ротора, и локализован вдоль продольной оси ротора в точке, на некотором расстоянии от опорных подшипников».

В таком случае для динамического небаланса может быть использовано определение следующего вида: «Динамический небаланс распределен вдоль продольной оси ротора, причем в разных точках вдоль оси ротора угловая локализация небаланса различная».

В практике никогда не бывает только чисто статического небаланса или чисто динамического - всегда есть их сумма, в которой есть вклад каждой разновидности небаланса. Это даже привело к появлению в литературе и в практике работы некоторых диагностов термина «косая пара сил», который отражает проявление суммы небалансов двух типов.

По сдвигу фаз первых гармоник оборотной частоты на двух опорных подшипниках одного ротора (в синхронизированных или синхронных спектрах) можно оценить вклад каждого типа небаланса в общую картину вибраций.

При сдвиге фаз первых гармоник примерно в 0 градусов мы имеем дело с чисто статическим небалансом, при 180 градусов - с чисто динамическим небалансом. При 90 градусах сдвига фаз первых гармоник вклад от обоих типов небаланса примерно одинаков. При промежуточных значениях угла сдвига для оценки вклада того или иного небаланса необходимо интерполировать. Мы уже упоминали эту особенность при описании статического небаланса, здесь мы ее привели в несколько другой форме.

Завершая разговор про динамический небаланс, следует сказать, что амплитуда первой гармоники в спектре вибрации, при изменении частоты вращения, изменяется пропорционально больше, чем в квадрат раз от степени изменения частоты вращения ротора. Это объясняется тем, что каждая сила от локального небаланса пропорциональна квадрату скорости (частоты вращения). При динамическом небалансе на это накладываются два фактора.

Во-первых, динамический небаланс возбуждает вибрации, пропорциональные разнице сил. Но если возвести в квадрат разницу сил, как одну единую силу, получиться один результат. Если возвести в квадрат каждую силу отдельно, а затем вычесть уже квадраты, то в итоге будет получена совсем иная цифра, чем в первом случае, много большая.

Во – вторых, силы от динамического небаланса воздействуют на ротор и начинают его изгибать. По мере разгона ротор изменяет свою форму так, что центр масс данной части ротора смещается в сторону уже имеющегося небаланса. В итоге реальная величина небаланса начинает возрастать в еще большей степени, еще больше увеличивая изгиб ротора, и вибрации опорных подшипников.

Осевая вибрация при динамическом небалансе обычно имеет несколько большую амплитуду, чем это имеет место при чисто статическом небалансе. В основном это происходит за счет более сложного прогиба ротора, и большей подвижности подшипниковых опор в осевом направлении.

3.2.1.4. Нестационарный небаланс

Много проблем в вибрационной диагностике дефектов вращающегося оборудования создает нестационарный небаланс, который может, иногда, медленно нарастать, а иногда  неожиданно появляться, и также неожиданно исчезать. Причем на первый взгляд каких-либо закономерностей в этом процессе нет. По этой причине такой тип небаланса иногда называется «блуждающим».

Естественно, что в данном случае, как обычно, справедливо классическое замечание, что «чудес на свете не бывает, бывает недостаток информации». Всегда есть конкретная причина появления нестационарного небаланса, и задача диагноста заключается в необходимости ее корректно определить.

Каких - либо общих рекомендаций по диагностике такой причины повышенной вибрации в оборудовании привести достаточно сложно, да и невозможно. Причины возникновения нестационарного небаланса обычно выявляются только в результате достаточно скрупулезных, часто длительных, исследований.

Ниже мы просто рассмотрим особенности диагностики нестационарного небаланса на самых простых практических примерах, которые касаются наиболее распространенных причин, приводящих к возникновению такого дефекта. В практике случаются и более сложные и запутанные случаи, но это бывает значительно реже.

Тепловой небаланс

Это наиболее часто встречающаяся разновидность небаланса, меняющегося в процессе работы, к которому хорошо подходит термин "блуждающий небаланс".

Например, в роторе крупной электрической машины, по какой - либо причине, засоряется один из сквозных каналов, по которым, в осевом направлении, проходит охлаждающий воздух, или газ. Или же у асинхронного электродвигателя происходит повреждение одного, или нескольких стержней короткозамкнутой клетки, расположенных рядом. Обе эти причины приводят к возникновению одинакового дефекта. Опишем особенности проявления такого дефекта более подробно.

В нашем практическом примере ротор электрической машины, перед сборкой, балансировался на балансировочном станке, и имеет необходимые параметры качества балансировки. После включения насосного агрегата в работу первые примерно 15 ÷ 20 минут вибрация двигателя находится в норме, но затем начинает расти, и примерно через два часа достигает своего максимума, после чего больше не увеличивается. Диагностика по спектру вибросигнала дает картину классического небаланса. Агрегат останавливают для проведения виброналадки.

На следующий день специалистами диагностической службы начинается проведение балансировочных работ насосного агрегата, естественно в режиме холостого хода. После завершения балансировочных работ измерение вибраций в режиме холостого хода дает благополучную картину - все в норме. При пуске же в рабочем режиме картина медленного нарастания вибраций повторяется без изменений в той же последовательности.

В этом простом, практически хрестоматийном случае, все объясняется очень просто. В связи с нарушением равномерности обдува ротора по внутренним каналам, он нагревается неравномерно и через некоторое время, определяемое постоянной времени теплового разогрева, изгибается. Аналогично все происходит и при дефектах короткозамкнутой клетки асинхронного электродвигателя – зона ротора, где расположены дефектные стержни, оказывается менее нагретой, ротор также изгибается, вибрации подшипников за счет появления теплового небаланса начинают увеличиваться.

Для диагностики такой причины следует проследить изменение вибраций в процессе пуска и разогрева. При помощи дистанционных пирометров можно контролировать температуру ротора. По величине фазы вибрации можно уточнить область локального теплового перегрева ротора.

Понятно, что отбалансировать такой ротор для нормальной работы во всех режимах оборудования нельзя. Его можно отбалансировать для одного технологического режима, но это должно выполняться при заданной нагрузке. Правда при этом ротор будет иметь повышенные вибрации в режиме холостого хода, или непосредственно после включения агрегата в работу. Это произойдет по той причине, что при пуске температурное поле ротора будет неустановившимся, и он не будет иметь повышенную вибрацию из-за установленных балансировочных грузов.

Полное устранение такого небаланса возможно только устранением причин неравномерного нагрева ротора в процессе работы.

Аэродинамический и гидравлический небалансы

Эти два типа нестационарного небаланса, как и тепловой небаланс, связаны с технологическими режимами работы вращающегося оборудования. Просто в вышеприведенном примере небаланс вызывался тепловым изгибом ротора при работе под нагрузкой, а в данных примерах он вызывается гидравлическими, или аэродинамическими силами.

Если мы диагностируем вентилятор или насос центробежного принципа действия, то практически всегда мы имеем несколько активных лопаток на рабочем колесе (роторе), которые выбрасывают рабочее тело, жидкость или газ, под некоторым углом от центра к периферии ротора. Это приводит к тому, что на каждую лопатку будет воздействовать своя сила.

Эти радиальные реактивные силы, воздействующие на рабочие лопатки, всегда взаимно компенсируются, т. к. лопатки располагаются по окружности через равные углы. Но так происходит только в том случае, когда все рабочие колеса и направляющий аппарат насоса или вентилятора, не имеют механических дефектов.

Иначе будет происходить при наличии дефектов на рабочих лопатках - сколов, трещин, изменений угла наклона. В этом случае не будет происходить полная компенсация радиальных усилий по окружности рабочего колеса, будет иметь усилие в зоне дефектной лопатки. С точки зрения анализа вибрационных процессов мы будем иметь радиальную некомпенсированную силу, имеющуюся частоту, равную частоте вращения ротора, т. е. первую гармонику. Говоря другими словами, мы будет иметь в спектре вибрационного сигнала все признаки небаланса, гидравлического, или аэродинамического.

Основное отличие от обычного небаланса в этом случае будет заключаться в том, что величина некомпенсированной радиальной силы, вызывающей первую гармонику вибрации, будет зависеть от нагрузки насоса или вентилятора, т. е. она зависит от технологических параметров работы оборудования, сам небаланс будут нестационарным.

Покажем влияние аэродинамического небаланса на примере с вентилятором котла, производительность которого регулируется при помощи открытия специальных заслонок - шиберов. Такие вентиляторы достаточно широко применяются на практике.

Угол установки одной из лопастей отличался от углов установки всех других лопастей - это был дефект эксплуатации. За счет этого аэродинамическая радиальная сила этой лопасти, воздействующая на вал ротора, была меньше силы других лопастей. После монтажа колесо вентилятора было отбалансировано на рабочей частоте вращения ротора, при полностью открытых заслонках. Поскольку производительность вентилятора была нулевой, то проявиться аэродинамический небаланс не мог. Вентилятор был запущен в работу.

 При эксплуатации в рабочем режиме, при открытых заслонках, на подшипниках вентилятора стал регистрироваться тревожный уровень вибрации. Представитель службы вибрационной диагностики диагностировал небаланс при работе под нагрузкой, и были начаты работы по балансировке. Вентилятор вывели из эксплуатации, открыли доступ к рабочему колесу. Картина небаланса исчезла, что вполне понятно. В таком режиме, при нулевой производительности, колесо балансировали и раньше. В рабочем же режиме вентилятор работал с другой производительностью, при других значениях радиальных аэродинамических сил, что и создавало картину небаланса.

После проверки углов установки рабочих лопастей, выявления причины появления дефекта, было принято отбалансировать колесо в рабочем режиме, при закрытых боковых щитах, при нагрузке, с которой вентилятор работал чаще всего. В дальнейшем, после планового ремонта, проблем с этим вентилятором не было.

Небаланс с гистерезисом

Это очень интересный практический случай диагностики небаланса, который встречался в нашей практике. 

На возбудителе турбогенератора был диагностирован небаланс, и во время ремонтного останова начались работы по его устранению. Была выявлена интересная особенность. При пуске турбоагрегата небаланс отсутствовал, он появлялся скачком через несколько минут после начала вращения ротора с рабочей скоростью. Так как пуски были без электрической нагрузки, с приводом от турбины, вопрос о тепловых изгибах отпал сразу.

При испытательном пуске, когда небаланс появился, турбоагрегат стали медленно останавливать, уменьшая частоту вращения ротора. При частоте примерно 0,6 от номинальной небаланс исчез. Частоту вращения ротора снова повышать, и небаланс снова возник на частоте 0,97 номинальной. Повторные разгоны и выбеги ротора показали примерно одинаковую картину.

Было сделано предположение, что гистерезис небаланса на роторе обусловлен наличием упругого элемента, который под действием центробежных сил при почти номинальной частоте вращения смещается на несколько больший радиус и приводит к небалансу. Возврат его на меньший радиус происходит при снижении частоты вращения. Гистерезис небаланса обусловлен повышенным трением при перемещении элемента в пазу.

Диагноз полностью подтвердился. Элемент обмотки ротора имел возможность с большим усилием перемещаться в пазу. Когда центробежная сила превышала усилие смещения – секция обмотки изгибалась, и происходило ее смещение. Гистерезис был обусловлен силами трения при перемещении обмотки в пазу. Обмотку закрепили в одном положении дополнительным клином, и проблема исчезла.

Повторимся, что данный случай нестационарного небаланса не является часто встречающимся, он приведен здесь для иллюстрации многообразия форм проявления и сложностей диагностики небалансов при практических работах.

Электромагнитный небаланс

Это тоже очень интересный пример проявления нестационарного небаланса. Он может проявляться в синхронных электродвигателях и генераторах, а также и в асинхронных электродвигателях.

Парадоксальность проявления такого электромагнитного небаланса заключается в том, что он имеет максимальное проявление на холостом ходу электрической машины. При повышении нагрузки агрегата первая гармоника в спектре вибросигнала может уменьшиться, или даже исчезнуть полностью, т. е. по формальным признакам небаланс масс ротора самоустраняется.

Объяснение этому явлению достаточно простое. При увеличении нагрузки на электрическую машину возрастает магнитная индукция в зазоре между ротором и статором электрической машины. Поскольку тангенциальная составляющая электромагнитных сил, обеспечивающая вращающий момент электрической машины, равномерно распределена в зазоре, она начинает играть стабилизирующую роль, центрируя вращающийся ротор в электромагнитном (!) зазоре статора.

Если перед этим ротор имел небаланс, обусловленный, например, механическим прогибом ротора, то при увеличении нагрузки будет иметь место стабилизация ротора в зазоре, т.к. прогиб будет устраняться касательными силами электромагнитного притяжения ротора к статору. Формально это будет соответствовать снижению уровня небаланса ротора электрической машины.

3.2.1.5. Способы устранения небаланса масс ротора

Про небаланс вращающихся роторов можно сказать, что этот дефект «является полной собственностью службы вибрационной диагностики». Если служба вибрационной диагностики выявляет дефект электродвигателя, то его устранением занимается электротехническая служба, если обнаруживается дефект подшипника, то его устраняет ремонтная бригада механиков. Если же в оборудовании диагностируется небаланс, то его устранением занимается сама служба вибрационной диагностики.

Существуют два наиболее распространенных способа устранения небаланса масс вращающихся роторов:

  • Устранение небалансов при помощи переносных приборов (или встроенных функций систем мониторинга) – балансировка роторов в собственных опорах (подшипниках). Разборка оборудования в таком случае выполняется в минимальном объеме, достаточном для доступа к балансировочным плоскостям. Как правило, при таких работах небаланс устраняется установкой или снятием балансировочных грузов соответствующей массы и конструкции.
  • Балансировка на разгонно-балансировочных стендах (РБК). Такая балансировка выполняется после изготовления роторов, или же после их ремонта. Ротор устанавливается на опоры стенда, приводится во вращение, и балансируется. Возможности корректировки масс здесь значительно больше, можно использовать корректирующие грузы на балансировочных плоскостях, а можно механически снимать лишние массы в любой точке ротора.

Перед тем, как мы начнем кратко рассматривать эти два способа устранения небалансов, необходимо сделать несколько общих методических замечаний.

Во-первых, необходимо определиться с размерностью измеряемых вибраций

На практике наиболее часто используются значения виброскорости и виброперемещения. Измерения в размерности виброускорения не применяются по причине сильной «зашумленности» сигналов. Возникает вполне корректный вопрос, а какие единицы измерения предпочтительнее, в каком случае проведение наших работ будет более эффективным?

Полностью однозначного ответа на этот вопрос, по причине математической взаимосвязанности сигналов виброскорости и виброперемещения, нет. Из сигнала виброскорости можно однозначно получить сигнал виброперемещения. Необходимо отметить, что, «в обратном направлении» такой полностью однозначной связи нет. Такое преобразование сигналов, как говорят математики, можно выполнить только с погрешностью, равной «постоянной интегрирования». Правда можно отметить, что и такой точности, в силу симметрии мощности наших вибрационных сигналов относительно оси времени, для практики обычно бывает вполне достаточно.

В связи с этим создается впечатление, что вопрос выбора размерности представления вибросигналов при проведении балансировочных работ, в большей степени, определяется личными предпочтениями каждого специалиста. Ему гораздо приятнее сказать, что ротор отбалансирован «по нулям» (первая гармоника виброперемещения равна нулю), чем сказать, что остаточная вибрация составляет некоторое, пусть даже небольшое значение. Эта причина, конечно, носит «показное», второстепенное значение, но и она значима.

Более интересным является вопрос, а что же на самом деле является основным признаком удачного завершения процесса балансировки? Это полное устранение первой гармоники в вибросигнале, или что-то другое? Может более важным является «успокоение» агрегата, описанием примера такого подхода мы завершили раздел о статическом небалансе. Понятно, что это более сложный и квалифицированный подход к балансировке ответственных и дорогих агрегатов.

Мы понимаем, что это предмет отдельной, и достаточно непростой дискуссии, поэтому завершим его, только обозначив проблему. Решать его должны специалисты, если говорить в обще методическом плане, и каждый практический диагност в отдельности, применительно к своей прикладной деятельности.

Во-вторых, перед описанием проблем и особенностей практической балансировки роторов, необходимо определиться с набором «значимых гармоник»

Достаточно учитывать параметры одной первой гармоники, или необходимо принимать во внимание, например, вторую и третью гармоники в спектре вибросигнала.

На первый взгляд кажется очевидным, что весь процесс балансировки ротора, хоть в собственных опорах, или же на балансировочном стенде, должен производиться по параметрам первой гармоники в спектре вибросигнала. Можно смело утверждать, что в 95% практических случаев для успешной балансировки достаточно знания амплитуды и фазы первой гармоники.

Сложнее дело обстоит с оставшимися 5% случаями балансировки. Чаще всего это уже не «ремесло» балансировки, а «искусство» анализа и проведения балансировочных работ. Это уже не устранение небаланса, а комплексное вибрационное успокоение роторов мощных и сложных агрегатов.

Не зря специалисты по балансировке сложных роторов (к которым автор данной работы себя не относит) заявляют, что ротор турбогенератора, работающего в нормальном вибрационном режиме, при выводе в ремонт не всегда имеет идеальные параметры. Это заявление базируется на факте, что такой ротор, установленный на РБК, всегда имеет остаточный небаланс.

Так вот такой небаланс предлагается тщательно зафиксировать, и после выхода ротора из ремонта так же тщательно этот небаланс восстановить. Только в этом случае можно ожидать работу турбогенератора без повышенной первой гармоники. Мы можем только догадываться о всех сложностях процессов колебаний в таких роторах, но, как нам кажется, в этом случае желателен учет большего количества гармоник, особенно второй и третьей обязательно.

Вернемся к самой процедуре балансировки роторов, и естественно начнем с балансировки в собственных опорах. Это наиболее часто встречающаяся практическая процедура балансировки.

В первую очередь необходимо пояснить сам процесс балансировки в собственных опорах. Эта процедура, внешне достаточно простая, позволяет эффективно снизить вибрацию работающего оборудования без разборки.

Для этого обратимся к рисунку 3.2.1.3. Рис. 3.2.1.3. Рисунок, поясняющий балансировку роторов в собственных опорах при помощи внесения пробных грузов На этом рисунке показаны три этапа проведения одноплоскостной балансировки ротора в собственных опорах.

a). На работающем оборудовании зафиксирована повышенная вибрация, которая имеет амплитуду V0, и соответствующий фазовый угол. Для этого на вал агрегата была наклеена метка и использован отметчик фазы, а на опорный подшипник ротора, в вертикальном направлении, установлен датчик для регистрации вибрации.

b). После временной остановки агрегата на балансировочной плоскости ротора, обычно в произвольном направлении, был смонтирован пробный груз. Согласно месту установки нашего груза (на рисунке), он должен был создать вектор вибрации, показанный на рисунке, и равный VГ1. Особенность процедуры такой балансировки заключается в том, что величина этого груза, для дальнейших расчетов, может быть задана пользователем в любых единицах – граммах, штуках, шайбах, гайках, миллиметрах, и т. д. Просто нужно понимать, что в этих же единицах вы получите результаты расчета для установки «правильного» балансировочного груза.

Здесь можно дать определение очень важного параметра, используемого при балансировке – коэффициентов влияния. В разных литературных источниках понятие коэффициентов влияние дается несколько по-разному, поэтому мы не будем стремиться к максимальной точности описания, мы только опишем физический смысл. Коэффициент влияния, это векторная величина, коэффициент пропорциональности, показывающий, как определить величину необходимого корректирующего груза, для данного типа агрегата, и для данной балансировочной плоскости.

Говоря простыми словами, это коэффициент пересчета остаточной вибрации от небаланса, в величину корректирующего груза. Пусть читателя не пугает получение величин одной размерности из параметров абсолютно другой размерности, размерность коэффициентов влияния достаточно сложна, включает в себя и вибрацию, и массу, и линейные размеры.

Возвращаемся к нашему примеру балансировки. Агрегат снова включается в работу, и вновь регистрируются параметры первой гармоники вибрации. Мы получили вектор вибрации в «пробном» пуске VП, показанный на рисунке. Понятно, что этот вектор является суммой двух векторов – вектора имеющегося на роторе остаточного небаланса V0, и вектора внесенного пробным грузом небаланса VГ1. Основная цель дальнейших векторных расчетов – определение величины вектора остаточного небаланса. Эта величина может быть определена через параметры вектора внесенного небаланса. Вполне понятно, что это может быть сделано только в системе принятых диагностом (нестандартных и любых) единиц измерения.

c). Знание величины вектора остаточного небаланса (пусть даже в гайках, миллиметрах) дает возможность определить параметры «правильного» корректирующего груза в этих же единицах. Он должен быть расположен диаметрально противоположно вектору остаточного небаланса ротора, иметь равное с ним значение, и располагаться на том же радиусе, что и пробный груз. Сам пробный груз должен или сниматься с ротора, или же должен быть составным вектором включен в состав корректирующего груза.

Процесс балансировки (в благоприятном случае) на этом можно считать законченным, или, при необходимости, будет нужна еще одна аналогичная итерация. 

В настоящее время практически все виброизмерительные приборы, анализаторы вибрационных сигналов, оснащены встроенной функцией балансировки роторов в собственных опорах, поэтому данная процедура в 90% случаев не вызывает больших проблем у диагностов. Еще в 5 ÷ 7% случаев ротор удается отбалансировать, но при этом количество итераций (пробных пусков) с установкой грузов может достигать десяти и более. В 2% случаев отбалансировать ротор на месте не удается, несмотря на все старания диагноста. Это происходит по тем или иным причинам, которых мы очень поверхностно касались выше.

Балансировка на балансировочных стендах

Для специализированных устройств, предназначенных для балансировки роторов, в литературе существует несколько названий. Это и балансировочные стенды, и балансировочные станки, и разгонно – балансировочные станки. Мы будем использовать в дальнейшем изложении термин балансировочный стенд.

Название балансировочного устройства ничего о процессе балансировки не говорит. Изменения возникают при использовании стендов различного принципа действия. По этому параметру может быть приведена следующая классификация:

Рис. 3.2.1.4. Балансировка роторов на «зарезонансном» балансировочном стенде
  • Дорезонансные балансировочные стенды. Дорезонансным называется такой стенд, у которого частота собственных (резонансных) колебаний подшипниковых опор значительно выше, чем оборотная частота ротора в режиме балансировки.
  • Резонансные балансировочные стенды. Такие стенды имеют максимальную чувствительность в режиме резонанса.
  • Зарезонансные балансировочные стенды. У таких стендов частота собственных резонансных колебаний опор значительно ниже, чем оборотная частота ротора в режиме балансировки.

Описание особенностей конструкции и работы на балансировочных стендах настолько объемно, что мы даже не будем делать попыток это сделать. Мы лучше предложим вам обратиться к работам известных специалистов в этой области, например А.С. Гольдина, Е. В. Урьева, в которых любопытный читатель, может быть, найдет ответы на все интересующие его вопросы.

Завершим рассуждения о способах проявления и устранения небалансов различного типа уточнением некоторых терминов, используемых на практике. Несмотря на наличие небалансов двух типов, статического и динамического, процедуру балансировку всегда, или почти всегда, называют динамической балансировкой. Это абсолютно правильный термин, но он отражает только то, что диагностику небаланса проводят на вращающемся роторе, когда это можно сделать лучше и точнее. При этом тип небаланса не имеет никакого определяющего значения, особенно когда проводится многоплоскостная балансировка.

Приборы нашего производства для балансировки

  • СБУ – серия балансировочных станков зарезонансного типа с горизонтальной осью вращения
  • ViAna-1 – виброанализатор, прибор «безразборной» балансировки роторов
  • Диана-2М – двухканальный анализатор вибросигналов с балансировкой
  • ViAna-4 – универсальный 4-хканальный регистратор и анализатор вибросигналов, балансировка роторов
  • Атлант-8 – многоканальный синхронный регистратор и анализатор вибросигналов