Анализ и систематизация источников вибрации высоконапорных насосных агрегатов и некоторые пути снижения их виброактивности.

Рисунок 1 – Источники вибрации в составе ВНА: АД – асинхронный двигатель; М – соединительная муфта; ЗП – зубчатая передача; ЦКШМ – кривошипно-шатунный механизм; ПБ – поршневой блок; КР – клапанный распределитель; ТН – технологическая нагрузка; СУ – система управления

Причинами вибрации и шума при работе асинхронных электродвигателей (АД) являются:

1) вибрибозмущающие электромагнитные силы, вызываемые переменным магнитным полем;

2) динамическая неуравновешенность ротора;

3) вибрация и шум, обусловленные подшипниками качения;

4) аэродинамический шум в системе охлаждения двигателя.

Будем считать входным звеном для двигателя (как механизма условно) электромагнитное поле статора, вращающееся равномерно с угловой скоростью ω=ω_ср-1(ω_с=2πf_с=314 с^-1 - угловая частота питающей сети, р – число пар полюсов). Электромагнитные силы в воздушном зазоре между статором и ротором при переменной нагрузке имеют, как известно, характер вращающихся пульсирующих силовых волн. Они обусловливают внутреннюю и внешнюю виброактивность АД, так как переменное радиальное тяжение в зазоре передается от статора и ротора на корпус АД.

Динамическая неуравновешенность ротора возбуждает вызванные небалансом центробежные силы. Эти силы вращаются вместе с ротором и возбуждают передающиеся на корпус двигателя колебания подшипниковых опор вала ротора в плоскости, перпендикулярной оси вращения. Частота этих колебаний совпадает со скоростью вращения ротора. Если период изменения проекции центробежной силы совпадает с периодом свободных поперечных колебаний вращающегося ротора, то вызванные небалансом вибрации существенно возрастают. Таким образом, динамическая неуравновешенность ротора обуславливает в основном внешнюю виброактивность АД.

Динамические явления, возбуждающие вибрации и шум в подшипниках качения при вращении неуравновешенного ротора, формируются вследствие нелинейной зависимости между контактной деформацией (переменная жесткость) и несовершенства самих подшипников (разноразмерность тел качения, некруглость и др.), а также неточности изготовления и монтажа подшипниковых узлов электродвигателя. Следовательно, вибрация подшипников являются проявлением внутренней и внешней виброактивности АД, так как эти вибрации передаются через подшипниковые щиты на корпус АД и зависят от уровней неуравновешенности ротора и неравномерности скорости его вращения.

Основными причинами вибрации и шума АД являются механические и электромагнитные их источники, пути снижения их проявления рассмотрены в работах [3, 4].

Для снижения уровней внутренней и внешней виброактивности АД в составе ВНА можно рекомендовать следующие методы:

1) при проектировании АД выбирать конструктивные и режимные параметры, обеспечивающие максимальное ослабление неравномерности электромагнитных сил, возбуждающих вибрации вращающихся частей АД и его корпуса;

2) уменьшить допуск на динамическую неуравновешенность ротора и повысить точность его динамической балансировки;

3) повысить класс точности применяемых подшипников качения, качество их смазки, точность центрирования и качество сборки вала ротора и подшипниковых щитов путем оптимизации посадок и технологии изготовления;

4) установку АД на основание ВНА выполнять с использованием виброизоляторов.

Целесообразно также применять в состав ВНА взрывозащищенные асинхронные двигатели (ВАД), изготовляемые по технологии УкрНИИВЭ с медной литой обмоткой роторов. Разработанный новый сплав обладает высокой демпфирующей способностью, способствующей снижению вибрации и шума, а повышенная его удельная электрическая проводимость и механические свойства обеспечивают высокую энергетическую эффективность и надежность ВАД.

Источником вибрации и шума является соединительная муфта (СМ). Динамические явления в СМ, например в жесткой зубчатой муфте, обусловлены следующими силовыми факторами: высокочастотными крутильными колебаниями полумуфт, вследствие неравномерности передаваемого крутящего момента и пульсирующего с частотой вращения муфты кривошипного (изгибающего) момента. Последний является следствием несоостности вала АД и входного вала зубчатой передачи (ЗП) и ограниченного переменного числа зубьев, передающих крутящей момент. Кроме того, в зубчатых муфтах формируются центробежные силы, обусловленные динамической неуравновешенностью наружной обоймы. Этот фактор проявляется особенно сильно в зубчатых муфтах (ЗМ) без центрирования наружной обоймы (кривошипный момент достигает 20-25% от крутящего). Следовательно, ЗМ можно рассматривать как источник внутренней и внешней виброактивности, поскольку вибрации от переменного кривошипного момента воспринимаются опорами валов соединяемых объектов и передаются на их корпусы.

Снижения виброактивности СМ можно достигнуть выбором муфты рациональной конструкции с оптимальными упруго-диссипативными характеристиками.

Зубчатая эвольвентная передача обладает признаками внутренней и внешней виброактивности. Если под действием постоянного движущего момента Мд шестерня вращается равномерно, а на ведомое колесо действует постоянный момент сопротивления Мс, то колесо реальной передачи будет вращаться неравномерно, а на передаваемый крутящий момент наложатся динамические составляющие, обусловленные упругими колебаниями зубьев колес.

Причинами колебаний и динамических нагрузок в зацеплении являются, во-первых, кинематические возмущения, обусловленные погрешностями изготовления и монтажа зубчатых колес (непостоянство передаточного числа передачи), и во-вторых, силовые возмущения, связанные с периодическими изменениям жесткости передачи по фазе зацепления (однопарное – двухпарное зацепление).

Динамические явления в зацеплении зубьев колес возбуждают переменные окружные, радиальные и осевые нагрузки, которые воспринимаются валопроводом, опорами и корпусом, и характеризуют ЗП как источник внутренней и внешней виброактивности.

Рассмотренные динамические явления характеризуют «внутреннюю динамику» ЗП, поведение ЗП и всей системы ВНА при переменных Мд и Мс и учете динамических свойств АД и КШМ подлежит исследованию.

Возможные методы снижения виброактивности зубчатых передач рассмотрены в работе [5].

Снижение внутренней и внешней виброактивности ЗП в составе ВНА может быть достигнуто:

1) повышением степени точности изготовления зубчатых колес по критериям кинематической точности и плавности (U=const);

2) применением косозубой цилиндрической передачи с коэффициентом осевого перекрытия, равным целому числу.

Реализация этих рекомендаций позволит снизить вибрации ЗП, обусловленные как кинематическими возмущениями высокочастотного характера, так и параметрическими колебаниями жесткости по фазе зацепления.

Кривошипно-шатунный механизм (КШМ) в приводе поршневого насоса является, одной из разновидностей цикловых механизмов с нелинейной функцией положения ведомого звена (поршня). Он является источником полигармонической вибрации с признаками внутренней и внешней виброактивности. Нелинейность функций положения координат подвижных деталей механизма является причиной неравномерности их движения и формирования динамических сил и моментов, возбуждающих периодические вибрации (внутренняя виброактивность). Формирование центробежных сил инерции при вращении эксцентрикового вала и дополнительная динамическая нагрузка ими опор вала и корпуса ВНА определяет внешнюю виброактивность КШМ.

В работе [6] применительно к ВНА насосной станции СНТ 32 показано, что в приводе трехцилиндрового насоса с линейным расположением поршней центробежные силы уравновешены.

Внутреннюю виброактивность КШМ можно уменьшить путем снижения массы шатуна, крейцкопфа и поршневого комплекта. Некоторые способы снижения внутренней виброактивности КШМ, например, путем уравновешивания инерционных сил при неравномерном движении шатуна и ведомого звена рассмотрены в работах [1, 2]. Возможность и целесообразность их применения для снижения виброактивности КШМ в составе трехцилиндрового насоса подлежат обоснованию на основе исследований динамики ВНА, как системы электромеханического агрегата с нелинейной функцией положения координат ведомых звеньев.

Источником вибрации с признаками внутренней и внешней виброактивности является также поршневой блок (ПБ) и клапанный распределитель (КР) ВНА, взаимодействующий с напорной магистралью – технологической нагрузкой (ТН) и подпиточным насосом посредствам системы управления (СУ).

Причинами вибраций, возбуждаемых в гидромеханической подсистеме ВНР «ПБ-КР-ТН-СУ» являются механические и гидродинамические процессы:

- колебания клапанных пружин и удары клапанов при посадке на седло;

- пульсации давления в рабочих камерах насоса и в напорной магистрали с включенным пневмо-гидроаккумулятором;

- динамические процессы в СУ рабочими режимами ВНА.

Анализ видов виброактивности и возможных способов виброзащиты данной подсистемы требует использования специальных методических подходов и представляет самостоятельную задачу. При ее решении могут быть использованы материалы работ [3, 8, 9].

Установку ВНА с АД на основании модуля насосной станции целесообразно выполнить с применением средств виброизоляции.

Выводы и направления дальнейшего исследования:

Таким образом, выполненные систематизация и предварительный анализ источников виброактивности в составе высоконапорного насосного агрегата позволяют характеризировать его как сложную динамическую систему с источниками полигармонической вибрации различной физической природы. Для обоснования и выбора эффективных способов и средств снижения виброактивности ВНА и защиты от вибрации и шума окружающей среды и человека, необходимо выполнить системные исследования динамики рабочих процессов насосных станций и их вибрационных характеристик.