Введение (стр. 5 )

При неравномерности зазоров равнодействующая электро­магнитных сил вращается вместе с ротором и может вызвать в радиальном направлении периодические виброперемещения ро­тора и статора с частотой вращения.

Короткое замыкание обмотки возбуждения синхронного дви­гателя приводит к периодическому изменению магнитной индук­ции по окружности воздушного зазора. Возникающие при этом силы приводят к равнодействующей, вращающейся вместе с ро­тором и вызывающей периодические колебания ротора или ста­тора с частотой вращения в радиальном направлении.

Виброперемещение при витковом замыкании зависит от числа замкнутых витков и податливости ротора или статора.

При вращении ротора магнитная проводимость по оси каждо­го полюса периодически изменяется из-за наличия пазов для обмотки. Частота изменения магнитной проводимости полюса из-за зубцов и соответственно вибрации машины

, (3.1)

где Z - число пазов; fp - частота вращения ротора.

Амплитуда вибрации от электромагнитных сил, как правило, по величине небольшая. При совпадении частот колебаний элек­тродвигателя от таких сил с частотами колебаний от других ис­точников может возникнуть резонанс, способствующий разруше­нию наиболее слабых элементов машины.

Эллипсность шеек ротора и двойная его жесткость вызывают вибрацию с двойной частотой вращения, которая может сумми­роваться с колебаниями электромагнитного происхождения.

Низкочастотные составляющие вибрации электродвигателей (меньше основной гармоники) не обусловлены причинами элек­тромагнитного характера и, как правило, объясняются неустой­чивым вращением вала на масляной пленке.

При анализе вибрации электромагнитного характера должны контролироваться электрические параметры работы машины (напряжение, ток, мощность и пр.), показатели нагрева, состоя­ние фундамента и надежность крепления к нему, соединение электродвигателя с насосом и другие факторы.

Если неисправности электромагнитного происхождения не обнаружены, то причины повышенной вибрации могут быть вы­званы механическими дефектами или нарушением гидромехани­ческих процессов в насосе.

3.4. НЕИСПРАВНОСТИ МЕХАНИЧЕСКОГО

И ГИДРОДИНАМИЧЕСКОГО ПРОИСХОЖДЕНИЯ

Группа неисправностей механического и гидродинамического происхождения обладает наибольшим числом дефектов, которые чаще встречаются при эксплуатации насосных агрегатов. Очень часто они уже присутствуют после пуска в эксплуатацию нового или отремонтированного агрегата. Для насоса наиболее часто встречающиеся дефекты являются дефектами гидродинамиче­ского происхождения или вызваны дисбалансом ротора, а также некачественной центровкой.

Дефекты гидродинамического происхождения

Ротор насоса механически уравновешенный, при работе насо­са на нефти может оказаться гидродинамически неуравновешен­ным. Это происходит в тех случаях, когда рабочее колесо изго­товлено недостаточно точно и различается по шагу, углу между лопастями, по длине, толщине и углам установки лопастей. Си­лы, действующие на отдельные лопасти рабочего колеса, при этом не уравновешиваются и создают вибрацию с оборотной час­тотой.

Различие в размерах межлопастных каналов рабочего колеса приводит к различному заполнению их нефтью и, как следствие, к несовпадению центра массы нефти, заполняющей колесо, с осью вращения ротора. Этот эффект усиливается при кавитации из-за появления газовой фазы в кавернах, возникающих у вход­ных кромок лопастей рабочего колеса.

Выявление гидродинамической неуравновешенности анало­гично механической. Однако силы, ее вызывающие, существен­но меньше и обнаруживаются, когда ротор отбалансирован с высокой степенью точности.

Следующие (по частотной шкале) гидродинамические источ­ники колебаний - динамические составляющие радиальных и осевых сил, воздействующие на ротор насоса и обусловленные неравномерностью распределения давлений в проточных кана­лах насоса. Размах (амплитуда) этих составляющих может быть соизмерим со статическими составляющими радиальных и осе­вых сил. По частотному составу пульсации этих сил являются сложными колебаниями, содержащими компоненты на оборот­ной частоте, лопастной частоте и их гармоники. Одним из наи­более характерных и интенсивных источников гидродинамиче­ских колебаний в насосах являются гидродинамические силы от неоднородности потока на выходе из рабочего колеса насоса. Основной фактор, определяющий неравномерность поля скоро­стей и давлений по шагу между лопастями колеса, - циркуляция вокруг лопасти.

Вторая причина обусловлена вязкими средами - «провалами» скорости при обтекании вращающихся лопастей рабочего коле­са. Механизм возникновения вибрации от неоднородности пото­ка за колесом, вызываемый приведенными факторами, срабаты­вает при наличии в потоке препятствия в виде языка спирально­го отвода. Первичным явлением в потоке жидкости следует счи­тать импульсы давления при прохождении лопастей рабочего колеса мимо языка. Частота следования импульсов - произведе­ние оборотной частоты на число лопастей. В насосе могут быть два типа источников лопастных колебаний, действующих с ос­новной лопастной частотой: нестационарный возбуждающий мо­мент и пульсация давления жидкости.

При прохождении лопаток мимо языка возникает пульсация давления, воздействующая на стенки корпуса и вызывающая их колебания на лопастных частотах. При этом могут возникать также крутильные колебания корпуса под действием нестацио­нарного крутящего момента.

Специфический источник колебаний насоса - кавитация, воз­никающая при местном понижении давления в тех областях по­тока, где скорость ее достигает максимального значения, т. е. при обтекании тел или в районе ядер вихрей.

На режимах, отличных от оптимального, усиливается влия­ние вихреобразования. При больших расходах наличие интен­сивных вихрей в отводах и колесе приводит к тому, что давле­ние в вихревых областях понижается, способствуя возникнове­нию кавитационных процессов. При малых расходах наблюдает­ся неоднородная работа межлопаточных каналов колеса, что также приводит к усилению вибрации. В областях подач, близ­ких к нулевым, сильно возрастает низкочастотная вибрация, которая крайне опасна.

Рост вибрации насоса при отклонении его работы от расчет­ного режима (номинальная подача) объясняется изменением ве­личины и вектора скорости потока, выходящего из рабочего ко­леса, которое приводит к ударам об язык и более вихревому движению жидкости в спиральном отводе.

Проведенными в ИПТЭР исследованиями установлено, что виброакустические характеристики насосных агрегатов позволя­ют представить вибрацию и шум агрегата как функцию состоя­ний, определяемую условиями функционирования [101]. Усло­виями функционирования, влияющими на вибрацию и шум НА, являются:

- подача насоса Q;

- давление на приеме насоса рвх;

- ступень работы НА в технологической цепи J;

- состояние узлов и деталей НА SНА)

- состояние технологических трубопроводов 5тр,

V, L =f(Q, рвх i,-, Sha, Tтр (3.2)

Так как условия функционирования в общем случае являют­ся случайным событием, то виброакустическое состояние от­дельного насосного агрегата является случайным событием.

В то же время условия функционирования НА, определяемые режимом работы насоса, - подача, входное давление, ступень работы насоса в технологической цепи, - могут быть определены при проведении виброакустических измерений на НПС по ста­ционарной контрольной аппаратуре. Этот фактор позволяет сни­зить степень неопределенности виброакустического состояния путем учета режимных составляющих вибрации. Из-за отсутст­вия в настоящее время зависимостей, позволяющих аналитиче­ски определять виброакустические характеристики всех типо­размеров насосных агрегатов при изменении условий функционирования, влияние режимов работ магистрального насоса на уровни вибрации и шума определялись эмпирическим путем с последующей математической обработкой полученных опытных данных.

Полученные при промышленных исследованиях магистраль­ных насосов типа НМ опытные данные были подвергнуты гра­фическому анализу для эмпирического выбора вида зависимости уровней вибрации и шума от подачи насоса. Результаты анализа позволили сделать вывод, что в общем виде закономерность из­менения виброакустических характеристик насоса от подачи можно аппроксимировать полиномом n-й степени:

, (3.3)

где , - относительные изменения уровня вибрации и шума,; ;

V, L - текущие значения уровня вибрации и шума насоса; Vн, Lн ~ значения уровня вибрации и шума насоса при номинальной подаче; - относительная подача насоса; Q - текущее значение подачи насоса; Qн — номинальная подача насоса, опре­деляемая его типоразмером; а0, а1... ап - постоянные коэффи­циенты.

Выбор вида модели, описывающей зависимость уровня виб­рации и шума насоса от подачи, можно выполнить методом по­следовательного оценивания.

Например, для одного из насосов типа НМ с рото­ром 1,0 Qном режимные модели, отображающие зависимость из­менения уровня вибрации и шума от величины подачи, можно представить выражениями:

(3.4)

(3.5)

Полученные режимные модели представлены графически на рис. 3.2. Там же точками нанесены опытные данные. Значения среднего квадратичного отклонения а и средней квадратичной погрешности а опытных данных от полученной аналитической кривой также приведены на рисунке.

Рис. 3.2. Зависимость изменения относительного уровня вибрации (а) и шума (б) насоса Нм

от подачи

Таким образом, в результате проведенных исследований ус­тановлено, что изменение уровня вибрации и шума магистраль­ных насосов типа НМ от подачи может быть описано полиномом третьей степени. Режимные модели магистральных НА позво­ляют оценивать влияние режима работы магистрального насоса на уровни вибрации и шума, приводить виброакустические ха­рактеристики насосов к нормальному (расчетному) режиму функционирования, идентифицировать состояние НА в режиме функционирования без изменения технологического процесса перекачки.

Неидентичность конструктивного исполнения насосов, их ра­бочих колес, обвязки технологических трубопроводов, приме­няемых рам агрегатов и муфт, соединяющих насос с электродви­гателем и другие факторы, указывают на необходимость полу­чения для каждого насоса индивидуальной характеристики из­менения уровня вибрации и шума в зависимости от подачи (рис. 3.3). Такая характеристика должна быть положена в осно­ву виброакустической модели конкретного насосного агрегата.

С учетом изложенного конкретные неисправности насосного агрегата будут оказывать различное влияние на вибрационные характеристики насосов.

Рис. 3.3. Зависимость относительного уровня вибрации магистральных насосов типа НМ от подач:

1- зона вибрации насоса НМ с роторами на подачу 0,7; 1,0; 1,25 от номинальной ( в зависимости от подачи); 2 – зона вибрации насосов типа НМ и НМ с ротороми 0,7 и 1,0 от номинальной ( в зависимости от подачи)

На рис. 3.4 и 3.5 представлена обобщающая картина зависи­мости вибрации от подачи и кавитационного запаса насоса с уче­том характерных неисправностей. Цифры I-V обозначают об­ласти различного вида кавитации в насосе.

Рис. 3.4. Типичные зависимости суммарных уровней основных составляющих вибрации насосов от подачи: 1- суммарный уровень; 2 –неуровновешенность ротора; 3- неоднородность потока; 4 – вихреобразование, кавитация (Q – подача насоса; Dh – кавитационный запас; DL0 –уровень вибрации; Н – напор насоса)

Влияние конструктивных параметров насосной установки, коэффициента быстроходности насоса, исполнения агрегата на уровень вибрации в зависимости от режима работы можно про­следить по результатам промышленной эксплуатации установки ПГНУ-2жр с регулируемым газотурбинным приводом [6].

Рис. 3.5. Типичная зависимость суммарного уровня вибрации и уровней основных составляющих вибрации насосов от кавитационного запаса: 1- суммарный уровень вибрации; 2 – неуровновешенность ротора; 3 – неоднородность потока; 4 – вихри и кавитация

Турбонасосный блок установки ПГНУ-2жр включает магист­ральный центробежный насос 1 ОНД-10x2 номинальной подачей 800 м3/ч и напором 260 м, газотурбинный двигатель АИ-23У, мультипликатор и другие агрегаты. Все оборудование размещено на общей раме, которая крепилась к 'бетонной подушке анкер­ными болтами. Всасывающий и выходной трубопроводы на под­ходе к блоку имели жесткую опору.

Измерения вибрации проводились при изменении подачи на­соса и при изменении частоты вращения ротора насоса. Подача насоса изменялась в диапазоне 240-960 м3/ч (0,3-1,2) QHOM> частота вращения - об/мин, (0,65-1,0) nном. Давле­ние на входе в насос на всех режимах работы установки было в диапазоне 0,45-0,77 МПа (4,6-7,9 кгс/см2), на выходе насоса 1,22-2,4 МПа (12,4-24,5 кгс/см2).

Рис. 3.6. Зависимость вибрации переднего подшипника насоса от давления при подаче Q

Измерение вибраций проводилось на переднем и заднем под­шипниках и лапе насоса 10НД-10´2, на передней и задней опо­рах и редукторе двигателя АИ-23У, раме установки в месте кре­пления мультипликатора.

По результатам испытаний построены графики, представляю­щие зависимость вибрации от указанных параметров (рис. 3.6-3.8). На рис. 3.6 и 3.7 изображены зависимости вибраций подшипников насоса в вертикальном и поперечном направлениях от напора, развиваемого насосом. Вертикальная вибрация передне­го подшипника увеличивается монотонно почти в два раза, на заднем подшипнике имеется перегиб в диапазоне 1,37-1,77 МПа (14-18 кгс/см2). Максимальная вибрация имеет место на обоих подшипниках в поперечном направлении при тех же давлениях, причем вибрация в поперечном направлении больше вертикаль­ной. Замеры проводились при трех значениях подачи насоса путем изменения частоты вращения ротора насоса и положения выходной задвижки. На рис. 3.8 изображена зависимость виб­раций в вертикальном направлении от частоты вращения ротора насоса. Режим работы установки задавался изменением частоты вращения ротора насоса при постоянном положении выходной задвижки. Установка имеет максимальную вибрацию при часто­те вращения ротора насоса об/мин. Характер кри­вых не меняется от затрачиваемой мощности при изменении гидравлического сопротивления трубопровода, меняются только величины вибрации.

Рис. 3.7. Зависимость вибрации заднего подшипника насоса от давления при подаче Q

Рис. 3.8. Зависимость вибрации элементов конструкции установки от частоты вращения ротора насоса

Вибрация на переднем, заднем подшипниках и лапе насоса – кривые 1, 2, 3, на передней и задней опорах и редукторе двига­теля - 4, 5, 6, на раме установки - 7.

Построены зависимости величин вибрации от частоты враще­ния турбокомпрессора (см. рис. 3.9). Вибрации в поперечном направлении больше, чем в вертикальном, максимум вибрации соответствует оборотам (76-78) % nном.

Рисунки показывают, что имеет место максимум вибрации при давлении, развиваемом насосом 1,37-1,77 МПа (14-18 кгс/см2), частоте вращения ротора насоса об/мин и частоте вращения турбокомпрессора (76-78) % nном.

Двигатель АИ-23У до оборотов турбокомпрессора 76+2 % но­минальных работает при открытых клапанах перепуска воздуха из компрессора, при дальнейшем росте частоты вращения кла­паны закрываются. При открытых клапанах двигатель имеет большую вибрацию, что повышает уровень вибрации всей кон­струкции установки на данных режимах работ.

Рис. 3.9. Зависимость вибрации элементов конструкции установки от частоты вращения турбокомпрессора

Анализ кривых выявил, что максимальным значениям вибра­ции соответствует частота вращения ротора насоса 2об/мин. По характеру кривых можно предположить, что этой частоте вращения соответствует зона критической частоты вращения валопровода установки и ротора насоса.

Таким образом, кроме режима работы турбокомпрессора на величину вибрации влияет частота вращения валопровода уста­новки и ротора насоса.

Расслоение кривых вибрации в зависимости от подачи насоса объясняется тем, что большей подаче при одном и том же дав­лении на выходе насоса соответствуют большие числа частоты вращения. Увеличение вибрации при росте частоты вращения можно объяснить механическими источниками - остаточной не­уравновешенностью ротора насоса, зубчатых колес мультиплика­тора, валопровода, наличием опорных шариковых подшипников.

Испытания насосной установки с газотурбинным приводом показали, что вибрационное состояние установки при данной обвязке турбонасосного блока - удовлетворительное. С целью уменьшения вибрации в поперечном направлении требуется уси­лить крепление насоса и жесткость рамы установки.

При работе установки следует избегать режимов работы с частотой вращения турбокомпрессора двига% от номинальных и частотой вращения ротора насоса об/мин.

Вибрация, вызванная неуравновешенностью ротора, наиболее ярко проявляется на оборотной частоте F0.

Неуравновешенность ротора - это состояние ротора, характе­ризующееся таким распределением масс, которое во время вра­щения вызывает переменные нагрузки на опоры ротора и его изгиб с частотой, равной частоте вращения ротора

Статическая неуравновешенность ротора - это неуравновешенность ротора, при которой ось ротора и его главная центральная ось инерции параллельна (рис. 3.10). При этом амплитуда виброскоростей опор ротора на обратной частоте одинаковы и имеют одинаковый фазовфй угол. Такая неуровновешенность полностью определяется главным вектором дисбаланса или эксцентриситетом центра массы ротора, или относительным смещением главной центральной оси инерции и оси ротора, равным значению эксцентриситета центра его массы.

Моментальная неуравновешенность ротора – это неуровновешенность ротора, при которой ось ротора и его главная центральная ось инерции пересекаются в центре масс (см. рис.3.10).

Моментальная неуравновешенность полностью определяется главным моментом лисбалансов ротора или двумя равными по значению антипараллельными векторами дисбалансов, лежащих в двух произвольных плоскостях, перпендикулярных к оси ротора. Другими словами, на опорах возникают одинаковые по величине и смещению на 1800 амплитуда виброскорости на оборотной частоте.

Рис. 3.10. Виды неуравновешенности ротора насоса: а – статическая неуравновешенность; б – динамическая неуравновешенность; в – моментальная неуравновешенность; А, В – подшипниковые узлы; R – усилие реакции подшипниковых узлов; F – главный вектор сил инерции; РР – пара сил моментной составляющей неуравновешенности

Динамическая неуравновешенность ротора - это неуравнове­шенность, при которой ось ротора и его главная центральная ось инерции пересекаются не в центре масс или перекрещиваются (см. рис. 3.10).

Динамическая неуравновешенность включает статическую и моментную неуравновешенности и полностью определяется главным вектором и главным моментом дисбалансов ротора или двумя векторами дисбалансов, в общем случае различных по значению и непараллельных, лежащих в двух произвольных плоскостях, перпендикулярных к оси ротора («крест дисбалан­сов»). При этом амплитуды виброскорости на оборотной часто­те, измеряемые на опорах в радиальной плоскости, различаются как по значению, так и по фазе.

Квазистатическая неуравновешенность ротора - это неурав­новешенность, при которой ось ротора и его главная централь­ная ось инерции пересекаются в центре масс ротора. При этом главный вектор дисбалансов ротора перпендикулярен к оси ро­тора, проходит через центр его масс и лежит в плоскости, со­держащей главную центральную ось инерции и ось ротора, а главный момент дисбалансов перпендикулярен к этой плоскости. Дисбалансы ротора лежат в одной плоскости, содержащей ось ротора и его центр масс.

Наиболее распространенными на практике следует считать динамическую и квазистатическую неуравновешенности. Вели­чину неуравновешенности уменьшают путем установки добавоч­ных грузов или снятием металла в одной или двух плоскостях коррекции ротора с целью достижения допустимой величины дисбаланса.

Установка добавочных грузов при балансировке рабочих ко­лес или ротора в виде приварки к боковой поверхности колеса пластин может привести при работе насоса к значительному вихреобразованию и, как следствие, росту вибрации.

Механическая неуравновешенность может быть вызвана:

- обрывом или деформацией отдельных вращающих элементов насосного агрегата и характеризуется внезапными однократными скачками амплитуд виброскоростей в радиальной плоскости;

- эрозией, коррозией, износом трущихся частей, загрязнения­ми, что вызывает появление дисбаланса векторной величины, равной произведению неуравновешенной массы на ее эксцентри­ситет.

Термическая нестабильность дисбалансов ротора (иногда это явление называют тепловым дисбалансом или термодинамиче­ской неуравновешенностью) возникает в результате деформации оси вращения ротора из-за изменения по длине его температуры и характерна для роторов электродвигателей. Такая нестабиль­ность может быть постоянной или временной. Она вызывается неравномерным нагревом или охлаждением активной части ро­тора, что приводит к тепловому изгибу вала.

Несимметричный нагрев ротора может возникнуть из-за виткового замыкания в обмотке ротора, неравномерной толщины изоляции обмотки ротора.

Тепловой прогиб возможен и при равномерном прогреве, на­пример, при разогреве ротора после пуска двигателя до достиже­ния ротором стабильной температуры. При этом дисбаланс мо­жет меняться вследствие изменения остаточных напряжений от термомеханической обработки под воздействием нагрева ротора, что вызывает перераспределение масс относительно оси ротора.

Термическая нестабильность может возникнуть из-за ослаб­ления посадки железа ротора на вал. Такое ослабление возмож­но при работе двигателя под нагрузкой, когда расширение паке­та железа ротора происходит вследствие тепловых потерь. Ос­лабление посадки в некоторых случаях может вызвать неста­бильность вибраций во времени из-за перемещения пакета желе­за по валу.

Ослабление посадки железа ротора под действием центро­бежных сил и теплового расширения пакета при его ориентации относительно вала приводит к тому, что вал изгибается в на­правлении смещения пакета. Такой изгиб обусловлен тем, что участок вала, контактирующий с пакетом, имеет более высокую температуру, чем его противоположная сторона. Нарастание прогиба сопровождается увеличением вибрации, пока центро­бежные силы не переориентируют его на полную величину зазо­ра, образовавшегося в результате освобождения посадки. Затем происходит выравнивание и нарастание в противоположную сто­рону, т. е. временное уменьшение вибрации и последующее нарастание с периодичностью 2-18 ч.

Одним из факторов, указывающих на наличие теплового прогиба, является рост виброскорости на оборотной частоте по­сле пуска двигателя по мере нагрева ротора до рабочей темпера­туры, а затем стабилизация виброскорости (при этом следует учитывать, что аналогично проявляется нарушение центровки агрегата под действием меняющихся температурных полей на опорах).

Уменьшение термической нестабильности дисбаланса ротора достигается проведением окончательной балансировки после прогрева двигателя.

Если неуравновешенность ротора является одной причиной повышенной вибрации, то основное возмущение происходит на оборотной частоте, вибрации на других частотах в 5-10 раз меньше. В том случае, когда этого не наблюдается, присутствует еще и другая неисправность или их несколько.

Работы по выявлению и устранению причин повышенной вибрации рекомендуется начинать с проверки центровки насоса с электродвигателем.

Расцентровка

Следует выделить два возможных варианта расцентровки: расцентровка из-за несовпадения осей валов и расцентровка, обусловленная дефектным изготовлением соединительных муфт. В первом случае необходимо различать расцентровку, связан­ную с радиальным смещением валов (излом линии вала) и с уг­ловым смещением валов (изгиб линии вала). При радиальном смещении валов (рис. 3.11, а) на концы валов через полу муфты действуют дополнительные изгибающие силы, стремящиеся от­клонить валы от осевого первоначального положения, данному отклонению препятствуют подшипниковые опоры, восприни­мающие дополнительную нагрузку. Нагрузки, действующие на подшипниковые опоры, противоположны друг другу по направ­лению и вызывают рост вибрации подшипниковых узлов. Зна­чительные нагрузки возникают при изгибе линии валов (рис. 3.11, б, в). Однако в данном случае нагрузки могут как совпа­дать по направлению, так и принимать противоположные на­правления. Возникающие дополнительные нагрузки на подшип­никовые узлы асимметричны и являются суммой статической и динамической составляющих. Последняя является результатом неравномерного силового взаимодействия в зацеплении полу­муфт.

Расцентровка, возникающая в результате сборки по дефект­ным полу муфтам, возникает реже. Возникающие в данном слу­чае дополнительные нагрузки на подшипники аналогичны на­грузкам, возникающим при несовпадении осей валов. Они могут на подшипниковых узлах как совпадать по направлению, так и принимать противоположные направления, т. е. действовать в противофазе. Характерной особенностью данных нагрузок явля­ется их динамический характер. Точки приложения нагрузок жестко связаны с полумуфтами и в процессе вращения нагрузки меняют свое направление на 360° за один оборот вала, что при­водит к изменению нагрузок на подшипники с частотой, совпа­дающей с частотой вращения вала соответственно.

Рис. 3.11. Схема расцентровок валов типа радиального (а) и углового (б, в) смещений осей: А, В, С, Д – подшипниковые опоры; R – реакции подшипниковых опор; 1,2 – ведомый и ведущий валы; 3 – проставки; 4 – полумуфты

Наличие расцентровок, приводящих к дополнительным на­грузкам, может служить причиной появления других неисправностей, а именно интенсивного износа вкладышей подшипников скольжения, износа элементов зубчатого зацепления полу муфт, разрушения тел и дорожек качения радиально-упорных под­шипников.

При вращении валов, сопряженных муфтами, без перекосов и смещений осей валов, а также при точном изготовлении муфт, все зубцы или пальцы последних нагружены равномерно, и на соединенные валы действуют только вращающие моменты. При наличии неточностей в шагах и форме зацеплений или втулок и пальцев нагрузка на зубцы или пальцы распределяется нерав­номерно, в результате чего на каждую полумуфту будет дейст­вовать радиальная неуравновешенная сила, вращающаяся вместе с муфтой. В предельном случае момент может передаваться ограниченным числом зубьев (пальцев). При этом действую­щая на вал неуравновешенная сила достигает наибольшего зна­чения. Сила, действующая на палец, вызывает радиальную силу, момент относительно оси муфты. Противоположно на­правленная радиальная сила приложена к ведущей полумуфте. Эти силы вращаются с муфтой и создают дополнительный изги­бающий момент на валу, т. е. в любой осевой неподвижной плос­кости вызывают противофазные колебания с частотой враще­ния. Так как окружное усилие пропорционально передаваемо­му крутящему моменту, то размах виброперемещения каждого подшипника возрастает пропорционально передаваемой мощности.

В дополнение к указанным неуравновешенным силам дейст­вующим на валы при их вращении, перекос или смещение осей валов вызывают силы трения, препятствующие перемещению полумуфт. Эти силы создают периодически изменяющийся мо­мент, который изгибает валы в плоскости перекоса или смеще­ния их осей и вызывает вибрацию подшипников, а также перио­дически изменяющиеся изгибные напряжения на валах На виб­рацию основной частоты накладываются высокочастотные виб­рации из-за неравномерной работы зубцов или пальцев

Муфты с хорошим состоянием рабочих поверхностей обеспе­чивают нормальную работу агрегата при расцентровке, дости­гающей значений 0,2-0,3 мм. Расцентровка приводит к быстро­му износу элементов муфт.

Состояние подшипников как скольжения, так и качения мо­жет оказать значительное влияние на вибрационную характери­стику насосного агрегата.

Основные неисправности оборудования, выявляемые при из­мерении вибрации на подшипниковых узлах, приведены в табл. 3.1 и 3.2.

Интенсивным источником вибрации подшипника скольжения (особенно для машин с легкими роторами, большой длиной опорной части подшипника и при существенном снижении на­грузки и излишне вязкой смазке) на частоте 0,42-0,48F0 является «вихревая смазка». Эта вибрация является результатом прецессии вала в подшипнике под действием смазки Пленка смазки, непосредственно соприкасающаяся с валом в граничном слое, вращается со скоростью вала, а пленка, находящаяся на неподвижной поверхности

Таблица 3.1

Характерные причины вибрации оборудования и их роторов (валов) на подшипниках качения

Причина	Частота	Амплитуда	Примечание	Устранение
Дисбаланс ротора	F0 - основная гармоника	Как правило, постоян­ная. Максимальное зна­чение в радиальном на­правлении ротора	Самая частая причина колебаний машин	Балансировка
Неправильный монтаж (неточная выверка со­осности, зазор и биение муфтового соединения, заедание в соединитель­ных муфтах)	k-F0, где k ~ 2; редко k - 4	Наряду с радиальными трениями в большинст­ве случаев возникают сильные осевые биения	Надежным признаком являются сильные ко­лебания ротора в осевом направлении	Выверка вращающихся частей. Проверка ради­ального и осевого бие­ния
Дефектные подшипники качения	Разные, обычно очень высокие частоты, зави­сящие от числа шариков в подшипнике, вращаю­щегося кольца (внутрен­нее или наружное}, ко­личества и размера язв на беговых дорожках	Величина амплитуды - постоянно меняющаяся	Максимальная ам­плитуда встречается на опоре с дефектным подшипником	Замена подшипников качения
Некруглость места по­садки подшипника, зак­линенный подшипник качения	k ×Fot где k = 2; 3; 4	Сильные радиальные биения с постоянной амплитудой	Овальная шейка соз­дает биения ротора с частотой 2-F ротора	Доработка опорной шей­ки и вкладыша подшип­ника
Слишком большой за­зор в подшипнике каче­ния, ослабленное внут­реннее кольцо	F0	Величина амплитуды - постоянно меняющаяся с каждым пуском		Замена подшипника ка­чения, проверка допус­ков сопрягаемых дета­лей
Электрические или маг­нитные факторы	k ×Fot где k = 2; 2	Постоянная, небольшая по величине	Возникают только при включенном сете­вом напряжении	В большинстве случаев устраняется ремонтом или заменой ротора или статора

Продолжение табл. 3.1