Журнал "Простоев.НЕТ"

Оценка эффективности балансировки роторов в собственных опорах

Балансировка (уравновешивание) – процесс определения значений и углов дисбалансов ротора и уменьшения их корректировкой масс или совмещением главной оси инерции ротора с осью вращения – выполняется на балансировочных станках или в собственных опорах.


Уравновешивание на балансировочных станках на специализированном оборудовании, подготовленным персоналом, при наличии необходимого инструмента и запаса времени, позволяет стабильно достигать высокой точности, соответствующей наименьшему значению остаточного удельного дисбаланса, которое может быть достигнуто на станке при балансировке контрольного ротора методом, определяемым инструкцией по эксплуатации. Уравновешивание в собственных опорах является заключительной регулировочной операцией монтажа или ремонта, требует высокой квалификации и слаженности работы с ремонтной службой. Иногда это единственная возможность снизить действующие нагрузки и продлить срок службы оборудования.

Целесообразность любой технологической операции определяется технической необходимостью и экономической эффективностью. Рассмотрению вопросов оценки эффективности балансировки роторов в собственных опорах на практических примерах уравновешивания роторов различных агрегатов посвящена настоящая статья. Это позволяет обосновать необходимость проведения данной операции в производственных условиях, поскольку теория уравновешивания известна [1-5], а практических примеров недостаточно [6-8].

Устранение ошибок ремонта

Пример 1. Уравновешивание ротора турбины турбовоздуходувки

Ремонт турбовоздуходувки с подачей 3250 м3 /мин с приводом от паровой турбины мощностью 12 МВт и частотой вращения 2500-3325 об/мин был проведен в плановом порядке и в полном объеме. Уравновешивание роторов было выполнено на балансировочном станке со значением остаточного дисбаланса на уровне допустимых значений. Это подтвердилось при пробном запуске турбины – виброскорость в частотном диапазоне 10-1000 Гц не превышала 1,0 мм/с.

Рисунок 1. Точки контроля и направления измерения вибрации на турбовоздуходувке

После сборки соединительной муфты и центровки валов проведен первый запуск на частоте вращения 3000 об/мин. Точки контроля и направления измерения показаны на рис. 1, результаты измерения виброскорости приведены в табл. 1.

ТАБЛИЦА 1. Значения параметров вибрации турбовоздуходувки при первом запуске

При допустимом значении 4,5 мм/с [9, 10] с повышенной осевой вибрацией состояние определено как не допускающее длительную эксплуатацию. Анализ спектров и фазовых значений позволил установить причину – распарованная муфта, что не было учтено при составлении ремонтной ведомости. Принятое решение – райберовка отверстий, изготовление резьбовых соединений.

Правильность принятого решения была подтверждена результатами второго запуска (табл. 2).

ТАБЛИЦА 2. Значения параметров вибрации турбовоздуходувки при втором запуске

Полученные результаты допускают длительную эксплуатацию, но начинать работу с повышенным значением виброскорости – означало увеличить риск внеплановой остановки и снизить время до следующего капитального ремонта. Недоступность плоскостей коррекции усложняла процесс расчета места установки компенсирующего груза. После уравновешивания в собственных опорах при установке пробного и компенсирующего груза на соединительной муфте получены результаты (табл. 3), позволившие начать длительную эксплуатацию агрегата.

ТАБЛИЦА 3. Значения параметров вибрации турбовоздуходувки при третьем запуске

Данное компромиссное решение было вынужденным. Установка компенсирующего груза mK = 0,32 кг на радиусе rК = 0,25 м при угловой скорости ω = 300 рад/с привела к появлению дополнительной силы:

РДОП=mK × rК × ω2 =0,32 × 0,25 × 3002 = 7200 Н

Эта сила позволила снизить вибрационные нагрузки и не привела к значительному увеличению нагрузки на вал.

Пример 2. Уравновешивание соединительной муфты турбовоздуходувки

Для привода турбовоздуходувки ТВ-80 1/6 (рис. 2) используется электродвигатель ВАО2-
450 мощностью 250 кВт с частотой вращения 2920 об/мин.

Рисунок 2. Турбовоздуходувка ТВ-80

После проведенного ремонта двигатель установлен и закреплен на жестком основании. Измеренные значения виброскорости (0,7-1,4 мм/с) показали, что двигатель соответствует требованиям ГОСТ 20815-93 «Машины электрические вращающиеся. Механическая вибрация некоторых видов машин с высотой оси вращения 56 мм и выше. Измерение, оценка и допустимые значения» (до 2,8 мм/с). Установка полумуфты привела к увеличению осевой составляющей до 3,2 мм/с, радиальных составляющих до 1,4-2,9 мм/с. Дополнительных действий проведено не было.

В ходе пробного запуска после соединения двигателя с турбовоздуходувкой было отмечено увеличение значений виброскорости до 2,0-4,8 мм/с. Повышенная вибрация отмечалась только на двигателе. Обтяжка резьбовых соединений, центровка валов (до уровня 0,01-0,03 мм), повышение жесткости основания не привели к значительным изменениям в состоянии механизма. После усиления рамы значения виброскорости увеличились до 1,2-6,5 мм/с. Анализ этих событий по составляющим виброскорости подшипника двигателя со стороны муфты приведен на рис. 3.

Рисунок 3. Изменения составляющих виброскорости по подшипнику двигателя со стороны муфты при событиях (запусках): 1 – отремонтированного двигателя; 2 – двигателя с установленной полумуфтой; 3 – в сборе с турбовоздуходувкой; 4 – после центровки; 5 – после усиления рамы; 6 – после балансировки

Уравновешивание полумуфты на месте установки привело к снижению виброскорости до 1,1-2,3 мм/с. Компенсирующий груз массой 0,1 кг устранил погрешности изготовления и монтажа. В данном случае балансировка была заключительной операцией перед запуском турбовоздуходувки в длительную эксплуатацию.

Относительно небольшая сила привела к эффективному снижению вибрации: компенсирующий груз mK = 0,1 кг, установленный на радиусе rК = 0,3 м при угловой скорости ω = 292 рад/с приводит к появлению центробежной силы:

РДОП = mK × rК × ω2 =0,1 × 0,3 × 2922 =2558 Н

Следует указать на большой объем анализируемой информации не только по значениям вибрации, но и по результатам визуального осмотра. Проводились проверки «мягкой лапы», снимались контурные диаграммы вибрации, проводился фазочастотный анализ и др. Комплекс работ позволил выявить скрытые дефекты, снизить вибрацию и повысить ресурс турбовоздуходувки.

Снижение вибрации после балансировки, особенно мощных агрегатов, явно ощущается субъективными методами – тактильным, визуальным, по колебаниям уровня воды и др. Однако при этом остаются неизвестными последствия уравновешивания, что требует проведения дополнительных измерений и расчетов.

Увеличение долговечности подшипниковых узлов

Обычно дисбаланс рабочего колеса приводит к росту радиальной и осевой нагрузки на подшипник. После балансировки уровень вибрации опор может снижаться до 10-12 раз. Увеличение срока службы подшипника рассчитывается исходя из снижения нагрузки на узел с учетом массы и места установки компенсирующего груза при заданной частоте вращения.

Пример 3. Вентилятор одностороннего всасывания ВЦ-32

При одностороннем всасывании у вентилятора в рабочей линии (рис. 4а) появляется осевая сила, направленная в сторону всасывающей полости. Это приводит к снижению долговечности двухрядных роликовых сферических подшипников из-за работы одного ряда роликов (рис. 4б). Снижение срока службы в этом случае можно учесть, введя в формулу для расчета долговечности подшипника коэффициент снижения динамической грузоподъемности, КН:

LН = a1x a2x a3 (1000/(60 x N)) x (CДИН/(КНx F))p

Рисунок 4. Схема вентилятора ВЦ-32 (а) и следы неравномерного износа наружного кольца подшипника (б)

Максимальное снижение долговечности при работе одной беговой дорожки в двухрядном роликоподшипнике (при КН = 2,0) составит 23,3 = 9,8 раза.

Пример 4. Вентилятор ДН-13

Установка компенсирующего груза массой 0,95 кг на радиусе 0,6 м на рабочее колесо (массой 900 кг) вентилятора ДН-13 позволила снизить виброскорость с 16,2 мм/с до 3,8 мм/с. Подшипники 3516 вала вентилятора имеют динамическую грузоподъемность 102 кН. Частота вращения 960 мин-1.

При консольном расположении рабочего органа (рабочего колеса) практически вся нагрузка приходится на подшипник, ближайший к ротору. Расчетная долговечность составит:

LH = a1 × a2 × a3 × [106 × (Cдин/Р)р/60×n]= =1,0 × 1,0 × 1,0 × [106 × (102/9)3,3/60 × 960]=52354 часа.

Это соответствует почти 6 годам непрерывной работы.

Снижение срока службы подшипника при постоянной вибрации 16,2 мм/с:

LH = a1 × a2 × a3 × [106 × (Cдин/Р + Pдоп)р/60×n]= =1,0 × 1,0 × 1,0 × [106 × (102/14,2)3,3/60 × 960]=11625 часа.

Это составляет примерно 1,3 года непрерывной работы, то есть более чем в 4,5 раза меньше.

Снижение потребляемой мощности

Дополнительные силы, действующие на подшипниковые опоры, приводят к повышению момента сопротивления вращению вала и к повышению потребляемой электроэнергии. Возможна нелинейная зависимость между действующей силой и коэффициентом трения. Это предположение требует проведения исследований для определения соответствующих зависимостей.

В промышленных условиях проведены исследования по снижению потребляемой мощности двигателем вентилятора Д-6 в результате уравновешивания ротора.

Рисунок 5. Мощность, потребляемая двигателем вентилятора ДН-6, до балансировки (а) и после балансировки (б)

Опыт 1

Данные до балансировки: вибрация – В = 9,4 мм/с, О = 5,0 мм/с; ток по фазам (среднее значение) – 3,90 А.

Данные после балансировки: вибрация – В = 2,2 мм/с, О = 1,8 мм/с; ток по фазам (среднее значение) – 3,73 А.

Снижение параметров вибрации: В – в 4,27 раза; О – в 2,78 раза.

Снижение токовых значений: (3,9-3,73)×100%/3,73=4,56%.

Опыт 2

Вибрация до балансировки: В = 17,0 мм/с, Г = 15,3 мм/с, О = 2,1 мм/с.

Вибрация после балансировки: В = 2,8 мм/с, Г = 2,9 мм/с, О = 1,2 мм/с.

Снижение параметров вибрации: В – в 6,1 раза; Г – в 5,3 раза; О – в 1,8 раза.

Снижение энергетических показателей: потребленная мощность – (0,69-0,65)×100%/0,65=6,15%;
максимальная мощность – (2,96-2,82)×100%/2,82=4,96%;
минимальная мощность – (2,49-2,43)×100%/2,43=2,47%;
средняя мощность – (2,74-2,59)/2,59×100%=5,79%.

Аналогичные результаты были получены в производственных условиях при балансировке вентилятора ВДН-12 нагревательной трехзонной методической печи.

Потребление электроэнергии за 30 минут составило – 33,00 кВт, после балансировки – 30,24 кВт. Снижение потребляемой электроэнергии в данном случае составило (33,00-30,24)×100%/30,24=9,13%.

Виброскорость до балансировки – 10,5 мм/с, после балансировки – 4,5 мм/с. Снижение виброскорости – в 2,3 раза.

Предположим, что вентилятор, приводимый двигателем мощностью 100 кВт, работает 250 дней в году по 20 часов в сутки при повышенной вибрации. За год за вибрацию механизма, исходя из стоимости 3,0 руб./кВт, предприятие заплатит 75 000 руб. Это уже может считаться обоснованием необходимости проведения работ по уравновешиванию ротора. Кроме того, эксплуатация с повышенной вибрацией приведет к необходимости раннего ремонта, что добавит расходы на разборку, сборку и запасные части.

Пример 5. Вентилятор ДН-26

При балансировке вентилятора ДН-26 установлен факт увеличения частоты вращения электродвигателя АОД-630-8У1 после установки корректирующих грузов и снижения виброскорости на подшипниковых опорах.

До балансировки: виброскорость на подшипниковой опоре: В – 4,4 мм/с; Г – 2,9 мм/с; частота вращения – 745 об/мин.

После балансировки: виброскорость на подшипниковой опоре: В – 2,1 мм/с; Г – 1,1 мм/с; частота вращения – 747 об/мин.

Это незначительно, но увеличивает производительность вентилятора, с одновременным улучшением технического состояния.

Пример 6. Двигатели вентиляторов

По однотипным двигателям вентиляторов, работающих на номинальной частоте 2980 об/мин, но с различными значениями вибрации, получена зависимость, показанная на рис. 6.

Рисунок 6. Зависимость между частотой вращения и значением виброскорости однотипных вентиляторов, работающих на номинальной частоте 2980 об/мин

Пример 7. Двигатель SB 250.2/4 гильотины порезки листового проката

На валу двигателя SB 250.2/4, который используется для привода гильотины при порезке листового проката, установлен ременной шкив.

Технические характеристики двигателя:
синхронная частота вращения – nC = 1500 об/мин; номинальная мощность – 40 кВт;
номинальный момент – МН = 261,6 Н/м;
номинальная частота вращения – nН = 1460 об/мин (угловая скорость – 152,9 рад/с);
МПН – 1,3; напряжение – 380 В; КПД – 0,95;
cosφ = 0,88.

При балансировке шкива отмечено увеличение частоты вращения электродвигателя после установки корректирующего груза mk = 0,14 кг на радиусе rk = 0,165 м и снижение виброскорости подшипниковых опор:
до балансировки – 4,5 мм/с, на оборотной частоте n1 = 1495 об/мин; после балансировки – 0,6 мм/с, на оборотной частоте n2 = 1498,5 об/мин.

Расчет снижения потребления электроэнергии (вариант 1).

Ток холостого хода до балансировки – 50 А; после балансировки – 46 А.

Снижение потребления электроэнергии:

Р1=√3 x U1 x I1x cosφ = √3.380 x 4 x 0,88 = = 2316 Вт ≈ 2,3кВт,

где I1 = 50-46 = 4 A – снижение силы тока.
При работе в одну смену в течение 250 суток (один календарный год) при стоимости электроэнергии 3,0 руб./кВт это составит:

С1 = Р1x 8 x 250 x 3,0 = 2,3 x 8 x 250 x 3,0 = 13800 руб.

Увеличение срока службы подшипника.

Дополнительно снижение вибрации привело к снижению нагрузки на подшипник:

F = CНx L/L1 = 540 x 1,6/1,2 = 720 Н,

где CН = mkx rkx ω2 = 0,14 x 0,165 x 152,92 = 540 Н – неуравновешенная сила; L – расстояние между свободным подшипником и шкивом, L = 1,6 м;
L1 – расстояние между подшипниками двигателя, L1 = 1,2 м.

При установке подшипника 313, имеющего динамическую грузоподъемность СД = 56700 Н, и номинальной нагрузке 5000 Н расчетная долговечность составит:

LН = a1x a2x a3x (1000000 / (60 x n)) xД / P)p = 1,0 x 1,0 x 1,0 x (10000 / (60 x 1460)) x (56700 / 5000)3= 16647 часов.

Срок службы подшипника при постоянной вибрации 4,5 мм/с:

LН = a1x a2x a3x (1000000 / (60 x n)) xД / (P + F))p = 1,0 x 1,0 x 1,0 x (10000 / (60 x 1460)) x (56700 / (5000 + 720))3= 16647 часов.

Отмечаем снижение срока службы на 16647-11119=5528 часов или на 33%.

Расчет снижения потребления электроэнергии (вариант 2).

Исходя из механической характеристики двигателя, балансировка шкива позволила уменьшить крутящий момент холостого хода на:

ΔМ = (n2 – n1) x МН /(nС – nН ) = (1498,5 –1495) x 261,6/(1500 – 1460) = = 22,89 Н.м.

Снижение необходимой мощности:

P2 = ΔМ x π x (n1x n2 )/60 = 22,89 x π x (1495 + 1498,5)/60 = 3586 Вт ≈ 3,6 кВт.

При работе в одну смену в течение 250 суток (один календарный год) при стоимости электроэнергии 3,0 руб./кВт это составит:

С2 = Р2x 8 x 250 x 0,5 = 3,6 x 8 x 250 x 3,0 = 21600 руб.

Таким образом, исследование результатов виброналадочных работ по балансировке роторов в собственных опорах посредством проведенных расчетов доказывает их необходимость и экономическую эффективность в рамках монтажа и дальнейшей эксплуатации оборудования.

В частности, на основании расчетов установлено:

  1. Уравновешивание роторов вентиляторов приводит к снижению потребляемой электроэнергии на 4-6%, что существенно, исходя из условия длительной эксплуатации оборудования.
  2. Основными причинами снижения потребляемой электроэнергии являются уменьшение паразитных нагрузок и снижение момента сопротивления в подшипниковых опорах, а также уменьшение вибрационных нагрузок на элементы механизма.
  3. Для получения зависимостей снижения потребления электроэнергии для различного оборудования необходимо проведение дополнительных исследований.

Список литературы

  1. Основы балансировочной техники. Том 1, 2 / Под ред. В.А. Щепетильникова. – М.: Машиностроение, 1975.
  2. Рунов Б.Т. Уравновешивание турбоагрегатов на электростанциях. – М.-Л.: Госэнергоиздат, 1963. – 224 с.
  3. Справочник по балансировке / Под общ. ред. М.Е. Левита. – М.: Машиностроение, 1992. – 464 с.
  4. Руководство по ревизии и наладке главных вентиляторных установок шахт / А.С. Гофман и др. – М.: Недра, 1981. – 336 с.
  5. Гольдин А.С. Вибрация роторных машин / 2-е изд. исправл. – М.: Машиностроение, 2000. – 344 с.
  6. Безразборная динамическая балансировка роторов металлургических машин / В.Я. Седуш, Г.В. Сопилкин, В.А. Сидоров и др. // Металлургическая и горнорудная промышленность. − 1990. − № 2. − С. 48-50.
  7. Сидоров В.А., Цыба С.А. Последствия несвоевременной балансировки // Вибрация машин: измерение, снижение, защита. – 2011. – № 4 (27). – С. 56-60.
  8. Сидоров В.А., Гичун Н.В. Некоторые аспекты практического уравновешивания жестких роторов
    в собственных опорах // Контроль. Диагностика. – 2021. – Т. 24, № 10. – С. 48-57.
  9. ГОСТ ИСО 10816-1-97. Вибрация. Контроль состояния машин по результатам измерений вибрации на невращающихся частях.
  10. ГОСТ-25364-97. Агрегаты паротурбинные стационарные. Нормы вибрации опор валопроводов и общие требования к проведению измерений.

Журнал Prostoev.NET № 1(30) 2022
В.Н. РУЧКО, Донецкий металлургический завод

Простоев.НЕТ

Компания ООО «Простоев.НЕТ» — межотраслевой информационно-образовательный проект по вопросам организации процессов ТОиР и управления надежностью оборудования.

This website uses cookies.