Ghid analiza vibratii

Ghidul analistului de vibratii_______________________________________________ vibratii__________________________________________________________Costin ___________Costin Ciprian I LIE

Ghidul analistului de vibratii pentru incepatori Cuvant inainte Draga cititorule, pentru ca nu puteam incepe brutal acest indrumar am ales sa fac o mica introducere, intr-o maniera cu totul originala, adica copiind dupa altii, si am intitulat-o „Preambul”. Restul e cancan... Sper sa-ti fie util si de fiecare data cand il vei folosi cu succes sa ma pomenesti. Costin Ilie

1 . Notiun i generale: 1.1.

Preambul

Vibratia este miscarea de „du-te-vino” sau „inainte-inapoi” a unei structuri; ne putem referi la vibratie ca la o miscare ciclica. Se considera ca vibratia unui utilaj dinamic caracterizeaza, la nivelul tehnicii actuale, cel mai bine starea de functionare a unui utilaj dinamic. Vibratiile se datoreaza in general efectelor dinamice ale tolerantelor de executie ale subansamblelor, a jocurilor si a contactului intre parţile in miscare ale unui utilaj, cat si efectele fortelor care nu sunt in echilibru in piesele antrenate de miscari rotative sau alternante. De multe ori vibratii cu amplitudine redusa pot excita frecventele de rezonanta a unor piese ale utilajului respectiv, fiind in cele din urma amplificate pana la nivele inacceptabile. Fiecare componenta a unui utilaj produce o vibratie cu una sau mai multe frecvente specifice. Cunoscand componenta spectrala a vibratiei globale (sau compuse), se poate determina care dintre componentele ansamblului in miscare are o problema. De exemplu, un dezechilibru rotoric produce o vibratie specifica la turatia arborelui, un rulment defect produce 4 componente spectrale, la frecvenţe inalte, multipli ale turatiei de lucru, dar care pot fi calculate matematic, in functie de dimensiunile geometrice ale rulmentului si tipul sau. Astfel, masurand vibratia, se pot depista o multitudine de defecte, pentru o varietate mare de utilaje dinamice. 1.2.

Cauze ale vibratiilor Imperfectiuni ale utilajelor provenite din: Erori de proiectare

Erori la punerea in functiune

Erori in procesul de fabricatie

Operare necorespunzatoare

Montaj necorespunzator

Intretinere necorespunzatoare

Probleme frecvente ale utilajelor, care genereaza vibratii: Dezaliniere

Dezechilibru

Uzura curelelor de transmisie si a fuliilor

Defecte de rulment

Forte hidraulice

Forte aerodinamice

Forte de reactiune

Distorsiuni ale carcasei

Arbori cu sageata

Probleme ale angrenajelor

Frecari Anumite probleme electrice

1

Ghidul analistului de vibratii__________________________________________________________Costin Ciprian I LIE

Probleme frecvente ale utilajelor, care nu genereaza vibratii, dar le amplifica: Rezonanta 1.3.

Slabiri

Ce detecteaza de fapt un traductor

Un traductor montat vertical “vede” numai miscarea pe verticala.

Un traductor montat orizontal „vede” numai miscarea pe orizontala.

Traductorul este „mecanismul” folosit pentru masurarea vibratiilor si, de exemplu, in cazul lagarelor de rostogolire (ex. rulmenti) putem considera ca traductorul este solidar cu carcasa si se va deplasa in acelasi mod ca si arborele sustinut de lagarul respectiv.

1.4.

Marimi caracteristice si unitati de masura

Amplitutdinea = cata miscare apare. Amplitudinea este o masura a cantitatii de miscare. Cantitatea de miscare este legata in unele cazuri de severitatea defectului. Unitati de masura: a.

Deplasarea – masoara distanta totala parcursa de traductor pe durata unui „ciclu” al miscarii.

Distanta totala este in cazul figurii de 2X, care este denumita „distanta de la varf la varf” sau „peak to peak”. Unitati de masura: In sistemul englezesc de unitati de masura: Mils (1 mil = 0.001") In sistem Metric::Microns (1 um = 0.001 mm) Conversie: 1 Mil = 25.4 um

b.

Viteza ciclu.

– masoara viteza maxima pe care o atinge traductorul pe durata unui

Practic, viteza masoara cat de mult se schimba deplasarea in timp. Unitati de masura: Sistem Englezesc: Inch pe Sec (ips -or- in/sec) Metric: Millimeters per Second (mm/sec) Conversie::1 ips = 25.4 mm/sec

2


c.

Acceleratia – masoara forta care cauzeaza miscarea de dute-vino (sau cat de des se schimba viteza).

Unitati de masura: Sistem Englezesc sau Metric - G's (1 g = forta gravitationala)

Frecventa = cat de des apare miscarea; reprezinta numarul de cicluri intr-o perioada de timp data (secunda sau minut). De exemplu, daca un ciclu dureaza a cincizecea parte dintr-o secunda, frecventa este de 50 de cicluri pe secunda (50 Hertzi) sau 3000 de cicluri pe minut (3000 cpm sau 3kcpm). Frecventa identifica sursa vibratiei. Faza = in ce directie este miscarea. Faza ne ajuta sa comparam directia relativa a miscarii in diverse locatii ale utilajului.

1.5.

Conventii de numerotare

Majoritatea programelor utilizeaza numere, litere sau combinatii alfanumerice pentru a identifica lagarele masinilor. Cea mai utilizata conventie este de a incepe numerotarea lagarelor incepand cu capatul liber al masinii conducatoare si continuand prin urmarirea lantul cinematic. Codul astfel creat pentru identificarea lagarelor va contine informatii despre pozitia in lantul cinematic si directia de colectare a parametrilor vibratiei mecanice. In general se colecteaza vibratii dupa 3 directii: orizontala (H), verticala (V) si axiala (A). La utilajele montate in plan orizontal directiile sunt date de planul orizontal – H, planul vertical – V si axa arborelui care sustine lagarul ce se masoara – A (fig. a). La utilajele montate in plan vertical directia axiala ramane determinata de axa arborelui, directia verticala poate fi determinata de pozitia cutiei de borne a motorului de antrenare, iar cea orizontala perpendiculara pe cea verticala sau se poate urma exemplul din fig. b.

Fig.a

Fig.b

Ex. practic: un ansamblu motor – pompa

3


In

cazul lanturilor cinematice mai complexe, pentru o numerotare corecta se urmareste fluxul transmiterii puterii, ca in figura de mai jos:

2. Analiza spectrelor de vi bratii ...sau cum se face: 2.1. Cateva notiuni utile Pentru a identifica defectiunile utilajelor dinamice prin intermediul analizei vibratiilor, avem la dispozitie mai multe instrumente, din care cele mai uzuale sunt: trend, spectru, forma de unda. Trendul vibratiilor reprezinta un grafic al nivelului de vibratii (amplitudinea) functie de timp. Practic, trendul reprezinta evolutia nivelului de vibratii al utilajului monitorizat in timp. Forma de unda este tot o reprezentare grafica a amplitudinii in functie de timp; deosebirea fata de trend consta in faptul ca este o reprezentare continua a nivelului de vibratii functie de timp. Caractetristicile formei de unda reprezinta un instrument puternic in diagnoza utilajelor dinamice si vor fi prezentate in corespondenta cu defectiunile ce pot fi astfel identificate. Spectrul de frecvente este o reprezentare grafica a amplitudinii in functie de frecventa. Este mai putin interesant din punct de vedere practic mecanismul prin care se transforma informatia colectata in spectru de frecvente, pentru a putea fi analizata; totusi, pentru cei interesati, este bine de stiut ca la baza obtinerii spectrului sta un principiu matematic denumit Transformata Fourier Rapida (Fast Fourier Transform - FFT). Analiza spectrala este cel mai utilizat instrument de diagnosticare deoarece prin identificarea frecventelor putem identifica sursa vibratiilor [fiecare frecventa de vibratie provenita de la traductor este reprezentata printro linie in spectru – varf de frecventa]. Unitatile de masura pentru frecventa utilizate in analiza spectrala sunt: Ciclu pe minut = CPM Ciclu pe secunda = Hertz (Hz) Ciclu pe revolutie = Order Un order este relatia oricarei frecvente raportata la turatia de referinta (turatia de lucru) a arborelui respectiv. 4


Ex.: unui motor electric care functioneaza la turatia de 2985 rpm ii corespunde o frecventa de 49.75 Hz. In alta ordine de idei: 2985 rpm = 2985 CPM = 49.75 Hz = 1 Order = 1X In lumina acestor ultime precizari, putem clasifica informatia prezenta intr-un spectru de vibratii ca fiind subsincrona, sincrona, nesincrona. Aceste trei notiuni pot fi intelese usor pe baza figurii de mai jos:

Sincrona = in legatura cu turatia de referinta a echipamentului; turatia de referinta = turatia de lucru. Nivel de vibratii „overall” – suma tuturor energiilor vibratiilor care apar intre 0 si frecventa maxima a colectorului (Fmax). RM S, Peak, Peak to Peak Toate colectoarele de vibratii, indiferent de producator, achizitioneaza amplitudinea vibratiilor in RMS. Este o conventie ISO. In figura urmatoare este redata diferenta intre cele trei notiuni.

5


Sfat practic: amplitudinea vibratiei este un factor subiectiv in evaluarea starii de sanatate a echipamentelor dinamice. NU exista o valoare precisa, exacta peste care se produce cedarea utilajului sau sub care sa confere siguranta in functionare. La probleme legate de aliniere, dezechilibru, rezonanta, se poate folosi acest criteriu ca referinta. In restul cazurilor analiza spectrala si a formei de unda furnizeaza datele necesare evaluarii starii utilajului monitorizat. [Valorile amplitudinii vibratiei sunt recomandate in ISO 10816 – 1; ISO 2372; VDI 2056 , ...] Analiza spectrala ofera indicii importante asupra starii de sanatate a masinii astfel evaluate. Sunt cateva instrumente continute in orice software specializat, dintre care cele mai utilizate sunt: Cursorul deplasabil – este un cursor „baza” sau „referinta” care poate fi deplasat cu scopul de a identifica diferite frecvente din spectrul respectiv, precum si amplitudinile acestora; Cursoare pentru armonici – activarea acestui instrument creeaza cursoare suplimentare (oricate ar fi nevoie) care apar ca multiplu intreg al cursorului baza. Daca cursorul baza este localizat pe turatia de referinta 1X, armonicile vor aparea la 2X, 3X, 4X, etc. Acesta este probabil cel mai foflositor instrument in anailiza spectrelor de vibratii; Cursoare pentru benzile laterale – activarea acestui instrument creeaza cursoare suplimentare la frecvente de o parte si de alta a cursorului baza. •

•

•

DE RETINUT ca in analiza spectrala un rol major il are rezolutia spectrului. Rezolutia spectrului este data de numarul de linii si de Fmax . Trebuie pastrat un echilibru in definirea rezolutiei spectrale, din considerente ca siguranta ca vom surprinde majoritatea defectelor caracterisitce tipului de utilaj analizat si timpul de achizitie. Pentru majoritatea aplicatiilor numarul de linii se va alege 1600 – 3200, iar Fmax dupa cum urmeaza: Uzual Fmax = 70 X RPM ; Pentru utilaje care functioneaza la o turatie < 300 RPM, Fmax = 100 X RPM ; La reductoare/multiplicatoare de turatie, Fmax = 3.5 X GMF Ex.: pentru o pompa centrifuga care functioneaza la 1500 RPM (25 HZ) vom alege 1600 linii, respectiv Fmax = 70 X 25 = 1750 Hz (se va rotunji la 1800 Hz) sau simplu 70 ORDERS. Similar, pentru o turatie de 3000 RPM, Fmax = 3500 Hz. 2.2. Cele mai intalni te defectiuni diagnosticate utilizand analiza vibratiilor DE RETINUT: Unele defectiuni sunt vizibile (sau mai vizibile) in viteze, altele in acceleratii, iar altele in deplasari. {de cele mai multe ori se va jongla cu viteze si acceleratii}

6


Astfel, pentru a sumariza, de obicei defectiunile utilajelor dinamice pot fi vizualizate dupa cum urmeaza: •

Viteze [velocity]: dezechilibru, dezaliniere, salbiri

•

Acceleratii [acceleration]: defecte de rulment, probleme de angrenare

•

A.

Deplasari [displacement]: probleme ale lagarelor de alunecare

Dezechilibrul – apare cand centrul de greutate al ansambului rotoric nu corespunde cu centrul de rotatie. De obicei este cea mai simpla problema de diagnosticat; dezechilibrul este o forta centrifuga.

Simptom: Dezechilibru

c e S / m m n i y t i c o l e V S M R

Frecventa dominanta

Planul dominant

Static

1X

Radial

Dinamic

1X

Radial

Cuplaj

1X

Radial/Axial

Rotor in consola

1X

Radial/Axial

1 - Breekmolen Z 10400 -M1H Motor Outboard Horizontal

35

Route Spectrum 05-nov-04 09:43:37 OVERALL= 26.12 V-DG RMS = 25.99 LOAD = 100.0 RPM = 1183. (19.72 Hz)

30 1 Order = 19,72 Hz = 1183 CPM

25 20 15 10 5 0 0

c e S / m m n i y t i c o l e V

100

200

300 Frequency in Hz

400

500

600

Route Waveform 05-nov-04 09:43:37 RMS = 26.22 PK(+/-) = 39.71/38.51 CRESTF= 1.51

40 30 20 10 0 -10 -20 -30 -40 -50 0

40

80

120

160 Time in mSecs

200

240

280

320

Freq: Ordr: Spec:

19.72 1.000 25.98

Dezechilibrul se manifesta la turatia de referinta a masinii (1X) – mai vizibil in viteze. Forma de unda: sinusoida – mai vizibila in viteze.

7


B.

Dezalinierea – poate sa indiferent de mecanismul Dezalinierea poate sa apara nivelul cuplajului sau a unor

apara intre masina conducatoare si cea condusa folosit la cuplarea arborilor celor doua masini. si intre lagare unui sistem ca urmare a dezalinierii la probleme interne.

Dezalinierea unui sistem in linie apare cand axa arborelui masinii conducatoare nu coincide cu axa arborelui masinii conduse. Aceasta dezaliniere poate fi unghiulara sau paralela.

De obicei, dezalinierea apare ca o combinatie a acestor doua tipuri. Dezalinierea unghiulara prezinta un varf predominant la 1X in directie axiala; pe directie radiala, in spectru vor apare varfuri la 1X si la 2X daca este prezenta si dezalinierea paralela. Forma de unda repetitiva, cu unu – doua cicluri pe revolutie. Forma de unda prezinta un aspect ascutit. Dezalinierea paralela prezinta un varf predominant la 2X pe directie radiala. Forma de unda este sinusoidala cu unul sau doua (de obicei doua) cicluri pe revolutie.

A2 c e S / m m n i y t i c o l e V S M R

18

- 6.2.1. Uitlijningspro ble em P02950 -M2H Route Spectrum 26-mrt-93 13:32:52 O V E R A L L= 1 5 .3 1 V - D G RMS = 15.25 L O A D = 1 0 0 .0 RPM = 2997. (49.95 Hz) B = 2 x R P M U L: 9 9 . 9 0

B

15 12 9 6 3 0 0

300

600

900

1 2 00

1 5 00

Fr e q u e n c y i n H z 40 c e S / m m n i y t i c o l e V

R o u t e W a ve f o r m 26-mrt-93 13:32:52 RMS = 16.81 PK(+/-) = 30.67/26.80 CRE STF= 1.82

30 20 10 0 -1 0 -2 0 -3 0 0

60

120

180 Time in mSe cs

240

300

Freq: Ordr: Spec:

99.90 2.000 14.91

Label: Uitlijning

Dezalinierea se manifesta la de doua ori turatia de referinta (2X). Dezalinierea poate fi vizibila de asemenea combinata cu 1X sau chiar numai la 1X. Uneori dezalinierea va fi insotita de probleme de cuplaj ce pot fi vizualizate in spectru ca multiplii ai turatie de referinta [3X, 4X] (dezaliniere + cuplaj tensionat). Atat spectrul cat si forma de unda sunt mai concludente in viteze.

8


C.

Slabiri mecanice

Sunt doua tipuri de slabiri: structurale si de componenta. Slabirile structurale sunt slabiri ale structurii de fixare/pozitionare a sistemului dinamic: suruburi/prezoane de fixare slabite, fisuri in cordoanele de sudura, deteriorarea planului de asezare. Slabirile componentelor apar in general datorita uzurii (ex.: rotirea rulmentului in corpul de lagar). #00837

1.4

A2 - 7.2.1. Speling VKV -VKV VENTILATOR KOPPELING VERTIKAAL Route Spectrum 14-jun-94 10:23:54 OVERALL= 1.73 V-DG RMS = 1.74 LOAD = 100.0 RPM = 1491. (24.86 Hz)

1.2 Harmonics of running speed (1X, 2X, 3X,4X,5X,...)

1.0 c e S / m m n i y t i c o l e V S M R

0.8

0.6

0.4

0.2

0 0 Label: Speling

400

800 Frequency in Hz

1200

1600

Freq: Ordr: Spec:

24.86 1.000 .298

Slabirile apar ca 1X plus armonici. Multitudinea armonicilor sugereaza “cantitatea” slabirilor. Cu cat mai multe armonici sunt vizibile in spectru, cu atat mai severe sunt slabirile. Slabirile severe pot prezenta interarmonici (0,5 XRPM , 1XRPM, 1,5XRPM, 2XRPM, 2,5XRPM, 3XRPM,...). Forma de unda prezinta impact aleatorsi de obicei mare.

Slabirile severe ale componentelor interne sunt de multe ori insotite de frecari interne. Frecarile interne prezinta in spectru informatie subsincrona si interarmonici (0.5X, 1X, 1.5X,...) sau (1/3X, 2/3X, 1X, ...). Forma de unda este trunchiata si aplatizata pe o parte, fapt ce denota lipsa libertatii de miscare datorate frecarilor.

9


D.

Defect de rulment

Rulmentii prezinta moduri caracteristice de defectare corespunzator componentelor sale: Defect de colivie – FTF (Fundamental Train Frequency = Cage Frequency) Defect al elementelor de rostogolire – BSF (Ball Spin Frequency) Defect al inelului exterior – BPFO (Ball Pass Frequency Outer Race) Defect al inelului interior – BPFI (Ball Pass Frequency Inner Race)

Frecventele de defect de rulment reprezinta informatie nesincrona in spectrul de vibratii si vor prezenta intotdeauna armonici. La diagnosticarea defectelor de rulment este importanta recunoasterea tiparelor caracteristice. Simpla urmarire a trendului amplitudinilor nu este relevanta deoarece un defect de rulment sever poate sa nu depaseasca 2 mm/s in amplitudine si deci sa provoace cedarea utilajului sau, din contra, poate sa functioneze inca o buna bucata de timp cu o amplitudine peste limita de alarma. Decizia de a se interveni pentru inlocuirea rulmentilor unui utilaj dinamic nu trebuie sa se bazeze numai pe nivelul de vibratii, ci mai degraba, se poate evalua severitatea defectului tinand cont de recunoasterea tiparului, numarul armonicilor frecventei de defect, prezenta si amplitudinea benzilor laterale (raportat la armonicile frecventei defectului), impactul 10


(forma de unda – in acceleratii – G’s), viteza masinii (turatia de lucru – severitatea creste exponential cu turatia), evolutia in timp (prin compararea ultimelor spectre), tipul defectului (in ordinea rapiditatii evolutiei: BPFO, PBFI, BSF, FTF), lubrifiantul utilizat, istoricul utilajului, combinatii de defecte, conditiile de operare, marimea/tipul si implicit rigiditatea masinii, etc. Defectul de rulment poate fi identificat inca din stadii incipiente prin vizualizarea spectrului in acceleratii. Pe masura ce defectul evolueaza, frecventele devin vizibile si in viteze. Tiparele dupa care pot fi identificate defectele de rulment sunt: BPFO

Frecventa de defect si armonicile sunt mai vizibile in acceleratii. Informatia este nesincrona (de exemplu 3.2X + armonici). Evolutia defectului este mai lenta, ceea ce permite monitorizarea pe parcursul unei perioade mai mari de timp. In stadii avansate pot sa apara benzi laterale distantate la frecventa coliviei (~0.4X). BPFI

Frecventa de defect si armonicile sunt mai vizibile in acceleratii. Informatia este nesincrona, frecventa de defect calculata fiind cea mai mare, comparativ cu celelalte componente (de exemplu, daca pentru un anumit rulment frecventele de defect pot fi: 0.41X – FTF, 2.64X – BSF, 3.2 – BPFO si 4.76 – BPFI; NOTA: valorile sunt fictive, insa pentru fiecare rulment in parte pot fi calculate, functie de geometria acestuia si turatia de lucru). In spectru sunt prezente benzi laterale distantate la 1X. Pe masura de ce defectul evolueaza amplitudinea benzilor laterale creste in raport cu armonicile frecventei de defect. Forma de unda prezinta modulatii ale turatiei de referinta.

11


BSF

Frecventa de defect si armonicile sunt mai vizibile in acceleratii. Informatia este nesincrona si frecvent este mai evidenta 2XBSF + armonici. In spectru sunt prezente benzi laterale distantate la frecventa coliviei (~0.4X). FTF In acest caz, in spectru se observa frecventa coliviei (~0.4X) + armonici si o crestere considerabila a nivelului de zgomot pe toata lungimea de banda. Evolutia defectului este foarte rapida din momentul initierii (de ordinul orelor de cele mai multe ori), de aceea este greu de intalnit in spectrele de vibratii. E.

Probleme ale angrenajelor

GM F – Gear Mesh Frequency – frecventa de baza; nu este o frecventa de defect GMF = shaft RPM X #teeth = turatia arborelui X nr. de dinti EX.: un reductor de turatie cu Z1 = 24 dinti si Z2 = 64 dinti are turatia de intrare 1500 RPM. GMF = 25Hz X 24 dinti = 600Hz = 9.375Hz X 64 dinti In cazul unui reductor/multiplicator cu mai multe trepte intermediare vom avea un numar de GMF-uri egal cu numarul angrenarilor. 12


Cele mai intalnite probleme ale angrenajelor: •

• •

•

•

•

Dezaliniere: spectrul prezinta armonici ale GMF; de obicei 2XGMF are o amplitudine semnificanta. Slabiri: similar slabirilor mecanice: 3 – 5 armonici ale GMF. Uzura rotilor dintate: benzi laterale distantate fie la turatia de intrare, fie la cea de iesire, in functie de arborele ce contine roata dintata cu uzura pronuntata. Cand amplitudinea benzilor laterale depaseste 50% din amplitudinea GMF defectul este destul de sever iar cresterea amplitudinii benzilor laterale evidentiaza agravarea acestuia.

Influenta incarcarii asupra amplitudinii GMF: se cunosc doua efecte contrastante: pe masura ce incarcarea creste, GMF tinde sa creasca in amplitudine; cand incarcarea scade, GMF scade deasemenea pana cand, datorita incarcarii foarte reduse, angrenajul poate sa patineze. Aceasta patinare apare si datorita uzurii excesive a rotilor dintate. Rezonanta: datorita uzurii excesive sau a excentricitatii apar forte mari de angrenare care pot excita frecventele naturale si aparitia rezonantei. Dinte rupt/avariat: 1XGMF si impact mare o data pe revolutie in forma de unda (v. fig. de mai jos).

13


F.

Probleme ale transmisiilor prin curele

Problemele curelelor de transmisie pot genera vibratii la frecventa caracteristica turatiei curelei (1XBelt) + armonici (belt = curea). In general frecventa predominanta este 2XBelt, sau armonica egala cu numarul fuliilor din repspectivul sistem (de exemplu pentru un sistem cu 3 fulii –> 3XBelt). De obicei planul in care se manifesta vibratia este radial. Datorita faptului ca in relatia de calcul a frecventei curelei lungimea curelei se afla la numitor, 1XBelt va fi subsincrona si de cele mai multe ori si 2XBelt va fi deasemenea subsincrona. Severitatea poate fi evaluata dupa numarul si amplitudinea armonicilor prezente in spectru. Belt Freq = (3.142 X Turatia arborelui X Diametrul de divizare al fuliei)/Lungimea curelei

Alte probleme ale transmisiilor prin curele: Dezalinierea fuliilor : vibratii cu amplitudine mare in plan axial, la turatia arborelui; functie de masa si rigiditatea componentelor, se va manifesta ca predominanta fie turatia arborelui conducator, fie a celui condus.

Fulie excentrica/dezechilibru : vibratii cu amplitudine mare in plan radial la turatia arborelui.

14


Rezonanta: fie frecventa curelei excita frecventa de rezonanta ale altor sisteme, fie invers. Trebuie identificata frecventa de rezonanta a curelelor pentru a evita aceasta problema.

G.

Rezonanta

Rezonanta este definita ca excitarea unei frecvente naturale de catre o forta ce actioneaza periodic. Toate echipamentele contin frecvente naturale care variaza in diferite directii ale masinii. Rezonanta poate fi considerata ca fiind un amplificator de vibratii. Frecventa naturala a unui sistem este determinata de masa, rigiditatea si capacitatea sa de amortizare a vibratiilor. In cazul utilajelor dinamice, de cele mai multe ori forta perturbatoare este forta centrifuga dezvoltata la turatia de lucru. Daca frecventa naturala este apropiata de frecventa turatiei masinii, rezonanta va amplifica 1X pana la amplitudini periculoase. H.

Probleme de natura electrica

Problemele de natura electrica se refera la motoarele electrice folosite la antrenarea diferitelor utilaje dinamice. Exista metode dedicate diagnosticarii problemelor de natura electrica a motoarelor electrice mai eficiente decat analiza vibratiilor. Totusi sunt anumite defecte care pot fi identificate in urma analizei spectrale a vibratiilor mecanice, dar care necesita cunoastere/calculul frecventelor si a altor caracterisitici specifice acestui tip de echipamente. De ex.: Num arul de poli (P): (2 X Frecventa retelei electrice X 60)/Turatia motorului Frecventa retelei (F L ) este 50Hz in Europa si 60Hz in SUA. Slip Frequency (S L ) = diferenta dintre viteza (turatia) de sincronism si viteza reala a a motorului. SL = (2 X FL)/P – FR FR = Rotational Frequency in Hz (RPM/60) Stator Slot Pass (FSP ) = # of slots X RPM (# = numar) Rotor Bar Pass = # de bare rotorice X RPM •

Defecte rotorice: bare rotorice fisurate/ rupte

Frecventa predominanta este 1X cu benzi laterale distantate la produsul dintre numarul de poli si SL; trebuie verificata si prezenta a 2XFL; deasemenea in spectru poate fi prezenta si frecventa de trecere a barelor rotorice (Rotor Bar Pass) cu benzi laterale distantate atat la turatia de lucru cat si la 2XFL. •

Defecte statorice: se vor manifesta la 2XF L

Ca un caz particular, considerat mai degraba ca fiind legat de probleme de aliniere/pozitionare, este PICIORUL MOALE (Soft Foot), care se manifesta de asemenea la 2XFL, adica pentru Europa: 2X50 = 100Hz.

15


I.

Probleme hidraulice (ale pompelor centrifuge)

De obicei semnalul trecere pala (Vane/Blade Pass Frequency) este considerat a fi principala frecventa de defect in cazul pompelor centrifuge. Aceasta frecventa este mai degraba una operationala a carei amplitudine este influentata de operarea pompei in sau in afara punctului de maxima eficienta. Punctul de maxima eficienta se gaseste la intersectia caracteristicii interne a pompei (variatia debitului cu inaltimea de pompare) si caracteristica retelei. Deasemenea amplitudini mari ale acestei frecvente se pot atinge daca interstitiul dintre rotorul si statorul pompei este inegal (pe circumferinta). BPF = BLADE PAS S FREQUENCY

Se cunosc doua tipuri de semnal trecere pala, functie de tipul constructiv al pompei: Semnal trecere pala rotorica: # de pale rotorice X turatia arborelui Semnal trecere pala statorica: # de pale statorice X turatia arborelui (in cazul in care pompa are statorul paletat) • •

Ex.: daca o pompa centrifuga are rotorul prevazut cu 6 pale si functioneaza la o turatie de 3000 RPM (50Hz), frecventa de trecere pala va fi 6 X 50 = 300Hz (sau 6XRPM). Cavitatia apare cand presiunea fluidului vehiculat scade sub presiunea de vaporizare pentru temperatura fluidului respectiv.

Cavitatia este usor de recunoscut prin faptul ca se manifesta la frecvente inalte, aleatoare, suprapuse peste armonicile BPF, ca in figura de mai sus. Recircularile interne apar cand presiunea pe aspiratia pompei este mare cauzand absorbtia lichidului din zona de iesire a acestuia din rotor inapoi in aspiratie.

16


3. Mod de lucru (RECOMANDA T) Dupa prezentarea principalelor defectiuni ce pot fi identificate utilizand monitorizarea parametrilor vibratiilor mecanice si analiza spectrala, un mod de lucru poate fi cel prezentat mai jos. Pasul 1 : descarcarea datelor, rularea, vizualizarea si salvarea rapoartelor de masuratori. Urmarim utilajele care prezinta un nivel ridicat de vibratii in conformitate cu VDI 2056. Ne intereseaza amplitudinea pentru a verifica daca exista probleme de aliniere/cuplaj, dezechilibre, probleme hidraulice. [utilajele identificate se noteaza pentru analiza amanuntita] Pasul 2 : scanarea bazelor de date pe rutele din ziua curenta folosind optiunea de analiza automata vizualizand ultimele „n” spectre (la un interval de monitorizare de 2 – 4 saptamani, este suficient ca n = 5... 7); este recomandat ca scanarea sa se parcurga de doua ori: prima data avand ca unitatea de masura a amplitudinii viteza de vibratie, mm/s, respectiv acceleratia, G’s pentru a doua scanare. Astfel vom putea urmari evolutia defectiunilor aflate in atentie si deasemenea vom putea identifica noi defectiuni (atat din categoria celor mai vizibile in viteze cat si in acceleratii) prinsimpla comparare a spectrelor anterioare cu cel curent. ATENTIE LA TIPARELE CONFORM CARORA SE MANIFESTA DIFERITE DEFECTIUNI, MAI ALES DEFECTELE DE RULMENT. Rulmentii reprezinta piese de uzura in componenta utilajelor dinamice, iar prin identificarea defectelor din timp se pot evita numeroase neplaceri cauzate de cedarea in functionare a utilajelor. [utilajele identificate se noteaza pentru analiza amanuntita] Pasul 3 : utilajele identificate ca fiind cu probleme prin parcurgerea pasilor precedenti vor fi analizate individual urmarind trendul, spectrul curent si cele anterioare, forma de unda (curenta si anterioare) si considerand si conditiile de operare, incarcarea, experienta anterioara proprie sau a colegilor, etc. A se consulta cu incredere suportul de curs „I ntermediate Vibration” furnizat de Emerson Process Management, materialul transmis odata cu acest ghid „Signature Analysis”, site-ul www.vibrationschool.com , [care au servit ca material bibliografic pentru prezentul ghid] precum si alte materiale disponibile. Pasul 4 : intocmirea si transmiterea documentelor constatatoare conform procedurilor interne.

SUCCES! 17

Ghid analiza vibratii

Recommend Documents