ДИНАМИЧЕСКИЙ ГАСИТЕЛЬ ВИБРАЦИИ ДЛЯ РОТОРНЫХ МАШИН

Полезная модель относится к машиностроению и предназначена для поглощения негативных механических колебаний на элементах динамически нагруженных машин.
Большинство процессов, происходящих в природе и технике, являются колебательными. К таким процессам относится очень широкий круг самых разнообразных явлений от вибрации звучащей струны до землетрясений. Термин вибрация чаще всего используется там, где колебания имеют относительно малую амплитуду и не слишком низкую частоту. В настоящее время устранение негативных вибраций приобретает особое значение в связи с ростом мощностей роторных машин и в соответствии с требованием увеличения их долговечности и надежности, обеспечения устойчивости и управляемости механических систем.
В связи с возможностью значительного сокращения затрат на обслуживание оборудования и предотвращения аварий многие предприятия добычи и транспортировки нефти и газа переходят на обслуживание и ремонт машин и оборудования по фактическому состоянию. Основой такого перехода является вибродиагностика, позволяющая в любой момент времени иметь полную информацию о состоянии работающего оборудования. Вибродиагностика позволяет:
- организовать входной контроль качества комплектующих изделий (например, подшипники качения) и машин (например, насосов, электродвигателей);
- оценить состояние оборудования;
- предотвратить прогрессирующий износ агрегатов, исключить их поломки и преждевременный выход из строя и обеспечить контроль над качеством проведения ремонтных работ
Вибрационный сигнал в большинстве случаев имеет весьма сложный характер и несет большой объем информации о техническом состоянии объекта обследования. Корректно организованные замеры вибрационных параметров позволяют выявлять большинство дефектов еще на начальной стадии их появления. Современные приборы достаточно качественно производят обработку сигналов, но, как и всякая диагностика, данный ее вид носит несколько вероятностный характер. Причем по мере наработки объема информации о каждом конкретном агрегате вероятность правильного выявления дефекта будет неизменно возрастать.
Помимо непосредственно снятого с агрегата вибрационного сигнала, важно контролировать так же и иные параметры, характеризующие его работу, например температурный режим, нагрузку, режим перекачивания (для насосов). В частности при диагностике подшипников качения фактором, снижающим достоверность заключения, могут стать кавитационные процессы, проистекающие в насосах.
Колебательные процессы всегда связаны с резонансами. Для рабочих агрегатов колебания происходят под действием постоянной вынуждающей силы, причем, принимая во внимание, что в роторных машинах - это движение вращательное, то сила в проекциях на выделенные направления (как правило, вертикальное, поперечное и осевое) имеет гармонический характер.
Каждая механическая система имеет так называемую собственную частоту, при совпадении с которой вынуждающей силы, происходит явление резонанса, то есть неограниченное нарастание амплитуды колебаний, хотя для реальных систем амплитуда, конечно же, ограничена. Возрастание амплитуды чаще всего приводит к негативным последствиям, и если агрегат в силу своих конструкционных особенностей имеет резонанс в рабочей области, повышенный уровень вибрации может привести к разрушению, как отдельных рабочих узлов, так и агрегата в целом. Для того чтобы избежать таких последствий в механических системах, в частности в роторных машинах, проводится отстройка от резонанса и демпфирование. Демпфирование позволяет снизить интенсивность вибрации на резонансной частоте и вблизи нее. Отстройка от резонанса производится путем изменения жесткости опорной системы или массы, что требует конструктивных изменений и, как правило, неприемлемо. Снижение жесткости приводит к смещению резонанса в низкочастотную область, а увеличение - в высокочастотную.
Насосный агрегат представляет собой довольно сложную механическую систему, для которой существует большое количество резонансных частот различных по направлениям. И хотя уже на стадии проектирования обеспечивается отстройка от резонансов, в действительности часто на эксплуатируемых агрегатах можно наблюдать резонансные явления.
Можно отметить, что у трети диагностируемых и ремонтируемых машин мощностью 3-5 МВт в той или иной мере проявляется резонанс на передней подшипниковой опоре с частотой кратной второй оборотной. Для выявления резонансов используется методика снятия скоростных характеристик ротора электродвигателя на выбеге, как показано на фиг.1. Здесь хорошо видны основные признаки резонанса: изменение амплитуды и фазы. Причем можно сделать вывод о том, что агрегат работает именно на резонансной частоте, поскольку в момент отключения происходит резкое падение амплитуды в 10 раз с одновременным оборотом фазы более чем на 100°.
Такая ситуация характерна для достаточно большого количества насосных агрегатов данного класса.
Наиболее распространенными конструкциями динамических гасителей вибрации (антивибраторов) являются конструкции стержневые, состоящие из грузов, укрепленных на стержне. (См., например, SU 1490344 от 30.06.1989, F16F 15/00 или SU 1357626 от 07.12.1987, F16F 15/10). В частности, динамический гаситель колебаний, раскрытый в авторском свидетельстве SU1490344, содержит соединяемый с защищаемым объектом упругий стержень с установленной на нем инерционной массой. С целью повышения эффективности гашения колебаний он снабжен размещенной коаксиально стержню и установленной на его свободном конце втулкой, а инерционная масса установлена на втулке с возможностью осевого перемещения. Кроме того, втулка установлена на стержне с возможностью осевого перемещения и фиксации. Динамический гаситель колебаний имеет две разнесенные резонансные частоты колебаний, одна из которых определяется расстоянием от точки заделки упругого стержня до центра массы, а вторая расстоянием от точки заделки упругого стержня до точки закрепления на нем втулки, таким образом, осуществляется гашение колебаний защищаемого объекта на двух различных частотах. Регулировка резонансных частот гасителя колебаний осуществляется при перемещении втулки относительно упругого стержня и массы относительно втулки. Недостатком данного устройства является то, что в процессе эксплуатации требуется постоянная подстройка, выполняемая вручную.
В конструкции стержневых динамических гасителей вибрации (антивибраторов), стержень является упругим элементом. Настройка динамического гасителя вибрации осуществляется с помощью перемещения груза по стержню. Вследствие этого изменяется расстояние l от центра массы до точки крепления, а следовательно, и жесткость антивибратора, определяемая формулой:
,
где Е - модуль упругости материала стержня;
I - момент инерции сечения стержня;
l - расстояние от центра массы до точки крепления.
Основным недостатком применения рассмотренных динамических гасителей вибрации является то, что они оказываются эффективными в сравнительно узком диапазоне частот вследствие небольших значений масс антивибраторов, допускаемых в машиностроении. В связи с этим их применение дает большой эффект лишь для машин с достаточно узким диапазоном регулирования скоростей. Приведенные конструкции устанавливаются обычно непосредственно на корпусе машины и предназначены для устранения колебаний корпуса.
Выходом из этого положения является применение, например, динамических гасителей вибрации с регулируемыми параметрами.
Наиболее близким аналогом заявленного технического решения является динамический гаситель вибрации, раскрытый в описании патента РФ на полезную модель RU 109814 U1, опубликованном 27.10.2011 (МПК F16F 7/104). Динамический гаситель вибрации, включает в себя упругий стержень и инерционную массу, выполненные с возможностью перемещения инерционной массы вдоль стержня. Стержень представляет собой консоль, которая состоит из ниппельной части, на которую нарезана резьба, а в центре вдоль стержня просверлено отверстие разного диаметра для размещения приводного механизма и проводки кабеля. Также вдоль стержня с возможностью вращения вокруг своей оси закреплена штанга с наружной резьбой, а в инерционной массе выполнено ответное отверстие с внутренней резьбой для штанги. Для вращения штанги в конструкцию устройства входит электродвигатель. Для передачи крутящего момента на штангу установлен планетарный редуктор.
Эффективность описанного выше динамического гасителя вибрации может быть существенно нарушена при его «расстройке» за счет отклонения от расчетных величин жесткости или массы. Так же отрицательное влияние оказывает анизотропия свойств устройства, связанная с наличием продольной штанги, установленной вдоль стержня с одной стороны, что вызывает, в частности, различие собственных частот в направлениях ортогональных оси антивибратора.
Полезная модель направлена на решение задачи по созданию более эффективного динамического гасителя вибрации для роторных машин.
Техническим результатом полезной модели является повышение эффективности гашения вибраций роторных машин за счет повышения изотропности свойств устройства при обеспечении автоматического и дистанционного контроля процесса гашения вибраций.
Для решения поставленной задачи заявлен динамический гаситель вибрации, содержащий упругий стержень и инерционную массу, выполненную с центральным отверстием для размещения на стержне с возможностью перемещения вдоль него, стержень на одном конце снабжен элементом крепления для консольного закрепления динамического гасителя вибрации на роторной машине. Для перемещения инерционной массы вдоль стержня на внутренней поверхности центрального отверстия инерционной массы и на внешней поверхности стержня выполнена соответствующая резьба, при этом для вращения инерционной массы относительно оси стержня используется зубчатое зацепление и мотор-редуктор, зубчатое зацепление состоит из ведомой шестерни и продольных пазов на стержне, выполненных по резьбе, мотор-редуктор состоит из электродвигателя постоянного тока и ведущей шестерни, а электропитание двигателя осуществляется от источника постоянного тока, коммутируемого через устройство беспроводного управления, причем источник постоянного тока, устройство беспроводного управления и электродвигатель постоянного тока размещены в углублениях, выполненных в корпусе инерционной массы.
Упругий стержень динамического гасителя вибрации содержит ниппельный элемент крепления, на котором нарезана резьба.
Углубления, выполненные в корпусе инерционной массы, снабжены заглушками для закрепления размещенных в них источника постоянного тока, устройства беспроводного управления и электродвигателя постоянного тока.
Корпус инерционной массы заявленного устройства, выполнен в форме массивного цилиндра с центральным отверстием и дополнительно снабжен по меньшей мере одной защитной крышкой, закрывающей размещенные в отверстиях корпуса конструктивные элементы, а именно: источник постоянного тока, устройство беспроводного управления и электродвигатель постоянного тока, закрепленные заглушками. Защитная крышка выполнена в форме кольца с буртиком и полностью закрывает торцевую поверхность цилиндрического корпуса инерционной массы.
Конструктивные элементы динамического гасителя вибраций, а именно: источник постоянного тока, устройство беспроводного управления и электродвигатель постоянного тока, закрепленные заглушками, размещены в отверстиях корпуса инерционной массы с соблюдением условия равномерного их распределения и максимального обеспечения изотропности свойств массивного корпуса инерционной массы.
На фиг.2 показан динамический гаситель вибраций в разобранном виде.
На фиг.3 показан динамический гаситель вибраций в сборе.
Динамический гаситель вибрации содержит упругий стержень 1 и инерционную массу 2 цилиндрической формы, выполненную с центральным отверстием для размещения ее на стержне с возможностью перемещения. Корпус инерционной массы содержит несколько углублений для размещения источника постоянного тока 3, который закреплен в нем заглушкой 4. Под заглушкой 5 размещен электродвигатель постоянного тока 10, соединенный с ведущей шестерней 6, функционирующий как мотор-редуктор. В следующем углублении размещается устройство беспроводного управления 7, закрепленное заглушкой 11. Ведущая шестерня 6 взаимодействует с ведомой шестерней 9, посаженной на ось 8, закрепленной на корпусе инерционной массы 2. Для вращения инерционной массы 1 используется зубчатое зацепление ведомой шестерни 9 и продольных пазов на стержне 1, выполненных по резьбе, нанесенной на стержень 1. То есть, выступы резьбы, нанесенной на стержень 1, прорезаны продольными пазами на глубину и с шагом, соответствующими зубцам шестерни 9. Все элементы механизма, перемещающего инерционную массу по стержню динамического гасителя вибраций закрыты от механических повреждений и загрязнения защитной крышкой 12.
Заявленная полезная модель предназначена для снижения уровня вибрации на рабочих оборотах роторных машин. Для установки данного механизма не требуется никаких изменений в конструкции защищаемого агрегата, что, несомненно, является достоинством такого типа вибрационной наладки.
Для настройки собственной частоты динамического гасителя вибрации инерционная масса 2 перемещается по упругому стержню 1 с использование дистанционного управления. Перемещение происходит по резьбе вращением инерционной массы 2. Вращение инерционной массы 2 относительно оси стержня 1 осуществляется взаимодействием зубчатого зацепления и мотора-редуктора. Электропитание двигателя осуществляется от источника постоянного тока 3, коммутируемого через устройство беспроводного управления 7.
Принцип работы основан на том, что вынужденные колебания на частоте большей, чем резонансная, происходят в противофазе по отношению к вынуждающей силе, т.е. если резонансная частота динамического гасителя вибрации будет несколько меньше частоты колебаний защищаемого объекта, то колебания будут гаситься.
В случае идеального антивибратора, работающего без трения, система обладает тем свойством, что при скорости численно равной парциальной частоте антивибратора амплитуда перемещений корпуса обращается в нуль, что позволяет применять его на фиксированных скоростях.
Однако всегда существует демпфирование в самом динамическом гасителе вибрации, что делает принципиально невозможным обращение в нуль перемещений корпуса роторной машины. При условии малости такого демпфирования можно получить приближенные оценки,
,
β - рабочая частота,
µ - отношение массы виброгасителя к массе защищаемого объекта,
Е - результирующая неуравновешенность,
А - амплитуда вибраций,
которые позволяют понять основные особенности работы динамического гасителя вибрации:
1) уровень вибрации корпуса практически прямо пропорционален силам демпфирования в динамическом гасителе вибрации и обратно пропорционален их массе;
2) перемещение самих динамических гасителей вибрации определяется в основном их массой.
Эффект применения динамического гасителя вибрации определяется при сопоставлении вибраций систем без антивибраторов и с антивибраторами. За эффективность L (в дБ) принимается величина
,
0
где А - амплитуда вибраций без динамического гасителя вибрации,
А - с динамическим гасителем вибрации.
Эффективность динамического гасителя вибрации максимальна при рабочей скорости, совпадающей с собственными частотами системы. И существенно нарушается при их «расстройке». Так же имеется и тот факт, что чем выше эффективность настройки динамического гасителя вибрации, тем резче она падает при расстройке.
Расчет динамического динамического гасителя вибрации состоит в определении его конструктивных размеров и массы, которые бы удовлетворяли условию снижения вибрации до приемлемого уровня.
В качестве расчетной схемы используется невесомая консольная балка, ориентированная строго вертикально, с точечной массой на верхнем конце. Тогда можно составить уравнение движения такой системы, и определить собственную частоту, для которой и будет работать динамический гаситель вибрации.
Воспользуемся уравнениями Лагранжа в виде:
,
где Т - кинетическая, а U - потенциальная энергия системы, которые в свою очередь выглядят как:
где α - угол отклонения стержня от вертикали,
k - жесткость стержня,
m - масса точечного груза,
l - длина стержня,
g - ускорение свободного падения.
После проведения дифференцирования получаем уравнение Лагранжа:
,
Откуда видно, что собственная частота заданной системы определяется как:
Теперь все параметры динамического гасителя вибрации определены теоретическим путем, однако в действительности придется настраивать реальное устройство, и это можно сделать двумя способами, во первых изменяя высоту положения груза, во вторых можно использовать стержень с различной жесткостью по направлениям, в совокупности, это даст широкие возможности для настройки.
Так же существуют и эмпирические формулы для выбора диаметра стержня и его длины в зависимости от частоты колебаний, от которых необходимо избавиться.
,
m - масса в кг; d - диаметр в см; k - коэффициент частоты, k=f/50, f - частота колебаний Гц.
,
L - длина стержня.
2
При d=4 см, f=100 Гц, k=2, следовательно, m=2*(4/2)=8 кг
Тогда
Максимальная восстанавливающая сила для такого демпфера составит:
3
2
_-1
-1
F=0,1 d[σ]/L, где [σ] - допустимое напряжение при знакопеременном цикле для стали 45 примерно равно 1000 кг/см тогда в нашем случае получаем
3
F=(0,1*2*1000)/29=220 кг.
Полученные расчеты показывают, для гашения вибрации на подшипниковых тумбах роторной машины в осевом направлении на частоте 100 Гц, необходим динамический гаситель длиной 350 мм, диаметром 40 мм, и инерционной массой 8 кг.
Поскольку расчеты основаны на модельной схеме конструкции с рядом допущений, длина стержня - 350 мм, является несколько завышенной, что в последствии используется для настройки динамического гасителя вибрации.
В процессе настройки необходимо добиться минимальной величины амплитуды вибрации. В нашем случае наиболее оптимальным является изменение активной длины стержня, т.е. расстояния от основания до центра тяжести груза с помощью перемещения инерционной массы вдоль оси стержня.
Для установки данного механизма не требуется вносить изменения в конструкцию агрегата. Такой подход к вибрационной наладке наиболее эффективен, поскольку позволяет подходить к вибрации комплексно и учитывать то, что вибрация представляет собой непрерывное объемное поле, распространенное по подшипниковой тумбе во всех направлениях и заранее предсказать, как вибрация перераспределится в проекциях на стандартные направления (вертикальное, поперечное, осевое) практически невозможно.
В процессе настройки осуществляют непрерывный контроль (временная характеристика) следующих вибропараметров:
1. Амплитуд и фаз гармонических составляющих виброскорости в требуемом направлении на подшипниковой опоре.
2. Амплитуд и фаз гармонических составляющих виброскорости в параллельно оси требуемого направления на инерщионной массе.
3. Общих уровней вибрации по 3 ортогональным направлениям на подшипниковой опоре.
Настройка сводится к минимизации амплитуды виброскорости резонансной гармоники на подшипниковой тумбе в требуемом направлении при одновременном противофазном состоянии данной гармоники подшипниковой опоры и инерционной массы.
Вторым условием настройки является снижение общего уровня виброскорости в требуемом направлении.
При исполнении двух этих условий воздействие динамической силы динамичесого гасителя вибрации считается положительным.