Вибрация – враг любой техники. Вибрация (лат. vibratio – колебание, дрожание) возникает в самых разнообразных технических устройствах вследствие их несовершенства, неправильной эксплуатации или внешних условий. Вибрация машин и механизмов в общем случае представляет собой сложнейший процесс, который математически описать достаточно непросто. Вредное воздействие вибрации машин выражается в снижении их надежности и долговечности, внеплановых ремонтах, создании аварийных ситуаций, нарушении технологического режима. В соответствие с ГОСТ 27.002-89 надежность – это «…свойство объекта сохранять во времени в установленных пределах значение всех параметров, характеризующих способность выполнять требуемые функции в заданных режимах эксплуатации». Надежность центробежных насосов, как разновидности динамических машин, определяется в значительной мере их вибрационной надежностью. Общая вибрационная надежность любой машины является важнейшей её эксплуатационной характеристикой. Низкий и стабильный уровень вибрации, отсутствие резонансных и автоколебательных явлений во всем диапазоне рабочих режимов гарантирует требуемые надежность и долговечность. По статистическим данным, по причине повышенной вибрации происходит более 60 % отказов центробежных насосов в нефтепереработке.
В современных экономических условиях одним из основных способов повышения рентабельности постояннодействующих предприятий с непрерывным циклом производства, например, нефтеперерабатывающих, является снижение затрат на эксплуатацию насосно-компрессорного оборудования (НКО). А в каждом НПЗ или ГПЗ стран СНГ находится в эксплуатации от 1500 до 3500 центробежных насосов различных типоразмеров, поэтому вопрос обеспечения эксплуатационной надежности их работы достаточно злободневный.
Фактическое техническое состояние динамических насосов определяется по результатам анализа измеренных параметров и характеристик вибрации. Это объясняется следующим:
Во-первых, величины вибрации являются в настоящее время одним из основных показателей качества и надежности динамических машин, критерием уровня их проектирования, изготовления, монтажа и эксплуатации.
Во-вторых, вибрационные параметры и характеристики отражают динамическое состояние насосного агрегата и информативны благодаря чувствительности вибрационных сигналов к наиболее характерным типам неисправностей.
В-третьих, вибрационные параметры и характеристики доступны для аппаратурного измерения и анализа.
В-четвертых, проведение вибродиагностических обследований не требует значительных временных затрат и вмешательства в технологический режим работы установки.
В качестве величины, достаточно полно характеризующей вибрационное состояние динамической машины, используется значение интенсивности вибрации. Эта величина определяется как среднее квадратическое значение виброскорости в диапазоне частот от 10 Гц до 1000 Гц. В центробежных насосах контроль вибрации производится на корпусах подшипниковых опор в двух взаимно перпендикулярных поперечных и осевых направлениях по отношению к оси вала. Для разработки количественных норм вибрации стандартами предусмотрены классы интенсивности вибрации в диапазоне значений (0,11 – 71,0) мм/с в соотношении соседних граничных значений – 1,6. Для центробежных насосов нормы вибрации установлены стандартом ISO 10816, значения которых приведены на рис. 1.
Рис.1. Нормы вибрации центробежных насосов
В стандарте ISO 13709:2003/API 610 зона работы центробежных насосов с точки зрения вибрации разбита на предпочтительную и допустимую, приведенные на рис. 2. Назначаются нормы вибрации для предпочтительной рабочей зоны, а за её пределами, но в пределах допустимой рабочей зоны допускается увеличение уровней вибрации на 30 %.
Рис. 2. Взаимосвязь между расходом и вибрацией по ISO 13709:2003/API 610
По своей природе источники вибрационных возмущений в центробежных насосах могут быть механического, гидродинамического, аэродинамического и электромагнитного происхождения.
Одним из основных источников вибрации механического происхождения является неуравновешенность ротора (дисбаланс), обусловленная несовпадением главной оси инерции ротора с осью вращения. Вибрация, вызванная неуравновешенностью ротора, проявляется на его частоте вращения, так называемой оборотной частоте f0.
Вторым характерным источником вибрации механического происхождения является расцентровка роторов насоса и привода. При расцентровке роторов агрегата на полумуфтах возникают силовые воздействия, которые вызывают изгибы сопрягаемых роторов и воспринимаются подшипниковыми опорами. Вибрация, вызванная расцентровкой роторов, проявляется также на оборотной частоте f0.
Менее характерным источником вибрации механического происхождения могут быть соединительные муфты – зубчатые, втулочно-пальцевые и др. При дефектах или износе элементов муфты на полумуфтах роторов появляются радиальные неуравновешенные силы, вращающиеся вместе с ротором. Они деформируют роторы, воспринимаются подшипниковыми опорами и приводят к возникновению вибрации на оборотной частоте f0.
Интенсивным источником вибрации центробежных насосов являются подшипники качения. Даже идеально изготовленный подшипник качения является источником колебаний из-за упругих деформаций деталей, проскальзывания тел качения в местах контакта с кольцами, неправильным монтажом. Колебания, вызванные подшипниками качения, проявляются в широкой области – от десятков до десятков тысяч Гц. Наиболее энергоёмкие колебания сосредоточены в диапазоне от оборотной частоты до 3000 Гц.
Подшипники скольжения в вибрационном отношении менее активны, чем подшипники качения. Причина вибрации в них – неравномерная смазка поверхностей шейки вала и рабочей поверхности подшипника, вызывающая силы трения между этими поверхностями. В результате может возникать контакт этих поверхностей и, как следствие, скачкообразное движение шейки вала. Такие колебания происходят на субгармониках частоты вращения 1/2f0 или 1/3f0. Иногда в подшипниках скольжения возникает прецессия вала под влиянием вихревой смазки. Вибрация при прецессии вала проявляется на приблизительно половинной частоте вращения вала (0,42 – 0,48) f0.
Гидродинамическая неуравновешенность, как и механическая, также проявляется на оборотной частоте f0. Она обусловлена геометрическими различиями каналов рабочих колес (РК), из-за чего имеет место различное их заполнение перекачиваемой жидкостью. Неравномерное заполнение каналов приводит к несовпадению центра массы жидкости в РК с осью его вращения. Действие динамических составляющих радиальных и осевых сил, действующих на ротор насоса от неравномерности распределения давления в проточной части насоса, особенно проявляется при работе на частичных подачах – в режиме развитых обратных токов на входе в РК (см. рис. 2). В этом случае мощные пульсационные явления от вращающегося постоянно изменяющегося локализированного вихря на входе в РК вызывают сложные колебания как на оборотной частоте, так и на лопаточной – z1×f0 и их гармониках.
Одним из наиболее интенсивных и опасных источников колебаний гидродинамического происхождения являются гидродинамические силы, вызванные неоднородностью потока на выходе из РК. При пересечении таким неоднородным потоком языка спирального отвода или лопаток лопаточного отвода возникают импульсные колебания, которые проявляются на частоте z1×f0, так называемой лопаточной частоте, где z1 - количество лопастей в РК.
Многочисленные исследования, выполненные во многих предприятиях стран СНГ, в настоящее время позволяют на стадии проектирования определить оптимальные соотношения количества лопастей рабочего колеса zрк и числа лопаток лопаточного отвода zло для различных размеров рабочих органов с целью обеспечения отсутствия вибрации на лопаточной частоте.
Специфическим источником гидродинамических колебаний является кавитация, которая возникает при недостаточном кавитационном запасе системы. Разрыв сплошности потока кавитационными кавернами с последующим их интенсивным захлопыванием сопровождается образованием ударных волн. Кавитационные явления сопровождаются повышенным шумом и вибрацией, которая проявляется в диапазоне частот от 1000 Гц до 20000 Гц.
Источником вибрации электромагнитного происхождения являются силы, возникающие в воздушном зазоре между ротором и статором электродвигателя. Значение этих сил зависит от величины упомянутого зазора, его концентричности, количества полюсов и пазов в роторе и статоре. Колебания от электромагнитных источников проявляются в диапазоне частот от 800 до 2000 Гц.
Все приведенные выше параметры и характеристики вибрации, а также другие параметры работы насоса фиксируются и расшифровываются современными системами мониторинга при условии оснащении насосного агрегата соответствующими датчиками и КИП. Для выполнения вибродиагностики на корпусах подшипников насоса и электродвигателя предусмотрены места для крепления вибродатчиков. Типоразмеры вибродатчиков определяет поставщик эксплуатирующейся в производственном комплексе системы вибромониторинга.
На вибродинамические характеристики насосных агрегатов существенное влияние оказывают качество подшипников качения и тип применяемых соединительных муфт. В последнее время в насосах и электродвигателях находят все более широкое применение подшипники качения компаний SKF, INA FAG, достаточно надежно зарекомендовавшие себя в тяжелых эксплуатационных условиях НПЗ. Из всех видов соединительных муфт наиболее благоприятными в вибродинамическом отношении являются упругие (полужесткие) муфты, например, типа МП (муфты пластинчатые) производства ФГПУ «ПО Севмаш», типа МУП (муфты упругие пластинчатые), или МК (муфты компенсирующие), или МСК (муфты соединительные компенсирующие) сумских производств ОАО «ВНИИАЭН», НПП «НАСОСТЕХКОМПЛЕКТ» и ООО «ТРИЗ». Муфты типа МП, МУП, МК и МСК считаются «виброгасящими», так как по своим техническим характеристикам допускают при длительной эксплуатации радиальное смещении валов до 1,5 мм, взаимное биение торцов полумуфт до 3,5 мм, взаимное осевое смещение валов до ± 3,5 мм и в этом их преимущество перед всеми остальными типами. Но пластинчатые муфты обладают ярко выраженной нелинейностью жесткостных характеристик, определение которых расчетным путем весьма затруднительно. Стандарт API 671 требует определения жесткостных свойств и собственных частот осевых колебаний проставок пластинчатых муфт путем специальных испытаний. Поэтому характеристики осевой жесткости всех типоразмеров муфт должны экспериментально определяться на специальном стенде.
С постановкой задачи проведения ремонтов НКО по фактическому техническому состоянию взамен плановых средних и капитальных ремонтов выявилась необходимость непрерывного получения информации о состоянии оборудования от стационарных приборов и устройств. Обеспечение наблюдаемости технического состояния производственного комплекса осуществляется путем мониторинга – наблюдением за техническим состоянием объектов мониторинга (ОМ) с целью определения фактического состояния каждого и предсказания момента перехода в предельное состояние. Результат мониторинга представляет собой совокупность диагнозов ОМ, получаемых в одно и то же время, в течение которого состояние ОМ существенно не меняется. Для диагностики и мониторинга технического состояния динамического оборудования используются различные отечественные и зарубежные технические средства. На многих НПЗ в последнее время получила широкое применение и признание система «КОМПАКСR», созданная в НПЦ «Динамика» (г. Омск). Применительно к насосному оборудованию эта система в автоматизированном режиме производит оценку технического состояния каждого объекта по параметрам вибрации подшипников агрегата, температуре подшипников и торцовых уплотнений, утечке из концевых уплотнений вала, давлению на входе и выходе, подаче, потребляемому току электродвигателем. Система обеспечивает визуальное отображение текущего технического состояния цветовыми пиктограммами: зеленый цвет – «Допустимо»; желтый – состояние «Требует принятия мер»; красный – «Недопустимо». Система также выдает предупреждения персоналу посредством речевого сообщения и рекомендаций по ближайшим неотложным действиям, которые необходимо провести для обеспечения безаварийной эксплуатации оборудования. Все измеряемые системой параметры накапливаются в базах данных за различные временные интервалы: 12 часов, 4 и 10 суток, 1 год, 9 лет.
Система «КОМПАКСR» обеспечивает надежное диагностирование дефектов подшипников, нарушение режимов смазки, наличие кавитационных режимов работы насосов, нарушение центровки роторов и балансировки вращающихся частей, ослабление крепления насосов и электродвигателей, отказов торцовых уплотнений. Статистика показывает, что около 70% отказов торцовых уплотнений вызвано повышенным уровнем вибрации насосов и электродвигателей. Анализ статистики отказов показал, что благодаря системе «КОМПАКСR» более чем в 12 раз снизилось число внезапных отказов, более чем в 4 раза сократилось количество ремонтных работ. Произошло перераспределение объемов ремонтов от капитальных и средних в сторону текущих ремонтов и текущего обслуживания.
Начальное вибрационное состояние насосного агрегата определяется при его сдаточных испытаниях на предприятии-изготовителе в соответствие с требованиями ISO 13709:2003/API 610. Полученные значения виброскорости, виброускорения или виброперемещения в местах измерения на корпусах подшипников насоса и приводного электродвигателя заносятся в паспорт насосного агрегата. Эти значения являются исходными для системы мониторинга в дальнейшей эксплуатации.
Для примера на рис. 3 приведены результаты вибрационных измерений двух насосов, где для насоса поз. Н-4 приведены характеристики двух измерений.
Рис.3. Насосные агрегаты поз. Н-4 и поз. Н-8; верхняя часть улитки насоса, вертикальное направление. Насосы полностью нагружены. Давление во всасывающей магистрали минус 2 метра водного столба. Б) Спектр виброускорения
