Норма вибрации дутьевых вентиляторов. Нормы вибрации вентиляторов. Пределы допустимой вибрации вентиляторов при испытаниях в заводских условиях

Борьба с шумом и вибрацией При установке вентиляторов необходимо выполнить определённые требования общие для разных типов этих машин. При установке вентиляторов других конструктивных исполнений очень важно тщательно центрировать геометрические оси валов вентилятора и электродвигателя если они соединяются с помощью муфт. При наличии ременной передачи необходимо тщательно контролировать установку шкивов вентилятора и двигателя в одной плоскости степень натяжения ремней их целостность. Всасывающие и выхлопные отверстия вентиляторов не...

Поделитесь работой в социальных сетях

Если эта работа Вам не подошла внизу страницы есть список похожих работ. Так же Вы можете воспользоваться кнопкой поиск

Установка вентиляторов. Борьба с шумом и вибрацией

При установке вентиляторов необходимо выполнить определённые требования, общие для разных типов этих машин. Перед установкой необходимо проверить соответствие намеченных к установке вентиляторов и электродвигателей данным проекта. Особое внимание следует обратить направлению вращения рабочих колёс, обеспечить требуемые зазоры между вращающимися и неподвижными деталями, проверить состояние подшипников (отсутствие повреждений, грязи, наличие смазки).

Наиболее прост монтаж электровентиляторов (конструктивное исполнение 1, см. лекцию 9). При установке вентиляторов других конструктивных исполнений очень важно тщательно центрировать геометрические оси валов вентилятора и электродвигателя, если они соединяются с помощью муфт. При наличии ременной передачи необходимо тщательно контролировать установку шкивов вентилятора и двигателя в одной плоскости, степень натяжения ремней, их целостность.

Валы у радиальных вентиляторов должны быть строго горизонтальны, валы крышных вентиляторов – строго вертикальны.

Корпуса электродвигателей должны быть заземлены, соединительные муфты и ременные передачи – ограждены. Всасывающие и выхлопные отверстия вентиляторов, не присоединённые к воздуховодам, должны быть защищены сетками.

Показателем хорошего качества монтажа вентилятора является сведение к минимуму вибраций. Вибрации – это колебательные движения элементов конструкций под действием периодических возмущающих сил. Расстояние между крайними положениями колеблющихся элементов называют вибросмещением. Скорость движения точек вибрирующих тел меняется по гармоническому закону. Среднеквадратическое значение скорости нормируется для вентиляторов (v  6.7 мм/с).

Если монтаж выполнен правильно, то причиной вибраций является неуравновешенность вращающихся масс из-за неравномерности распределения материала по окружности рабочего колеса (из-за неравномерности сварных швов, наличия раковин, неравномерного износа лопаток и т.д.). Если колесо узкое, то центробежные силы, вызванные неуравновешенностью Р , можно считать расположенными в одной плоскости (рис.11.1). В случае широких колёс (ширина колеса более 30% его наружного диаметра) может появиться пара сил (центробежных), периодически изменяющих своё направление (с каждым оборотом), и поэтому тоже вызывающая вибрации. Это так называемая динамическая неуравновешенность (в отличие от статической).

Рис. 11.1 Статическая (а) и динамическая (б) Рис. 11.2 Статическая балансиров-

неуравновешенность рабочего колеса ка рабочего колеса

В случае статической неуравновешенности , для её устранения применяют статическую балансировку. Для этого закреплённое на валу рабочее колесо помещают на балансировочные призмы (рис. 11.2), установленные строго горизонтально. При этом рабочее колесо будет стремиться занять положение, при котором центр неуравновешенных масс находится в крайнем нижнем положении. Уравновешивающий груз, величина которого определяется экспериментально (путём нескольких попыток), должен устанавливаться в верхнем положении и, в конце концов, надёжно привариваться к задней поверхности рабочего колеса.

Динамическая неуравновешенность при невращающемся роторе (рабочем колесе) никак не проявляется. Поэтому заводы-изготовители должны проводить динамическую балансировку всех вентиляторов. Она выполняется на специальных станках при вращении ротора на гибких опорах.

Таким образом, борьба с вибрациями начинается с балансировки рабочих колёс. Другим путём снижения вибраций вентилятора является установка их на виброизолирующих основаниях . В простейших случаях могут применяться резиновые прокладки. Однако, более эффективны специальные пружинные виброизоляторы , которые могут поставляться комплектно с вентиляторами заводами-изготовителями.

С целью уменьшения передачи вибраций от нагнетателя по воздуховодам, последние необходимо подсоединять к вентилятору с помощью мягких (гибких) вставок , которые представляют собой манжеты из прорезиненой ткани или брезента длиной 150-200 мм.

Как виброизоляторы, так и гибкие вставки не влияют на величину вибрации нагнетателя, они служат лишь для её локализации, т.е. не дают ей распространяться от нагнетателя (где она зарождается) на строительные конструкции, на которых устанавливается нагнетатель, и на систему воздуховодов (трубопроводов).

Вибрации элементов конструкции вентиляторов являются одним из источников шума, создаваемого этими машинами. Шум определяют как звуки, воспринимаемые человеком негативно и наносящие вред здоровью. Шум вентиляторов, вызванный вибрациями, называют механическим шумом (сюда же следует отнести шум от подшипников электродвигателя и рабочего колеса). Поэтому основным способом борьбы с механическим шумом является снижение вибраций вентилятора.

Другая важнейшая составляющая шума вентилятора – шум аэродинамического происхождения . Вообще шумы – это всякие нежелательные звуки, раздражающе действующих на человека. Количественно звук определяется звуковым давлением, но при нормировании шума и в расчётах по шумоглушению используется относительная величина – уровень шума в дБ (децибелах). Также измеряется и уровень звуковой мощности. В общем случае шум – совокупность звуков различной частоты. Максимальный уровень шума имеет место на основной частоте:

f=nz/60 , Гц;

где n – скорость вращения, об/мин, z – число лопаток рабочего колеса.

Шумовой характеристикой вентилятора называют обычно совокупность значений уровней звуковой мощности аэродинамического шума в октавных частотных полосах (т.е. при частотах 65, 125, 250, 500, 1000, 2000 Гц (спектр шума)), а также зависимость уровня звуковой мощности от расхода.

Для большинства нагнетателей минимум уровня аэродинамического шума соответствует номинальному режиму работы нагнетателя (или находится вблизи него).

Установка насосов. Явление кавитации. Высота всасывания.

Требования к установке нагнетателей в части устранения вибраций и шума в полной мере относится к установке насосов, однако, говоря об установке насосов, необходимо иметь в виду некоторые особенности их эксплуатации. Простейшая схема установки насоса показана на рис. 12.1. Вода через приёмный клапан 1 попадает во всасывающий трубопровод и затем в насос, и затем через обратный клапан 2 и задвижку 3 в напорный трубопровод; насосная установка оборудуется вакууметром 4 и манометром 5.

Рис. 12.1 Схема насосной установки

Поскольку при отсутствии воды во всасывающем трубопроводе и насосе при пуске в работу последнего разрежение во входном патрубке далеко недостаточно для подъёма воды до уровня всасывающего ответвления, насос и всасывающий трубопровод необходимо заливать водой. Для этой цели служит ответвление 6, закрываемое пробкой.

При установке крупных насосов (с диаметром входного патрубка более 250 мм) заполнение насоса производится с помощью специального вакуумного насоса, создающего глубокий вакуум при работе на воздухе, достаточный для подъёма воды из приёмного колодца.

В обычных конструкциях центробежных насосов наименьшее давление имеет место вблизи входа в лопастную систему на вогнутой стороне лопастей, где относительная скорость достигает максимального значения, а давление - минимального. Если в этой области давление понизится до величины давления насыщенного пара при данной температуре, то возникает явление, называемое кавитацией .

Сущность кавитации состоит во вскипании жидкости в области пониженного давления и в последующей конденсации паровых пузырьков при перемещении кипящей жидкости в область повышенного давления. В момент смыкания пузырька происходит точечный резкий удар и давление достигает в этих точках очень большой величины (несколько мегапаскалей). Если пузырьки в этот момент находятся вблизи поверхности лопасти, то удар приходится на эту поверхность и вызывает местное разрушение металла. Это так называемый питтинг - множество мелких раковин (как при оспе).

Причём, происходит не только механическое разрушение поверхностей лопаток (эррозия), но и интенсифицируются процессы электрохимической коррозии (для рабочих колёс, сделанных из чёрных металлов – чугуна и нелигированных сталей.

Следует отметить, что такие материалы, как латунь и бронза гораздо лучше противостоят вредным воздействиям кавитации, но эти материалы весьма дороги, поэтому изготовление рабочих колёс насосов из латуни или бронзы должно быть соответствующим образом обосновано.

Но кавитация вредна не только потому, что разрушает металл, но и потому, что в кавитационном режиме резко снижается к.п.д. и другие параметры насоса. Работа насоса в этом режиме сопровождается значительным шумом и вибрациями.

Работа насоса при начальной стадии кавитации нежелательна, но допускается. При развитой кавитации (образование каверн - отрывных зон) работа насоса недопустима.

Основной мерой против кавитации в насосах является соблюдение такой высоты всасывания Н вс (рис. 12.1), при которой кавитация не наступает. Такая высота всасывания называется допустимой.

Пусть Р 1 и с 1 - давление и абсолютная скорость течения перед рабочим колесом. Р а - давление на свободной поверхности жидкости,  Н - потери напора во всасывающем трубопроводе, тогда уравнение Бернулли:

отсюда

Однако, при обтекании лопатки, на её вогнутой стороне, местная относительная скорость, может быть еще больше, чем во входном патрубке w 1 (w 1 - относительная скорость в сечении, где абсолютная равна с 1 )

(12.1)

где  -коэффициент кавитации, равный:

Условием отсутствия кавитации является Р 1 >Р t ,

где Р t - давление насыщенных паров перемещаемой жидкости, которое зависит от свойств жидкости, её температуры, атмосферного давления.

Назовём кавитационным запасом превышение полного напора жидкости над напором, соответствующим давлению насыщенных паров.

Определяя из последнего выражения и подставляя в 12.1, получим:

Величина кавитационного запаса может быть определена по данным кавитационных испытаний, публикуемых заводами-изготовителями.

Объёмные нагнетатели

13.1 ПОРШНЕВЫЕ НАСОСЫ

На рис. 13.1 показана схема простейшего поршневого насоса (см. лекц. 1) одностороннего всасывания с приводом через кривошипно-шатунный механизм. Передача энергии потоку жидкости происходит за счёт периодического увеличения и уменьшения объёма полости цилиндра со стороны клапанной коробки. При этом указанная полость сообщается то со стороной всасывания (при увеличении объёма), то со стороной нагнетания (сокращение объёма), путём открытия одного из клапанов; другой клапан при этом закрывается.

Рис. 13.1 Схема поршневого насоса Рис. 13.2 Индикаторная диаграмма

одностороннего действия поршневого насоса

Изменение давления в указанной полости описывается так называемой индикаторной диаграммой. При движении поршня из крайнего левого положения вправо, в цилиндре создаётся разрежение Р р , жидкость увлекается за поршнем. При движении поршня справа налево давление возростает до величины Р наг , и жидкость выталкивается в нагнетательный трубопровод.

Площадь индикаторной диаграммы (рис. 13.2), измеренная в Нм/м 2 , представляет собой работу поршня за два хода, отнесённую к 1 м 2 его поверхности.

В начале всасывания и в начале негнетания имеют место колебания давления, обусловленные влиянием инерции клапанов и «прилипанием» их к соприкасающимся поверхностям (сёдлам).

Подача поршневого насоса определяется размерами цилиндра и числом ходов поршня. Для насосов одностороннего действия (рис. 13.1):

где: n – число двойных ходов поршня в минуту; D – диаметр поршня, м; S - ход поршня, м;  о – объёмный к.п.д.

Объёмный к.п.д. учитывает, что часть жидкости теряется через неплотности, а часть теряется через клапаны, которые закрываются не мгновенно. Он определяется при испытаниях насоса и составляет обычно  о = 0.7-0.97.

Положим, что длина кривошипа R много меньше длины шатуна, т.е. R/L  0 .

Двигаясь из левого крайнего положения в правое, поршень проходит путь

х=R-Rcos  , где  - угол поворота кривошипа.

Тогда скорость движения поршня

Где (13.1)

Ускорение поршня:

Очевидно, всасывание жидкости в клапанную коробку и нагнетание из неё происходят крайне неравномерно. Это вызывает возникновение инерционных сил, нарушающих нормальную работу насоса. Если обе части выражения (13.1) умножить на площадь поршня  D 2 /4 , мы получим соответствующую закономерность для подачи (рис. 13.3)

Поэтому жидкость будет двигаться неравномерно по всей системе трубопроводов, что может привести к усталостному разрушению их элементов.

Рис. 13.3 График подачи поршневого насоса Рис. 13.4 График подачи поршневого

одинарного действия насоса двойного действия

Одним из методов выравнивания подачи является использование насосов двойного действия (рис. 13.5), в которых за один оборот приводного вала происходит два хода всасывания и два хода нагнетания (рис. 13.4).

Другой способ повышения равномерности подачи заключается в применении воздушных колпаков (рис. 13.4). Воздух, заключённый в колпаке, служит упругой средой, выравнивающей скорости движения жидкости.

Полная работа поршня за двойной ход

А мощность, кВт.

Рис. 13.5 Схема поршневого насоса

двойного действия с воздушным колпаком

Это так называемая индикаторная мощность – площадь индикаторной диаграммы. Действительная мощность N больше индикаторной на величину потерь механического трения, что определяется величиной механического к.п.д.

13.2 ПОРШНЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ

По своему принципу действия, основанному на вытеснении рабочей среды поршнем, поршневой компрессор напоминает поршневой насос. Однако рабочий процесс поршневого компрессора имеет существенные отличия, связанные со сжимаемостью рабочей среды.

На рис. 13.6 показана схема и индикаторная диаграмма поршневого компрессора одинарного действия. На диаграмме  (v) по оси абсцисс отложен объём под поршнем в цилиндре, однозначно зависящий от положения поршня.

Двигаясь из правого крайнего положения (точка 1) влево, поршень сжимает газ в полости цилиндра. Всасывающий клапан закрыт в течение всего процесса сжатия. Нагнетательный клапан закрыт до тех пор, пока разность давлений в цилиндре и нагнетательном патрубке преодолеет сопротивление пружины. Затем нагнетательный клапан открывается (точка 2) и поршень вытесняет газ в нагнетательный трубопровод вплоть до точки 3 (крайнее левое положение поршня). Затем начинается движение поршня вправо вначале при закрытом всасывающем клапане, затем (точка 4) он открывается и газ поступает в цилиндр.

Рис. 13.6 Схема и индикаторная диаграмма Рис. 13.7 Схема шестерёнчатого насоса

поршневого компрессора

Таким образом, линия 1-2 соответствует процессу сжатия. В поршневом компрессоре теоретически возможны:

Политропный процесс (кривая 1-2 на рис. 13.6).

Адиабатный процесс (кривая 1-2’’).

Изотермический процесс (кривая 1-2’).

Протекание процесса сжатия зависит от теплообмена между газом в цилиндре и окружающей средой. Поршневые компрессоры выполняются обычно с водяным охлаждением цилиндра. При этом процесс сжатия и расширения являются политропными (с показателями политропы n

Вытолкнуть весь газ из цилиндра невозможно, т.к. поршень не может вплотную подойти к крышке. Поэтому часть газа остаётся в цилиндре. Объём, занятый этим газом, называется объёмом вредного пространства. Это приводит к уменьшению объёма всасываемого газа V вс . Отношение этого объёма к рабочему объёму цилиндра V р , называется объёмным коэффициентом  о =V вс /V р .

Теоретическая объёмная подача поршневого компрессора

Действительная подача Q=  о Q т .

Работа компрессора расходуется не только на сжатие газа, но и на преодоление сопротивления трения

A=A ад +A тр .

Отношение А ад /А=  ад называется адиабатическим к.п.д. если исходить из более экономичного изотермического цикла, то получим так называемый изотермический к.п.д.  из =А из /А, А=А из +А тр .

Если работу А умножить на массовую подачу G , то получим мощность компрессора:

N i =AG – индикаторная мощность;

N ад =A ад G – при адиабатном процессе сжатия;

N из =A из G – при изотермическом процессе сжатия.

Мощность на валу компрессора N в больше индикаторной на величину потерь на трение, что учитывается механическим к.п.д.:  м =N i /N в .

Тогда общий к.п.д. компрессора  =  из  м .

13.3.1 ШЕСТЕРЕНЧАТЫЕ НАСОСЫ

Схема шестеренчатых насосов приведена на рис. 13.7.

Находящиеся в защеплении зубчатые колеса 1, 2 помещены в корпус 3. При вращении колес в направлении, указанном стрелками, жидкость поступает из полости всасывания 4 во впадины между зубьями и перемещается в напорную полость 5. Здесь при входе зубьев в защепление происходит вытеснение жидкости из впадины.

Минутная подача шестеренчатого насоса приближенно равна:

Q=  А(D г -А)вn  о ,

где: А - межцентровое расстояние (рис. 13.7); D г - диаметр окружности головок; в - ширина шестерен; n - частота вращения ротора, об/мин;  о – объемный к.п.д., находящийся в пределах 0.7...0.95.

13.3.2 ПЛАСТИНЧАТЫЕ НАСОСЫ

Простейшая схема пластинчатого насоса показана на рис. 13.8. В корпусе 1 вращается эксцентрично расположенный ротор 2. В радиальных канавках, выполненных в роторе, перемещаются пластины 3. Участок внутренней поверхности корпуса ав и сd , а также пластины отделяют полость всасывания 4 от полости нагнетания 5. Вследствие наличия эксцентриситета e , при вращении ротора жидкость переносится из полости 4 в полость 5.

Рис. 13.8 Схема пластинчатого насоса Рис. 13.9 Схема водокольцевого вакуум-насоса

Если эксцентриситет выполнен постоянным, то средняя подача насоса равна:

Q=f а lzn  о ,

где f а - площадь пространства между пластинами, при пробегании его по дуге ав ; l - ширина ротора; n - частота вращения, об/мин;  о - объемный к.п.д.; z – количество пластин.

Пластинчатые насосы применяются для создания давлений до 5 МПа.

13.3.3 ВОДОКОЛЬЦЕВЫЕ ВАКУУМ-НАСОСЫ

Насосы этого типа применяются для отсасывания воздуха и создания вакуума. Устройство такого насоса показано на рис. 13.9. В цилиндрическом корпусе 1 с крышками 2 и 3 эксцентрично расположен ротор 4 с лопастями 5. При вращении ротора вода, частично заполняющая корпус, отбрасывается к его переферии, образуя кольцевой объем. При этом объемы, находящиеся между лопастями, изменяются в зависимости от их положения. Поэтому возникает всасывание воздуха через серповидное отверстие 7,сообщающееся с патрубком 6. В левой части (на рис. 13.9), где объем уменьшается, происходит вытеснение воздуха через отверстие 8 и патрубок 9.

В идеальном случае (при отсутствии зазора между лопастями и корпусом) вакуум-насос может создавать во всасывающем патрубке давление, равное давлению насыщения пара. При температуре T =293 К оно будет равно 2.38 кПа.

Теоретическая подача:

где D 2 и D 1 – внешний и внутренний диаметры рабочего колеса, м; а – минимальное погружение лопасти в водяное кольцо, м; z - число лопастей; b – ширина лопасти; l – радиальная длина лопасти; s – толщина лопасти, м; n – частота вращения, об/мин;  о – объёмный к.п.д.

Струйные нагнетатели

Струйные нагнетатели получили широкое применение в качестве элеваторов на вводе теплосетей в здания (для обеспечения смешения и циркуляции воды), а также в качестве эжекторов в системах вытяжной вентиляции взрывоопасных помещений, в качестве инжекторов в холодильных установках и в других случаях.

Рис. 14.1 Водоструйный элеватор Рис. 14.2 Вентиляционный эжектор

Струйные нагнетатели состоят из сопла 1 (рис. 14.1 и 14.2), куда подаётся эжектирующая жидкость; камеры смешения 2, где происходит смешение эжектирующей и эжектируемой жидкостей и диффузора 3. Эжектирующая жидкость, подаваемая к соплу, выходит из него с большой скоростью, образуя струю, которая захватывает в камере смешения эжектируемую жидкость. В камере смешения происходит частичное выравнивание поля скоростей и повышение статического давления. Это повышение продолжается в диффузоре.

Для подачи воздуха к соплу применяются вентиляторы высокого давления (эжекторы низкого давления), либо используется воздух из пневматической сети (эжекторы высокого давления).

Основными параметрами, характеризующими работу струйного нагнетателя являются массовые расходы эжектирующей G 1 =  1 Q 1 и эжектируемой жидкости G 2 =  2 Q 2 ; полные давления эжектирующей P 1 и эжектируемой P 2 жидкостей на входе в нагнетатель; давление смеси на выходе из нагнетателя P 3 .

В качестве характеристик струйного нагнетателя (рис. 14.3) строят зависимости степени повышения давления  P c /  P p от коэффициента смешения u=G 2 /G 1 . Здесь  P c =P 3 -P 2 ,  P p =P 1 -P 2 .

Для расчётов используется уравнение количества движения:

C 1 G 1 +  2 c 2 G 2 +  3 c 3 (G 1 +G 2 )=F 3 (P k1 -P k2 ) ,

где c 1 ; c 2 ; c 3 – скорости на выходе из сопла, на входе в камеру смешения и на выходе из неё;

F 3 – площадь сечения камеры смешения;

 2 и  3 – коэффициенты, учитывающие неравномерность поля скоростей;

P k1 и P k2 – давления на входе и на выходе из камеры смешения.

К.п.д. струйного нагнетателя может быть определён по формуле:

Эта величина для струйных нагнетателей не превышает 0.35.

Тягодутьевые машины

Дымососы - транспортируют дымовые газы по газоходам котла и дымовой трубе и совместно с последней преодолевают сопротивление этого тракта и системы золоудаления.

Дутьевые вентиляторы работают на наружном воздухе, подавая его через систему воздуховодов и воздухоподогреватель в топочную камеру.

И дымососы, и дутьевые вентиляторы имеют рабочие колёса с загнутыми назад лопатками. В обозначениях дымососов присутствуют буквы ДН (дымосос с загнутыми назад лопатками) и цифры – диаметр рабочего колеса в дециметрах. Например, ДН-15 – дымосос с загнутыми назад лопатками и диаметром рабочего колеса 1500 мм. В обозначении дутьевых вентиляторов – ВДН (вентилятор дутьевой с загнутыми назад лопатками) и также диаметр в дециметрах.

Тягодутьевые машины развивают высокие давления: дымососы – до 9000 Па, дутьевые вентиляторы – до 5000 Па.

Главные эксплуатационные особенности дымососов - это возможность работы при высоких температурах (до 400 С) и при высоком содержании пыли (золы) - до 2 г/м 3 . В этой связи дымососы нередко используются в системах пылеочистки газов.

Обязательным элементом дымососов и дутьевых вентиляторов является направляющий аппарат. Построив характеристики данного дымососа при разных углах установки направляющего аппарата и выделив на них участки экономичной работы (  0.9  мах ), получают некоторую область – зону экономичной работы (рис.15.1), которые используются для подбора дымососа (аналогично сводным характеристикам общепромышленных вентиляторов). Сводный график для дутьевых вентиляторов представлен на рис.15.2. При выборе типоразмера тягодутьевой машины необходимо стремиться к тому, чтобы рабочая точка была возможно ближе к режиму максимального к.п.д., который обозначен на индивидуальных характеристиках (в промышленных каталогах).

Рис. 15.1 Конструкция дымососа

Заводские характеристики дымососов приведены в каталогах для температуры газов t хар =100  С. При выполнении подбора дымососа, необходимо привести характеристики к фактической расчётной температуре t . Тогда приведенное давление

Дымососы применяются при наличии золоулавливающего оборудования, остаточная запыленность должна быть не более 2 г/м 3 . При подборе дымососов по каталогу, вводятся коэффициенты запаса:

Q к =1.1Q; P к =1.2P .

В дымососах применяются рабочие колёса с загнутыми назад лопатками. На практике в котельных применяются следующие типоразмеры: ДН-9; 10; 11.2; 12.5; 15; 17; 19; 21; 22 – одностороннего всасывания и ДН22  2; ДН24  2; ДН26  2 – двухстороннего всасывания.

Основными узлами дымососов являются (рис. 15.1): рабочее колесо 1, «улитка» – 2, ходовая часть –3, входной патрубок – 4 и направляющий аппарат – 5.

Рабочее колесо включает «крыльчатку», т.е. лопатки и диски, соединяемые сваркой и ступицу, посаженную на вал. Ходовая часть состоит из вала, подшипников качения, расположенных в общем корпусе и упругой муфты. Смазка подшипников – картерная (маслом, находящимся в полостях корпуса). Для охлаждения масла в корпусе подшипников установлен змеевик, по которому циркулирует охлаждающая вода.

Направляющий аппарат имеет 8 поворотных лопаток, соединённых рычажной системой с поворотным кольцом.

Для регулировния дымососов и дутьевых вентиляторов могут применяться двухскоростные электродвигатели.

ЛИТЕРАТУРА

Основная:

1. Поляков В.В., Скворцов Л.С. Насосы и вентиляторы. М. Стройиздат, 1990, 336 с.

Вспомогательная:

2. Шерстюк А.Н. Насосы, вентиляторы, компрессоры. М. “Высшая школа”, 1972, 338 с.

3. Калинушкин М.П. Насосы и вентиляторы: Учеб. пособие для вузов по спец. «Теплогазоснабжение и вентиляция», 6-е изд., перераб. И доп.-М.: Высш.шк., 1987.-176 с.

Методическая литература:

4. Методические указания для проведения лабораторных работ по курсу «Гидравлические и аэродинамические машины». Макеевка, 1999.

Другие похожие работы, которые могут вас заинтересовать.вшм>
4731.		БОРЬБА С КОРРУПЦИЕЙ	26 KB
	Коррупция - серьезная проблема, с которой столкнулась не только РФ, но и многие другие страны. По уровню коррупции Россия находится на 154-м месте из 178 стран.
2864.		Политическая борьба в 20-е - начало 30-х гг.	17.77 KB
	Обвинены в диверсиях экспроприациях террор в отношении руководителей компартии в Совгоса в период гражданской войны. Решение ЦК: изолировать лидера партии от работы в интересах здоровья. Пополнение рядов партии парт. Численность партии 735 тыс.
4917.		Борьба с преступностью в странах АТР	41.33 KB
	Проблемы сотрудничества в борьбе с преступностью в современных международных отношениях. Формы международного взаимодействия в области борьбы с преступностью весьма разнообразны: оказание помощи по уголовным гражданским и семейным делам; заключение и реализация международных договоров и соглашений по борьбе...
2883.		Борьба в тылу врага	10.61 KB
	Идея организации сопротивления противнику в его тылу интенсивно обсуждалась советскими военными в начале 30-х гг. (Тухачевский, Якир). Однако после «дела военных» = уничтожения верхушки советского генералитета = подготовка и разработка планов организации подпольной и партизанской борьбы прекратилась.
10423.		Борьба за устойчивое конкурентное преимущество	108.32 KB
	Последние различаясь по физическим качествам уровню обслуживания географическому размещению наличию информации и или субъективному восприятию могут иметь явное предпочтение по крайней мере со стороны одной группы покупателей среди конкурирующих продуктов при данной цене. Как правило в её структуре имеются наиболее влиятельная конкурентная сила которая определяет границу прибыльности отрасли и одновременно имеет важнейшее значение при выработке той или иной стратегии предприятия. Но при этом надо помнить что даже фирмы занимающие...
2871.		Политическая борьба в 1930-е годы	18.04 KB
	Пригрозил вернуться в будущем к руководству и расстрелять Сталина и сторонников. выступление против Сталина предсовнаркому Сырцова и Ломинадзе. Призвали к свержению Сталина и его клики. В официальных выступлениях мысль о победе генерального курса ЦК на коренную перестройку страны о выдающейся роли Сталина.
3614.		Борьба Руси против внешних вторжений в XIII веке	28.59 KB
	Образовавшееся на литовских и русских землях Великое княжество Литовское на долгое время сохранило многочисленные политические и экономические традиции Киевской Руси очень успешно оборонялось как от Ливонского ордена так и от монголотатаров. МОНГОЛОТАТАРСКОЕ ИГО Весной 1223 г. Это были монголотатары. К Днепру монголотатары пришли чтобы напасть на половцев хан которых Котян обратился за помощью к своему зятю – галицкому князю Мстиславу Романовичу.
5532.		Установка гидроочистки У-1.732	33.57 KB
	Автоматизация технологического процесса – это совокупность методов и средств предназначенная для реализации системы или систем позволяющих осуществлять управление производственным процессом без непосредственного участия человека но под его контролем. Одной из важнейших задач автоматизации технологических процессов является автоматическое регулирование имеющее целью поддержание постоянства стабилизацию заданного значения регулируемых переменных или их изменение по заданному во времени...
3372.		Смута в России в XVII в.: причины, предпосылки. Кризис политической власти. Борьба с интервентами	27.48 KB
	В результате успешно проведенной войны со Швецией России был возвращен ряд городов что укрепило позиции России на Балтике. Активизировались дипломатические отношения России с Англией Францией Германией Данией. заключен договор со Швецией согласно которому шведы были готовы оказать помощь России при условии ее отказа от претензий на побережье Балтики.
4902.		Судовая энергетическая установка (СЭУ)	300.7 KB
	Допускаемое напряжение на изгиб для чугунных поршней. Напряжение изгиба возникающее в момент действия силы. Напряжение среза. Допускаемое напряжение изгиба и среза: Допускаемое напряжение изгиба для легированной стали: Допускаемое напряжение среза.

8.1.1 Общие положения

На рисунках 1 - 4 показаны некоторые возможные точки и направления измерений на каждом подшипнике вентилятора. Значения, приведенные в таблице 4, относятся к измерениям в направлении, перпендикулярном к оси вращения. Число и местоположение точек измерений как для заводских испытаний, так и для измерений на месте эксплуатации определяют по усмотрению изготовителя вентиляторов или по соглашению с заказчиком. Рекомендуется проводить измерения на подшипниках вала колеса вентилятора (крыльчатки). Если это невозможно, датчик следует установить в таком месте, где обеспечена максимально короткая механическая связь между ним и подшипником. Датчик не следует закреплять на безопорных панелях, корпусе вентилятора, элементах ограждения или других местах, не имеющих прямой связи с подшипником (результаты таких измерений могут быть использованы, но не для оценки вибрационного состояния вентилятора, а для получения информации о вибрации, передаваемой к воздуховоду или на основание, - см. ГОСТ 31351 и ГОСТ ИСО 5348.

Рисунок 1 - Расположение трехкоординатного датчика для горизонтально установленного осевого вентилятора

Рисунок 2 - Расположение трехкоординатного датчика для радиального вентилятора одностороннего всасывания

Рисунок 3 - Расположение трехкоординатного датчика для радиального вентилятора двустороннего всасывания

Рисунок 4 - Расположение трехкоординатного датчика для вертикально установленного осевого вентилятора

Измерения в горизонтальном направлении следует проводить под прямым углом к оси вала. Измерения в вертикальном направлении должны быть проведены под прямым углом к горизонтальному направлению измерений и под прямым углом к валу вентилятора. Измерения в продольном направлении следует проводить в направлении, параллельном оси вала.

8.1.2 Измерения с использованием датчиков инерционного типа

Все значения вибрации, указанные в настоящем стандарте, относятся к измерениям, выполненным с помощью датчиков инерционного типа, сигнал которых воспроизводит движение корпуса подшипника.

Применяемые датчики могут быть либо акселерометрами, либо датчиками скорости. Особое внимание следует уделить правильному креплению датчиков: без зазоров по опорной площадке, качаний и резонансов. Размер и масса датчиков и системы крепления не должны быть чрезмерно большими, чтобы не вносить существенных изменений в измеренную вибрацию. Суммарная погрешность, обусловленная способом крепления датчика вибрации и калибровкой измерительного тракта, не должна превышать ±10 % значения измеряемой величины.

8.1.3 Измерения с использованием датчиков бесконтактного типа

По соглашению между пользователем и изготовителем могут быть установлены требования к предельным значениям перемещения вала (см. ГОСТ ИСО 7919-1) внутри подшипников скольжения. Соответствующие измерения могут быть проведены с помощью датчиков бесконтактного типа.

В этом случае измерительная система определяет перемещение поверхности вала относительно корпуса подшипника. Очевидно, что допустимая амплитуда перемещений не должна превышать значения зазора в подшипнике. Значение внутреннего зазора зависит от размера и типа подшипника, нагрузки (радиальной или осевой), направления измерений (отдельные конструкции подшипников имеют отверстие эллиптического типа, для которого зазор в горизонтальном направлении больше, чем в вертикальном). Многообразие факторов, которые следует принимать во внимание, не позволяет установить единые предельные значения перемещения вала, однако некоторые рекомендации представлены в виде таблицы 3. Значения, приведенные в этой таблице, представляют собой процентное отношение к общему значению радиального зазора в подшипнике в каждом направлении.

Таблица 3 - Предельное относительное перемещение вала внутри подшипника

	Максимальное рекомендуемое перемещение, проценты значения зазора1) (вдоль любой оси)
Пуск в эксплуатацию/Удовлетворительное состояние	Менее 25 %
Предупреждение	+50 %
Останов	+70 %
1) Значения радиального и осевого зазоров для конкретного подшипника следует узнавать у его поставщика.

Приведенные значения даны с учетом «ложных» перемещений поверхности вала. Эти «ложные» перемещения появляются в результатах измерений вследствие того, что на эти результаты влияют помимо вибрации вала также его механические биения, если вал погнут или имеет некруглую форму. При использовании датчика бесконтактного типа вклад в результат измерений дадут также электрические биения, определяемые магнитными и электрическими свойствами материала вала в точке измерений. Считают, что при пуске вентилятора в эксплуатацию и его последующей нормальной работе размах суммы механических и электрических биений в точке измерений не должен превышать большего из двух значений: 0,0125 мм или 25 % измеренного значения перемещения. Биения определяют в процессе медленного проворачивания вала (на скорости от 25 до 400 мин-1), когда действие на ротор сил, вызванных дисбалансом, незначительно. Для того чтобы уложиться в установленный допуск по биениям, может потребоваться дополнительная обработка вала. Датчики бесконтактного типа, по возможности, следует закреплять непосредственно в корпусе подшипника.

Приведенные предельные значения применимы только для вентилятора, работающего в номинальном режиме. Если конструкция вентилятора предусматривает его работу от привода с переменной скоростью вращения, то на других скоростях возможны более высокие уровни вибрации вследствие неизбежного влияния резонансов.

Если в вентиляторе предусмотрена возможность изменения положения лопастей относительно потока воздуха у входного отверстия, приведенные значения следует применять для условий работы с максимально открытыми лопастями. Следует учесть, что срыв воздушного потока, особенно заметный при больших углах раскрытия лопасти относительно входного воздушного потока, может приводить к повышенным уровням вибрации.

Вентиляторы, устанавливаемые по схемам В и D (см. ГОСТ 10921), следует испытывать с всасывающими и (или) нагнетательными воздуховодами, длина которых превышает их диаметр не менее чем в два раза (см. также приложение С).

Предельная вибрация вала (относительно подшипниковой опоры):

Пуск/удовлетворительное состояние: (0,25´0,33 мм) = 0,0825 мм (размах);

Уровень предупреждения: (0,50´0,33 мм) = 0,165 мм (размах);

Уровень останова: (0,70´0,33 мм) = 0,231 мм (размах).

Сумма механического и электрического биений вала в точке измерений вибрации:

b) 0,25´0,0825 мм = 0,0206 мм.

Большее из двух значений составляет 0,0206 мм.

8.2 Система опоры вентилятора

Вибрационное состояние вентиляторов после их установки определяют с учетом жесткости опоры. Опору считают жесткой, если первая собственная частота системы «вентилятор - опора» превышает скорость вращения. Обычно при установке на бетонные фундаменты больших размеров опору можно считать жесткой, а при установке на виброизоляторы - податливой. Стальная рама, на которую часто устанавливают вентиляторы, может относиться к любому из двух указанных типов опоры. В случае сомнений в отношении типа опоры вентилятора можно выполнить расчеты или провести испытания для определения первой собственной частоты системы. В некоторых случаях опору вентилятора следует рассматривать как жесткую в одном направлении и податливую в другом.

8.3 Пределы допустимой вибрации вентиляторов при испытаниях в заводских условиях

Предельные уровни вибрации, приведенные в таблице 4, применяют к вентиляторам в сборе. Они относятся к измерениям виброскорости в узкой полосе частот на опорах подшипников для частоты вращения, применяемой при испытаниях в заводских условиях.

Таблица 4 - Предельные значения вибрации при испытаниях в заводских условиях

Категория вентилятора
	Жесткая опора	Податливая опора
BV-1	9,0	11,2
BV-2	3,5	5,6
BV-3	2,8	3,5
BV-4	1,8	2,8
BV-5	1,4	1,8
Примечания 1 В приложении А указаны правила преобразования единиц виброскорости в единицы виброперемещения или виброускорения для вибрации в узкой полосе частот. 2 Значения в настоящей таблице относятся к номинальной нагрузке и номинальной частоте вращения вентилятора, работающего в режиме с открытыми лопатками входного направляющего аппарата. Предельные значения для других условий нагружения должны быть согласованы между изготовителем и заказчиком, но рекомендуется, чтобы они не превышали табличных значений более чем в 1,6 раза.

8.4 Пределы допустимой вибрации вентиляторов при испытаниях на месте эксплуатации

Вибрация любого вентилятора на месте эксплуатации зависит не только от качества его балансировки. Влияние будут оказывать, например, факторы, связанные с установкой, такие как масса и жесткость системы опоры. Поэтому изготовитель вентиляторов, если только это не оговорено контрактом, не несет ответственности за уровень вибрации вентилятора на месте его эксплуатации.

Таблица 5 - Предельные значения вибрации на месте эксплуатации

Вибрационное состояние вентилятора	Категория вентилятора	Предельное с.к.з. виброскорости, мм/с
		Жесткая опора	Податливая опора
Пуск в эксплуатацию	BV-1	10	11,2
	BV-2	5,6	9,0
	BV-3	4,5	6,3
	BV-4	2,8	4,5
	BV-5	1,8	2,8
Предупреждение	BV-1	10,6	14,0
	BV-2	9,0	14,0
	BV-3	7,1	11,8
	BV-4	4,5	7,1
	BV-5	4,0	5,6
Останов	BV-1	-1)	-1)
	BV-2	-1)	-1)
	BV-3	9,0	12,5
	BV-4	7,1	11,2
	BV-5	5,6	7,1
1) Уровень останова для вентиляторов категорий BV-1 и BV-2 устанавливают на основе долговременного анализа результатов измерений вибрации.

Вибрация новых принимаемых в эксплуатацию вентиляторов не должна превышать уровень «пуск в эксплуатацию». По мере эксплуатации вентилятора следует ожидать повышения уровня его вибрации вследствие процессов износа и кумулятивного эффекта влияющих факторов. Такое повышение вибрации является, в общем, закономерным и не должно вызывать тревоги, пока не достигнет уровня «предупреждение».

По достижении вибрацией уровня «предупреждение» необходимо исследовать причины повышения вибрации и определить меры по ее снижению. Работа вентилятора в таком состоянии должна быть под постоянным наблюдением и ограничена временем, требуемым для определения мер по устранению причин повышенной вибрации.

Если уровень вибрации достигает уровня «останов», меры по устранению причин повышенной вибрации должны быть приняты незамедлительно, в противном случае вентилятор должен быть остановлен. Задержка с приведением уровня вибрации к допустимому уровню может повлечь за собой повреждение подшипников, появление трещин в роторе и в местах сварки корпуса вентилятора и, в конечном итоге, разрушение вентилятора.

При оценке вибрационного состояния вентилятора следует контролировать изменения уровня вибрации со временем. Внезапное изменение уровня вибрации свидетельствует о необходимости немедленного осмотра вентилятора и принятия мер по его техническому обслуживанию. При контроле изменения вибрации не следует принимать во внимание переходные процессы, вызванные, например, заменой смазки или процедурами технического обслуживания.

В деятельности бюро диагностирования ремонтных подразделений металлургических предприятий балансировка рабочих колес дымососов и вентиляторов в собственных подшипниках выполняется достаточно часто. Эффективность данной регулировочной операции, значительна в сравнении с малыми изменениями, вносимыми в механизм. Это позволяет определить балансировку как одну из малозатратных технологий при эксплуатации механического оборудования. Целесообразность любой технической операции определяется экономической эффективностью, в основе которой лежит технический эффект от проводимой операции или возможные убытки от несвоевременности проведения данного воздействия.

Изготовление рабочего колеса на машиностроительном предприятии не всегда является гарантией качества уравновешивания. Во многих случаях предприятия-изготовители ограничиваются статическим уравновешиванием. Уравновешивание на балансировочных станках, безусловно, является необходимой технологической операцией при изготовлении и после ремонта рабочего колеса. Однако, невозможно приблизить производственные условия эксплуатации (степень анизотропности опор, демпфирование, влияние технологических параметров, качество сборки и монтажа и ряд других факторов) к условиям балансировки на станках.

Практика показала, что тщательно уравновешенное рабочее колесо на станке необходимо дополнительно уравновешивать в собственных опорах. Очевидно, что неудовлетворительное вибрационное состояние вентиляционных агрегатов при вводе в эксплуатацию после монтажа или ремонта приводит к преждевременному износу оборудования. С другой стороны транспортировка рабочего колеса к балансировочному станку за многие километры от промышленного предприятия не оправдана с точки зрения временных и финансовых затрат. Дополнительная разборка, риск повреждения рабочего колеса при транспортировании, все это доказывает эффективность уравновешивания на месте эксплуатации в собственных опорах.

Появление современной виброизмерительной аппаратуры обеспечивает возможность проведения динамической балансировки на месте эксплуатации и снижения вибрационной нагруженности опор до допустимых пределов.

Одной из аксиом работоспособного состояния оборудования является работа механизмов с низким уровнем вибрации. В этом случае снижается воздействие целого ряда разрушительных факторов, воздействующих на подшипниковые узлы механизма. При этом увеличивается долговечность подшипниковых узлов и механизма в целом, обеспечивается стабильная реализация технологического процесса, в соответствии с заданными параметрами. Относительно вентиляторов и дымососов, низкий уровень вибрации во многом определяется уравновешенностью рабочих колес, своевременно проведенной балансировкой.

Последствия работы механизма с повышенной вибрацией: разрушение подшипниковых узлов, посадочных мест подшипников, фундаментов, повышенный расход электрической энергии для привода установки. В данной работе рассматриваются последствия несвоевременной балансировки рабочих колес дымососов и вентиляторов цехов металлургических предприятий.

Вибрационное обследование вентиляторов доменного цеха показало, что основной причиной повышенной вибрации является динамическая неуравновешенность рабочих колес. Принятое решение – провести уравновешивание рабочих колес в собственных опорах позволило снизить общий уровень вибрации 3…5 раз, до уровня 2,0…3,0 мм/с при работе под нагрузкой (рисунок 1). Это позволило увеличить срок службы подшипников в 5…7 раз. Определено, что для однотипных механизмов наблюдается существенный разброс динамических коэффициентов влияния (более 10 %), что определяет необходимость проведения балансировки в собственных опорах. Основными факторами, влияющими на разброс коэффициентов влияния являются: нестабильность динамических характеристик роторов; отклонение свойств системы от линейности; погрешности при установке пробных грузов.

Рисунок 1 - Максимальные уровни виброскорости (мм/с) подшипниковых опор вентиляторов до и после балансировки

а)	б)
в)	г)

Рисунок 2 – Неравномерный эрозионный износ лопаток рабочего колеса

Среди причин возникновения дисбаланса рабочих колес дымососов и вентиляторов следует выделить:

1. Неравномерный износ лопаток (рисунок 2), несмотря на симметрию рабочего колеса и значительную частоту вращения. Причина данного явления может заключаться в избирательной случайности процесса износа, обусловленного внешними факторами и внутренними свойствами материала. Необходимо учитывать фактические отклонения геометрии лопаток от проектного профиля.

Рисунок 3 – Налипание пылевидных материалов на лопатки рабочего колеса:

а) дымосос аглофабрики; б) пароотсос МНЛЗ

3. Последствия ремонта лопаток в рабочих условиях на месте установки. Иногда дисбаланс может вызываться проявлением начальных трещин в материале дисков и лопаток рабочих колес. Поэтому, предварять балансировку должен тщательный визуальный осмотр целостности элементов рабочего колеса (рисунок 4). Заварка обнаруженных трещин не может обеспечить длительную безотказную работу механизма. Сварные швы служат концентраторами напряжения и дополнительными источниками зарождения трещин. Рекомендуется использовать данный метод восстановления лишь, в крайнем случае, для обеспечения функционирования на коротком временном промежутке, позволяющем продолжить эксплуатацию до изготовления и замены рабочего колеса.

Рисунок 4 – Трещины элементов рабочих колес:

а) основного диска; б) лопаток в месте крепления

В работе механизмов роторного типа важную роль играют допустимые значения параметров вибрации. Практический опыт показал, что соблюдение рекомендаций стандарта ГОСТ ИСО 10816-1-97 «Вибрация. Контроль состояния машин по результатам измерений вибрации на невращающихся частях» относительно машин класса 1, позволяет обеспечить длительную эксплуатацию дымососов. Для оценки технического состояния предлагается использовать следующие значения и правила:

• значение виброскорости 1,8 мм/с, определяет границу функционирования оборудования без ограничения сроков и желательный уровень окончания балансировки рабочего колеса в собственных опорах;
• значения виброскорости в диапазоне 1,8…4,5 мм/с допускают работу оборудования в течение длительного периода времени с периодическим контролем параметров вибрации;
• значения виброскорости свыше 4,5 мм/с наблюдаемые в течение длительного периода времени (1…2 месяца) могут привести к повреждениям элементов оборудования;
• значения виброскорости в диапазоне 4,5…7,1 мм/с допускают работу оборудования в течение 5…7 дней с последующей остановкой на ремонт;
• значения виброскорости в диапазоне 7,1…11,2 мм/с допускают работу оборудования в течение 1…2 дней с последующей остановкой на ремонт;
• значения виброскорости свыше 11,2 мм/с не допускаются и рассматриваются как аварийные.

Аварийное состояние рассматривается как потеря контроля за техническим состоянием оборудования. Для оценки технического состояния приводных электродвигателей используется ГОСТ 20815-93 «Машины электрические вращающиеся. Механическая вибрация некоторых видов машин с высотой оси вращения 56 мм и выше. Измерение, оценка и допустимые значения», определяющий значение виброскорости 2,8 мм/с как допустимое в процессе эксплуатации. Следует отметить, что запас прочности механизма позволяет выдержать и более высокие значения виброскорости, но это приводит к резкому уменьшению долговечности элементов.

К сожалению, установка компенсирующих грузов, во время балансировки, не позволяет оценить снижение долговечности подшипниковых узлов и повышение энергетических затрат при повышенной вибрации дымососов. Теоретические расчеты приводят к заниженным значениям потерь мощности на вибрацию.

Дополнительные силы, действующие на подшипниковые опоры, при неуравновешенном роторе, приводят к повышению момента сопротивления вращению вала вентилятора и к повышению потребляемой электроэнергии. Появляются разрушительные силы, действующие на подшипниковые опоры и элементы механизма.

Оценить эффективность уравновешивания роторов вентиляторов или дополнительных ремонтных воздействий по снижению вибрации, в условиях эксплуатации возможно проанализировав следующие данные.

Установочные параметры : тип механизма; мощность привода; напряжение; частота вращения; масса; основные параметры рабочего процесса.

Начальные параметры : виброскорость в контрольных точках (СКЗ в частотном диапазоне 10…1000 Гц); ток и напряжение по фазам.

Выполненные ремонтные воздействия : значения установленного пробного груза; выполненная затяжка резьбовых соединений; центрирование.

Значения параметров после выполненных воздействий : виброскорость; ток и напряжение по фазам.

В лабораторных условиях проведены исследования по снижению потребляемой мощности двигателем вентилятора Д-3 в результате уравновешивания ротора.

Результаты эксперимента №1.

Начальная вибрация : вертикальная – 9,4 мм/с; осевая – 5,0 мм/с.

Ток по фазам: 3,9 А; 3,9 А; 3,9 А. Среднее значение – 3,9 А.

Вибрация после балансировки : вертикальная – 2,2 мм/с; осевая – 1,8 мм/с.

Ток по фазам: 3,8 А; 3,6 А; 3,8 А. Среднее значение – 3,73 А.

Снижение параметров вибрации: вертикальное направление – в 4,27 раза; осевое направление в 2,78 раза.

Снижение токовых значений: (3,9 – 3,73)×100%3,73 = 4,55 %.

Результаты эксперимента №2.

Начальная вибрация.

Точка 1 – лобовой подшипник электродвигателя: вертикальная – 17,0 мм/с; горизонтальная – 15,3 мм/с; осевая – 2,1 мм/с. Радиус-вектор – 22,9 мм/с.

Точка 2 – свободный подшипник электродвигателя: вертикальная – 10,3 мм/с; горизонтальная – 10,6 мм/с; осевая – 2,2 мм/с.

Радиус-вектор виброскорости – 14,9 мм/с.

Вибрация после балансировки.

Точка 1: вертикальная – 2,8 мм/с; горизонтальная – 2,9 мм/с; осевая – 1,2 мм/с. Радиус-вектор виброскорости – 4,2 мм/с.

Точка 2: вертикальная – 1,4 мм/с; горизонтальная – 2,0 мм/с; осевая – 1,1 мм/с. Радиус-вектор виброскорости – 2,7 мм/с.

Снижение параметров вибрации.

Составляющие по точке 1: вертикальная – в 6 раз; горизонтальная – в 5,3 раза; осевая – в 1,75 раза; радиус-вектор – в 5,4 раза.

Составляющие по точке 2: вертикальная – в 7,4 раза; горизонтальная – в 5,3 раза; осевая – в 2 раза, радиус-вектор – в 6,2 раза.

Энергетические показатели.

До балансировки. Потребленная мощность за 15 минут – 0,69 кВт. Максимальная мощность – 2,96 кВт. Минимальная мощность – 2,49 кВт. Средняя мощность – 2,74 кВт.

После балансировки. Потребленная мощность за 15 минут – 0,65 кВт. Максимальная мощность – 2,82 кВт. Минимальная мощность – 2,43 кВт. Средняя мощность – 2,59 кВт.

Снижение энергетических показателей. Потребленная мощность – (0,69 - 0,65)×100%/0,65 = 6,1 %. Максимальная мощность – (2,96 - 2,82)×100%/2,82 = 4,9 %. Минимальная мощность – (2,49 - 2,43)×100%/2,43 = 2,5 %. Средняя мощность – (2,74 - 2,59)/2,59×100% = 5,8 %.

Аналогичные результаты были получены в производственных условиях при балансировке вентилятора ВДН-12 нагревательной трехзонной методической печи листопрокатного стана. Потребление электроэнергии за 30 минут составило – 33,0 кВт, после балансировки – 30,24 кВт. Снижение потребляемой электроэнергии в данном случае составило (33,0 - 30,24) ×100%/30,24 = 9,1 %.

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

Снижение потребляемой мощности на 5% для одного 100 кВт двигателя вентилятора приведет к годовой экономии порядка 10 тыс. гривен. Это может быть достигнуто в результате балансировки ротора и снижения вибрационных нагрузок. Одновременно происходит увеличение долговечности подшипников и снижение затрат на остановку производства для проведения ремонтных работ.

Одним из параметров оценки эффективности балансировки является частота вращения вала дымососа. Так, при балансировке дымососа ДН-26 зафиксировано увеличение частоты вращения электродвигателя АОД-630-8У1 после установки корректирующего груза и снижения виброскорости подшипниковых опор. Виброскорость подшипниковой опоры до балансировки: вертикальная – 4,4 мм/с; горизонтальная – 2,9 мм/с. Частота вращения до балансировки – 745 об/мин. Виброскорость подшипниковой опоры после балансировки: вертикальная – 2,1 мм/с; горизонтальная – 1,1 мм/с. Частота вращения после балансировки – 747 об/мин.

Техническая характеристика асинхронного двигателя АОД-630-8У1: число пар полюсов – 8; синхронная частота вращения – 750 об/мин; номинальная мощность – 630 кВт; номинальный момент – 8130 Н/м; номинальная частота вращения -740 об/мин; МПУСК/МНОМ – 1,3; напряжение – 6000 В; кпд – 0,948; cosφ = 0,79; коэффициент перегрузки – 2,3. Исходя из механической характеристики асинхронного двигателя АОД-630-8У1, увеличение частоты вращения на 2 об/мин возможно при снижении крутящего момента на 1626 Н/м, что приводит к снижению потребляемой мощности на 120 кВт. Это почти 20% от номинальной мощности.

Аналогичная зависимость между частотой вращения и виброскоростью зафиксирована по асинхронным двигателям вентиляторов сушильных агрегатов во время проведения работ по балансировке (таблица).

Таблица – Значения виброскорости и частоты вращения двигателей вентиляторов

Амплитуда виброскорости составляющей оборотной частоты, мм/с	Частота вращения, об/мин
	2910
	2906
	2902
10,1	2894
13,1	2894

Зависимость между частотой вращения и значением виброскорости приведена на рисунке 5, там же указано уравнение линии тренда и достоверность аппроксимации. Анализ полученных данных указывает на возможность ступенчатого изменения частоты вращения при различных значениях виброскорости. Так, значениям 10,1 мм/с и 13,1 мм/с соответствует одно значение частоты вращения – 2894 об/мин, а значениям 1,6 мм/с и 2,6 мм/с соответствуют частоты 2906 об/мин и 2910 об/мин. Исходя из полученной зависимости так же можно рекомендовать значения 1,8 мм/с и 4,5 мм/с как границы технических состояний.

Рисунок 5 - Зависимость между частотой вращения и значением виброскорости

В результате проведенных исследований установлено.

1. Уравновешивание рабочих колес в собственных опорах дымососов металлургических агрегатов позволяет обеспечить значительное снижение потребляемой энергии, увеличить срок службы подшипников.

Рис. 6.7 (I - хорошее; П - удовлетворительное ТС; Ш - не­удовлетворительное).

Приведенные нормы относятся к измерениям в октавных полосах, в которые падает f o . При измерении в 1/3 октаве эти нормы долж­ны быть уменьшены в 1,2 раза.

6.7. Центробежные сепараторы

Оценка ТС производится по правильности их функционирования, в частности производительности, степени очистки топлива, пусковым характеристикам и работе органов управления. Наличие неисправнос­тей определяется по уровню ударных импульсов, вибрации, путем ос­мотра и неразрушающего контроля.

Качество их работы оценивается по содержанию воды в топливе и масле (до 0,01 %) и содержанию механических примесей (металлические частицы не более 1-3 мкм, частицы углерода не более 3-5 мкм). Оптимальная вязкость нефтепродукта при сепарации составляет 13-16 cСт, а предельная - 40 сСт . Максимальное содержание воды в обработанном топливе и масле достигается при конт­роле сепаратора на 65-40 % от номинальной производительности.

Контроль за потребляемой сепаратором мощностью (силой тока) при пуске и работе, а также временем пуска позволяет определить ТС привода сепаратора (тормоза, червячной передачи) и качество самоочистки барабана. При хорошем ТС время пуска должно состав­лять менее 7 мин., при удовлетворительном - (7-12) мин. и неудовлетворительном - более 12 мин.

При хорошем ТС ток нагрузки на электродвигателе сепаратора должен быть в пределах (14,5 - 16,5 А), неудовлетворительном - более 45 А (например, для сепаратора МАРХ 209).

Проверка ТС сепаратора может быть осуществлена по открытию и закрытию барабана. Здесь возможны следующие ситуации , например, при неудовлетворительном ТС;

Барабан не закрывается при подаче воды для образования гидравлического затвора, она не вытекает из патрубка отсепарированной вода через 10-15 с;

Барабан не открывается, очистка барабана не происходит при соответствующем положении крана управления механизма;

Барабан остается открытым (или открывается) при переключе­нии крана управления механизмом в положение, соответствую­щее сепарации.

Состояние верхнего подшипника, расположенного в демпферном устройстве, оценивается путем измерения уровня ударных импульсов на корпусе сепаратора, несущего демпферное устройство. Определение степени ТС производится путем установления относительного измене­ния уровня импульсов от заведомо хорошего ТС. Его увеличение в 2 раза свидетельствует о достижении подшипником предельного значения. Состояние нижнего подшипника вертикального вала контроли­руется в точке, расположенной на корпусе подшипника.

Состояние навешенных шестеренных насосов контролируется по уровню ударных импульсов на корпусе насоса. Следует иметь в ви­ду, что уровень ударных импульсов на корпусе насоса возрастает при работе на хорошем топливе.

Уровень вибрации сепаратора по виброскорости определяется на частотах привода (f пр) и барабана (f бар). В зависимости от ТС она может превалировать на одной из этих частот. Уровни виброскорости в зависимости от мощности для различных категорий ТС сепараторов приведены на рис. 6.8. .

Нормы вибрации сепараторов

Рис. 6.8. (I - хорошее ТС; П - удовлетворительное; III -неудовлетворительное).

Приведенные уровни виброскорости относятся к основным элементам сепаратора (горизонтальному и вертикальному приводам), электродвигателю привода сепаратора и навешенным насосам. Нор­мы относятся к измерениям в октавных полоcах, в которые попа­дает f пр и f бар. При измерении в 1/3 октаве эти нормы должны быть уменьшены в 1,2 раза.

Уровень ТС сепаратора может быть определен и при их ос­мотрах путем обмеров узлов (например, определения положения напорного и управляющего диска по высоте, стыка запорного коль­ца по меткам, положения по высоте, биения верхней части вала барабана, зазора в уплотнении подвижного дна барабана) и проверки состояния всех уплотнений. Осмотр червячной передачи и тормо­за обычно совмещаются с очисткой и разборкой барабана сепаратора.

Неразрушающий контроль барабана и его вала в районе посад­ки барабана и резьбового соединения на вале гайки крепления ба­рабана проводится при очередном освидетельствовании.

6.8. Поршневые компрессоры

Их ТС может быть оценено по правильности функционирования, в частности производительности и параметрам сжатого воздуха. Наличие неисправностей определяется по уровню ударных импуль­сов, вибрации, температуре деталей, а также при проведении ос­мотра и в процессе неразрушающего контроля.

В качестве основной характеристики работы поршневых компре­ссоров рекомендуется использовать относительное снижение производительности.

σV = [(V исх – V кс)/V исх ]*100% , (6.4)

где V исх - номинальная производительность; м 3 /ч

V кс = 163*10 3 - производительность компрессора при контроле; м 3 /ч;

V δ - объем воздухохранителя, наполняемого при контроле, м 3 ;

P 1 , P 2 - давление воздуха в воздухохранителе соответственно в начале и конце контроля МПа;

Т 2 - температура поверхности воздухохранителя, К;
Θ - время повышения давления в воздухохранителе от значения P 1 до P 2 , мин.

Нормы относительного снижения производительности для трех категорий ТС составляют: I - (хорошее) - < 25 %; П (удовлетво­рительное) - (25-40)%; Ш (неудовлетворительное) - >40 %.

Другим способом оценки ТС компрессоров является контроль уровня вибрации. Она измеряется в вертикальной плоскости на крыш­ках цилиндров (на оси компрессора) и в горизонтальной плоскости на верхних кромках блока цилиндра (на оси цилиндра).

Уровень виброскорости, измеренный в горизонтальной плоскос­ти на основной частоте вращения коленчатого вала, позволяет судить о состоянии крепления и зазоров в рамовых подшипниках, а на час­тотах 2f 0 и 4f 0 - о зазорах между поршнем и втулкой, а также о состоянии колец. Аналогичные измерения, произведенные в вертикальной плоскости на тех же частотах, позволяют оценивать величину зазоров в головных и мотылевых подшипниках. Следует отметить, что вибрация, связанная с неисправностями головных подшипников, может проявиться на частоте от 500 до 1000 гц.

Типовые спектры вибрации компрессоров приведены на рис. 6.9..

Вибродиагностика вентиляторов – эффективный метод неразрушающего контроля, позволяющий своевременно выявить зарождающиеся и выраженные дефекты вентиляторов и, тем самым, предупредить возникновение аварийных ситуаций, прогнозировать остаточный ресурс деталей, и сократить затраты на обслуживание и ремонт вентиляторов (вент. агрегатов).

1. Характерные частоты вибрации вентиляторов

• Основной составляющей вибрации ротора с рабочим колесом является гармоническая составляющая с частотой вращения ротора , обусловленная либо дисбалансом ротора с рабочим колесом, либо гидродинамической/аэродинамической неуравновешенностью рабочего колеса. (Гидродинамическая/аэродинамическая неуравновешенность рабочего колеса может возникнуть из-за конструктивных особенностей лопаток, создающих подъемную силу, не равную нулю в радиальном направлении).
• Второй по значимости составляющей вибрации вентилятора является лопаточная (лопастная) составляющая, обусловленная взаимодействием рабочего колеса с неоднородным воздушным потоком. Частота данной составляющей определяется как: f л =N*f вр , где N – число лопаток вентилятора
• В случае неустойчивого вращения ротора в подшипниках качения/скольжения, возможны автоколебания ротора на половине оборотной частоты или меньше, и, в результате, в спектре вибрации появляются гармонические составляющие на частоте автоколебаний ротора.
• При обтекании лопаток потоком возникают турбулентные пульсации давления, которые возбуждают случайную вибрацию рабочего колеса и вентилятора в целом. Мощность данной составляющей случайной вибрации может периодически модулироваться частотой вращения рабочего колеса, лопастной частотой или частотой автоколебаний ротора.
• Более сильным источником случайной вибрации (по сравнению с турбулентностью) является кавитация, которая также возникает при обтекании лопастей потоком. Мощность данной составляющей случайной вибрации также модулируется частотой вращения рабочего колеса, лопастной частотой или частотой автоколебаний ротора.

1. Вибродиагностические признаки дефектов вентиляторов

Таблица 1. Таблица диагностических признаков вентиляторов

1. Приборы для вибродиагностики вентиляторов

Вибродиагностика вентиляторов проводится с помощью стандартных методов анализа спектров вибрации и спектров огибающей высокочастотной вибрации. Точки измерения спектров, также как и при виброконтроле вентиляторов, выбираются на подшипниковых опорах. В качестве прибора вибродиагностики и виброконтроля специалисты компании «БАЛТЕХ» рекомендуют использовать 2-х канальный виброанализатор BALTECH VP-3470-Ex. С его помощью можно получить не только качественные автоспектры и спектры огибающей и определить общий уровень вибрации, но и провести балансировку вентилятора в собственных опорах. Возможность балансировки (до 4-х плоскостей) является важным преимуществом анализатора BALTECH VP-3470-Ех, так как основной источник повышенных вибраций вентилятора – неуравновешенность вала с рабочим колесом.

1. Основные настройки анализатора при вибродиагностике вентиляторов

• Верхняя граничная частота спектра огибающей определяется из соотношения: f гр =2f л +2f вр =2f вр (N+1) Пусть, например, частота вращения рабочего колеса f вр =9,91 Гц, число лопаток N =12, тогда f гр =2*9,91(12+1) =257, 66 Гц и в настройках анализатора BALTECH VP-3470 выбираем ближайшее значение 500Гц в сторону увеличения
• При определении количества частотных полос в спектре придерживаются правила, чтобы первая гармоника на частоте вращения попала не менее, чем в 8-ю полосу. Из этого условия определяем ширину единичной полосы Δf=f вр /8=9,91/8=1,24Гц. Отсюда определяем необходимое число полос n для спектра огибающей: n=f гр /Δf=500/1,24=403 Выбираем ближайшее в сторону увеличения число полос в настройках анализатора BALTECH VP-3470 , а именно, – 800 полос. Тогда окончательная ширина одной полосы Δf=500/800=0,625Гц.
• Для автоспектров граничная частота должна быть не менее 800 Гц, тогда количество полос для автоспектров n=f гр /Δf=000/0,625=1280 . Выбираем ближайшее в сторону увеличения число полос в настройках анализатора BALTECH VP-3470 , а именно, – 1600 полос.

1. Пример спектров дефектных вентиляторов Трещина на ступице колеса центробежного вентилятора
   • точка измерений: на подшипниковой опоре электродвигателя со стороны рабочего колеса в вертикальном, осевом и поперечном направлении;
   • частота вращения f вр =24,375Гц ;
   • диагностические признаки: очень высокая осевая вибрация на частоте вращения f вр и доминирование второй гармоники 2f вр в поперечном направлении; присутствие менее выраженных гармоник большей кратности, вплоть до седьмой (см.рис.1 и 3).

Если квалификация ваших сотрудников не позволяет провести качественную вибродиагностику вентиляторов, то рекомендуем направить их на обучающий курс в Учебный центр переподготовки кадров и повышения квалификации компании «БАЛТЕХ», а вибродиагностику вашего оборудования доверить сертифицированным специалистам (ОТС) нашего предприятия, имеющим огромный практический опыт виброналадки и вибродиагностики динамического (роторного) оборудования (насосов, компрессоров, вентиляторов, электродвигателей, редукторов, подшипников качения, подшипников скольжения).