Förtydliganden i frågan om redovisning av gasförluster. En typisk teknik för att mäta (bestämma) mängden naturgas för att fördela obalansen mellan leverantörer och konsumenter på Ryska federationens territorium Engineering beräkningsmetod

ELEKTROMAGNETISKA FLÖDESOMvandlare PREM

1. Introduktion

Massobalans- skillnaden mellan de uppmätta värdena för massorna av tillförsel- och returledningar för värmeförsörjningssystemet.

Uppmärksamhet! 1. Brist på flöde genom någon mätkanal hänvisar till ett systemfel och har ingenting att göra med massobalans.
2. Impulsvikterna som anges i PREM-passen måste överensstämma med räknarens inställning!

I de fall det inte finns några flödesavläsningar på värmemängdskalkylatorn, dessa rekommendationer INTE TILLÄMPBAR.

När man analyserar orsakerna till massobalans måste följande villkor uppfyllas:

• 
  PREM måste ständigt fyllas med den uppmätta vätskan;
• 
  Det måste finnas en elektrisk kontakt mellan PREM och den uppmätta vätskan (utjämningsledare är anslutna).

Orsaker till uppkomsten av massobalans:

1. 
   Brott mot kraven för mekanisk och elektrisk installation.
2. 
   Värmeförsörjningssystemets egenskaper motsvarar inte de deklarerade.
3. 
   Kylvätskans sammansättning uppfyller inte kraven.
4. 
   Störningar från elektriska installationer.
5. 
   Funktioner hos algoritmer för att beräkna mängden värme.
6. 
   Luft i systemet.
7. 
   Lämnar omvandlarens metrologiska egenskaper.

1. 
   Systemet måste vara lufttätt - det ska inte förekomma dropp eller dropp.
2. 
   Avstängningsventilerna måste vara i gott skick.
3. 
   Systemet måste helt överensstämma med projektet och inte innehålla ytterligare (icke redovisade) sidofält.

I slutet av arbetet är det nödvändigt att upprätta en handling som listar orsakerna till massobalansen vid mätenheten och de åtgärder som vidtagits, samt lämna in timarkiv och kalkylatorinställningar.

2 Sökning och eliminering av orsakerna till massobalans

2.1 Kontroll av överensstämmelse med installationskrav

• 
  PREM måste vara helt fylld med vatten.
• 
  Möjligheten att sända kanalen måste uteslutas.
• 
  PREM på horisontella rör ska installeras med elektronikenheten uppåt.
• 
  Det ska inte finnas några flödespulseringar och virvlar i mätsektionen. Raka sektioner måste vara fria från element som skulle störa vätskeflödet.

2.1.1 Brott mot mekanisk installation

2.1.2 Brott mot elinstallation

2.2 Systemegenskaper överensstämmer inte med de deklarerade

2.3 Kylvätskans sammansättning uppfyller inte kraven

2.4 Störningar från elektriska installationer

Signalledningar och kraftledningar bör inte vara i en flätad sköld.

Den skärmade kabeln får endast jordas på ena sidan (datorsidan).

Strömförsörjningens inflytande.

Uppmärksamhet! Varje PREM måste ha sin egen strömförsörjning!
Det är förbjudet att ansluta flera PREM till en strömförsörjningsenhet!

2.5 Funktioner hos algoritmerna för att beräkna mängden värme

2.6 Lämna de metrologiska egenskaperna hos PREM

3.2. Defekter i utrustningsnivå "mekanism"

En obalans i rotormassorna hos en rotor är en av de vanligaste defekterna i roterande utrustning, vilket vanligtvis leder till en kraftig ökning av utrustningens vibrationer. Av denna anledning bör stor uppmärksamhet ägnas åt frågorna om diagnos och metoder för att eliminera obalanser.

Innan man börjar överväga denna fråga är det nödvändigt att göra en liten metodologisk avvikelse. Faktumet av närvaron av en obalans i rotormassorna, när den tenderar att rotera inte kring sin geometriska axel, utan kring axeln för masscentrum, som i detta fall inte sammanfaller, definieras i litteraturen av olika termer . Detta är en "obalans" och "obalans" och "obalans". Om du noggrant läser litteraturen kan du hitta flera liknande termer. I texten till vårt arbete kommer vi att använda det ryska ordet "obalans", som är bekant för oss, och om du av någon anledning inte gillar det, ber vi dig uppriktigt om ursäkt.

Problemet med att korrekt diagnostisera förekomsten av obalanser i driftutrustning är en viktig aspekt i arbetet med varje vibrationsdiagnostisk tjänst. Vibrationsdiagnostik är det mest effektiva sättet att snabbt eliminera obalanser i utrustningen. De utgör grunden för ett helt avsnitt av vibrationsarbete, så kallat vibrationsjustering av utrustning.

Nedan kommer vi att överväga de vanligaste problemen med att diagnostisera obalanser i de vanligaste praktiska manifestationerna. En tydlig kunskap om dessa standardyttringar av obalans kommer att tillåta den uppmärksamma läsaren att utveckla mer specifika regler för att känna igen obalanser. Dessa adaptiva regler, förfinade av dig, kommer att ta hänsyn till de specifika obalanser som är specifika för "din" utrustning.

3.2.1.1. Allmänna problem vid diagnostisering av obalanser

Karaktären av obalansen i utrustningen kan vara olika, det är en konsekvens av många design- och driftfunktioner hos olika enheter. I allmänhet, efter viss systematisering och generalisering, kan alla dessa olika orsaker till uppkomsten av obalanser naturligtvis villkorligt kombineras i grupper. Detta:

• Ett tillverkningsfel hos en roterande rotor eller dess element som uppstod i anläggningen, vid en reparationsanläggning, missade till följd av otillräcklig kvalitetskontroll hos utrustningstillverkaren, resultatet av stötar under transport, dåliga lagringsförhållanden.
• Felaktig montering av utrustning under den första installationen eller efter reparationer, fastsättning av element av dålig kvalitet.
• Resultatet av processerna med ojämnt slitage och förstörelse av strukturen hos en roterande rotor, dess åldrande, uppkomsten av olika kvarvarande deformationer efter onormala förhållanden, särskilt dynamiska stötar.
• Resultatet av periodiska effekter av verkliga tekniska processer och särdragen i driften av denna utrustning, vilket leder till ojämn uppvärmning och krökning av rotorerna.

Oavsett orsakerna till förekomsten, enligt deras yttre egenskaper, manifestationens specificitet i den allmänna bilden av vibrationer, kan alla obalanser villkorligt delas in i två typer - statisk obalans och dynamisk obalans. Funktionerna för manifestationen av dessa huvudtyper av obalanser i vibrationssignaler och de spektra som erhålls på grundval av dem, egenskaperna hos deras diagnostik, kommer att behandlas i detta kapitel nedan, i separata underavsnitt.

De viktigaste, oftast påträffade och bekanta för alla, tecknen på förekomsten av obalanser i roterande rotorer i vibrationssignaler är följande:

• Den temporala vibrationssignalen är ganska enkel, med en ganska liten mängd högfrekventa övertoner. Vibrationssignalen domineras av vibration med en period som motsvarar axelns rotationshastighet - rotorns rotationsfrekvens.
• Amplituden för alla övertoner av "mekanisk natur" (vanligtvis är dessa övertoner från den första till den tionde) i spektrumet är mycket mindre, inte mindre än 3 - 5 gånger, amplituden för övertonen av rotorns omsättningsfrekvens. Om en jämförelse görs i termer av effekt, bör minst 70 % av effekten av vibrationssignalen koncentreras till den omvända övertonen.

Dessa tecken på obalans uppstår i alla vibrationssignaler som registreras på axiallagret. De är mest uttalade i vertikal riktning och i tvärriktningen.

Den enkla och begripliga diagnosregeln att "obalansen går i en cirkel" är nästan alltid helt sann. Förhållandet mellan amplituden för den första övertonen i vertikal riktning och en liknande överton i vibrationssignalen i den tvärgående riktningen är i området omkring 0,7 ¸ 1,2 och går sällan utanför dess gränser.

Vanligtvis är den första övertonen i vertikal riktning lika, och oftare något mindre än den första övertonen av vibration i tvärriktningen. Det enda undantaget är maskiner med specifika designegenskaper. Ett exempel är turbingeneratorer som alltid har en högre vertikal vibrationskomponent. Anledningen är den ojämna radiella styvheten hos rotorn, där lindningens längsgående slitsar är koncentrerade nära polerna. Det bör förstås att den ojämna radiella styvheten hos rotorerna är mest uttalad i den andra övertonen, vilket inte är så viktigt vid diagnostisering av obalanser.

Avvikelser från denna regel uppstår även vid ökade sidospel i stödlagren, vilket leder till ökad rotorrörlighet i sidled. Detta är också möjligt när det är mycket stora skillnader i flytvärden för lagerställen i vertikal och lateral riktning.

Vibrationsnivån i axiell riktning, med obalans, är oftast mindre än vibrationsnivån i radiell riktning. Denna regel iakttas inte när stöden är mycket flexibla i axiell riktning och (eller) när obalans uppstår när, av någon anledning, axeln är böjd. Med en sådan obalans i vibrationen i den axiella riktningen kanske den första övertonen inte är dominerande, signifikanta övertoner av andra frekvenser, till exempel den andra, tredje, kan finnas i signalen.

Vanligtvis uppträder vibrationsmönstret av obalans samtidigt på två lager i den kontrollerade mekanismen. Endast på ett av lagren diagnostiseras obalans ganska sällan, och endast i de fall då den är helt koncentrerad direkt i lagerområdet.

Om det vid mätning av vibrationer är möjligt att ändra rotorns arbetshastighet, är det vanligtvis tydligt att, oftast med en ökning av rotationsfrekvensen, ökar vibrationerna från obalans intensivt. Trots den skenbara enkelheten i detta uttalande, tvingas vi med beklagande notera att att utföra vibrationsmätningar med en variabel hastighet leder till en komplikation av obalansdiagnostiken. Problemet förvärras av utseendet på grafen av vibrationsberoendet av rotationshastigheten för toppar som motsvarar de "kritiska rotorfrekvenserna". Få diagnostiker förstår korrekt innebörden av termerna "första kritiska frekvensen", "andra kritiska frekvensen" etc. Dessa frågor hänför sig till området för modal analys, är ganska komplexa och, viktigast av allt, är viktiga endast för mycket stora rotorer. För en detaljerad övervägande av denna fråga har vi helt enkelt inte tillräckligt med utrymme; alla som är intresserade av denna fråga bör hänvisa till andra källor.

I avsaknad av andra defekter i tillståndet, vid en konstant rotorhastighet, beror vibrationer från dess obalans ganska ofta på enhetens driftläge och är förknippad med dess belastning. Med andra ord, beroende på driftsättet för olika utrustningar, kommer massobalansen att visa sig, i vibrationsmätningar, i varierande grad.

I varje typ av utrustning kommer denna effekt att visa sig av olika anledningar:

• I elektriska maskiner (elektriska motorer) leder en ökning av belastningen till en ökning av de elektromagnetiska krafterna för ömsesidig attraktion av rotorn och statorn, vilket leder till en minskning av vibrationstecken på obalans.
• I centrifugalpumpar och fläktar leder en ökning av prestanda också till stabilisering av pumprotorns (fläkthjul) position i förhållande till de fasta elementen i flödesvägen. Det bör noteras att den motsatta effekten också är möjlig här - i närvaro av geometrisk asymmetri, eller defekter i flödesvägen, med en ökning av produktiviteten hos pumputrustning och fläktar, kommer tecknen på obalans att öka.

Vibrationer från obalans är i många fall farligt, inte bara på grund av dess amplitud, det är en spännande faktor som leder till "manifestation" av tecken på andra defekter i utrustningens tillstånd. Principen om "ömsesidig multiplikation" av påverkan av flera defekter fungerar här. Om det inte finns någon exciterande kraft, vilket oftast är effekten av obalansen i rotormassorna, uppträder inte andra defekter, främst i enhetens stödsystem.

Vid första anblicken är funktionerna i manifestationen av obalans i utrustningen och graden av dess påverkan på enheternas tillstånd mycket enkla. Övning bekräftar dock upprepade gånger komplexiteten och mångsidigheten i manifestationen av obalanser i utrustning. Det påminner lite om det välkända ordspråket för praktiska läkare - kirurger. "Vilken av alla operationer är den enklaste - blindtarmsinflammation. Vilken operation är svårast - även blindtarmsinflammation." Allt detta kan sägas lika om obalans. Det verkar för oss att alla som är seriöst involverade i att diagnostisera och eliminera obalanser skulle hålla med om detta påstående.

Låt oss förklara detta med ett praktiskt exempel.

Mot en gynnsam bakgrund av en väl fungerande enhet stiger plötsligt vibrationerna markant. Verksamheten bjuder in två vibrationsspecialister (detta är vårt teoretiska alternativ). Diagnostik av tillståndet som utförs av båda specialisterna baserat på spektra av vibrationssignaler indikerar otvetydigt närvaron av ett helt "gäng" av defekter i enheten. Vidare finns det två möjliga scenarier för utvecklingen av händelser.

En specialist drar en kategorisk slutsats om lagrens dåliga skick, otillfredsställande inriktning, förekomsten av defekter i fundamentet etc. I denna formidabla diagnos talar man i förbigående om obalansen i rotormassorna, som en defekt som uppstår, men inte den farligaste. Huvudslutsatsen är mycket kategorisk - det finns flera allvarliga och utvecklade defekter i enheten. Enheten måste stängas av och repareras. Det är definitivt nödvändigt att glömma möjligheten att "hålla ut" till den planerade reparationen.

Den andra diagnostikern gör en djupare, kompetent analys av enhetens tillstånd. Till exempel tror han att den första roterande övertonen i spektrumet av en vibrationssignal är en konsekvens av närvaron av obalans, och oljeövertonen som följer med det ökade spelet i lagret uppstår endast på grund av den spännande effekten av kraften från obalansen . Den resulterande vibrationen hos ett glidlager bestäms av flera parametrar - ett ökat lagerspel, felinriktning och en liten obalans som exciterar dessa vibrationer. Problemen med tillståndet för anpassning av mekanismer, stiftelsens tillstånd analyseras på ett liknande sätt.

Följaktligen orsakas dessa vibrationer i enheten, både lager och fundament, av en orsak - obalansen i rotormassorna, även om obalansen vid första anblicken inte är huvuddefekten. Diagnostikern bestämmer sig för att utföra balansering i sina egna lager. Som ett resultat av att obalansen elimineras försvinner kraften som exciterar oljekilens oscillationer och vibrationen sjunker oftast kraftigt till sitt normala värde. Defekter i lager och fundament förblir som de var, men de uppträder inte längre i vibrationer, det finns ingen spännande kraft. Vibrationen av enheten är normal, fullständig framgång i vibrationsjusteringen av enheten!

Den djupgående kunskapen om de fysiska processerna i utrustningen av en erfaren diagnostiker, även om den är intuitiv i vissa fall, ger positiva resultat, av vilka följande kan urskiljas:

• Driften har till sitt förfogande en utvändigt säker enhet som arbetar inom det tillåtna vibrationsnivåområdet. Denna enhet, under vissa förhållanden, kan "lugnt" modifiera till en planerad reparation, när det är möjligt att eliminera eventuella defekter.
• En specialist som väl förstår orsakerna till vibrationer i en viss utrustning kommer att avsevärt öka hans betyg.
• En mindre erfaren diagnostiker, som utåt gjorde allt korrekt, förlorar sitt betyg, enhetens tillstånd har förbättrats utan att eliminera de defekter han identifierade, vilket betyder att de inte existerade. Faktum är att de flesta av de defekter han identifierade inte försvann, de slutade helt enkelt att diagnostiseras av vibrationssignalernas spektra, men detta är inte längre av intresse för någon.

Detta exempel, ganska vägledande och standard, ges för att demonstrera en liten del av de problem av olika slag som uppstår vid diagnos och eliminering av obalanser i utrustning av olika slag.

Man kan också hänvisa till ett djupare uttalande av den välkände experten på balanserande rotorer, författaren till den populära boken A. S. Goldin - "om det finns en obalans - balans, om det inte finns någon obalans - balans också". Han implementerade alltid detta viktiga postulat på ett briljant sätt i praktiken.

Om du generaliserar denna information kan du komma till rätt förståelse av arbetet med att "lugna ner utrustningen", vilket i många fall är mer effektivt än arbete med "eliminering av utrustningsdefekter". I det här numret är inte allt enkelt och entydigt, så vi kommer inte att fördjupa oss i det och lämna övervägandet av subtiliteterna till läsaren.

3.2.1.2. Statisk obalans

Detta är den enklaste, men också den vanligaste typen av obalans i roterande rotorer. Dess diagnos orsakar inte stora problem, det är ganska lätt att diagnostisera. Med ett betydande värde av statisk obalans kan den till och med fastställas med utrustningen ur drift, utan användning av vibrationsövervakningsanordningar. En stationär rotor med stark statisk obalans strävar alltid efter att etablera sig i ett sådant läge när den tyngsta punkten är i botten. För att minska effekten av friktionen i lagren kan rotorn bringas till långsam rotation för hand, sedan kan den ställas in mer exakt med en tung spets nedåt. Diagnostik av obalans på detta sätt är möjlig tills situationen då det statiska momentet från obalans är större än det totala momentet från friktion i lagren och rotortätningarna.

Vanligtvis är en sådan enkel procedur för att hitta platsen för obalans inte tillräckligt för att balansera rotorer som roterar med en betydande hastighet. En vanlig praktisk situation är att rotorn i avstängt tillstånd kan stanna i vilket läge som helst, det finns ingen yttre obalans och under drift ökar vibrationen. Proceduren för en mer exakt och slutlig diagnos av förekomsten av obalans, och efterföljande balansering, måste alltid utföras vid rotorns arbetshastighet, med hjälp av moderna vibrationsmätinstrument - vibrationsspektrumanalysatorer för att diagnostisera obalansen.

För att illustrera egenskaperna hos manifestationen och diagnosen av obalans med hjälp av vibrationssignaler, i figur 3.2.1.1. vibrationssignalen registrerad på mekanismens stödlager i dimensionen vibrationshastighet och dess beräknade spektrum visas.

Enligt 3.2.1.1.a är formen på vibrationssignalen mycket nära den klassiska sinusformade signalen, vars frekvens är lika med rotorns varvfrekvens, den första övertonen av varvtalsfrekvensen.

Visat i fig. 3.2.1.1.b. bilden av vibrationsfördelningen (kraften) av de grundläggande övertonerna, som motsvarar den statiska obalansen, är utåt sett enkel och förståelig. Spektrum domineras tydligt av den harmoniska toppen av rotorns varvtal. Spektrumet innehåller (kan finnas) även den andra och tredje övertonen av rotorhastigheten. Alla dessa extra övertoner, i amplitud, är mycket mindre än omsättningsövertonen, vanligtvis med en faktor tio.

I signalen och i spektrumet som visas i figur 3.2.1.1., För generalitet och villkorlig komplikation av den diagnostiska bilden, visas också flera "mindre" övertoner. De visas i den lågfrekventa delen av spektrumet, och det visas också en viss uppsättning övertoner, i form av en "ökning i frekvensbandet", eller "puckel" i spektrumet. Samma "puckel" kan finnas i högfrekvensområdet av spektrumet, vid frekvenser som överstiger 1000 hertz. Du bör inte ägna särskild uppmärksamhet åt dem, dessa är övertoner av den andra nivån av diagnostik, indirekt orsakade av obalans eller friktion i tätningarna.

Vi har redan sagt ovan att en sådan bild av fördelningen av övertoner i vibrationsspektrumet vanligtvis sker i två riktningar (vibrationsmätningar), vertikalt och tvärgående. Dessutom är amplituderna för de första övertonerna i dessa två spektra, vid varje bäring, vanligtvis ungefär lika stora. Skillnaden i amplituderna för roterande övertoner över lager kan vara stor, upp till flera gånger.

Med en statisk obalans av rotormassorna, i axiell riktning, uppstår ofta en lägre total vibrationsnivå (RMS). Låt oss förklara orsakerna till att själva vibrationen uppstår i axiell riktning, eftersom några metodologiska rekommendationer för vibrationsdiagnostik innehåller information om att det inte finns någon axiell vibration vid obalans. Detta händer förstås, men sällan nog. I de flesta praktiska fall, i närvaro av obalans, är den axiella vibrationskomponenten närvarande, och ofta ökar den också.

Vibration, i sin ursprungliga tolkning, är projektionen av precessionsbanan för den rumsliga vibrationsvektorn för den kontrollerade punkten (lagret) på riktningen för vibrationssensorns installationsaxel. Lagerprecessionskurvan (banan för slutet av den rumsliga vibrationsvektorn för den kontrollerade punkten), på grund av obalanskraften, bör teoretiskt passera i ett plan vinkelrätt mot rotoraxeln.

I praktiken är bilden av den kontrollerade punktprecessionen mer komplicerad. Att röra sig i ett plan vinkelrätt mot rotationsaxeln leder alltid till rörelser av den kontrollerade punkten i axiell riktning. Detta uppstår på grund av särdragen hos lagerfästningen inuti stödet, ojämn styvhet hos stöden längs olika axlar, lagervibrationer runt en horisontell axel, vinkelrätt mot rotorns rotationsaxel, etc.

Med en obalans i massorna av en roterande rotor är axiell vibration nästan alltid närvarande, men den har vissa egenheter. Nivåmässigt är den alltid mindre än de radiella komponenterna. I spektrumet av axiella vibrationer, betydande, tillsammans med den första övertonen av den roterande frekvensen, kan dess andra och tredje överton förekomma. Ju större förskjutningen av lagerstödet är, desto högre är den relativa amplituden för de högre övertonerna, särskilt den andra, i spektrumet av axiella vibrationer.

Att eliminera massobalansen hos en roterande rotor kan inte utföras utan att registrera vinkelfasen för "positionen för den tunga punkten på rotorn" i förhållande till rotorns koordinater - zonen med ökad rotormassa. För att styra denna parameter synkroniseras vibrationssignaler under registreringen med ett märke, vanligtvis limmat på enhetens axel, och en specialiserad fasmarkör. För synkrona maskiner med en stabil synkron rotationsfrekvens, som ett synkroniseringsmärke, kan du ta vilken parameter som helst av sinusformen i försörjningsnätverket, eftersom denna parameter skiljer sig från rotorns fasposition endast med värdet på belastningsvinkeln för synkron elektrisk maskin. Vid tomgång på enheten är denna parameter praktiskt taget noll.

Var och en av de tre grundläggande övertonerna i vibrationssignalen, som är viktiga för obalansdiagnostik, har sin egen vinkelfas (initial) fas. Den faktiska positionen för obalanspunkten bestäms av den initiala fasen av den första övertonen av vibrationssignalen, medan faserna för högre övertoner vanligtvis beror på designegenskaperna hos rotorn på den diagnostiserade utrustningen och vanligtvis bara komplicerar sökningen efter obalanspunkt.

För värdet av den initiala fasen av den första övertonen av vibrationssignalen, vid diagnos av en statisk obalans, kan följande diagnostiska tecken indikeras.

• Fasen för den första övertonen måste vara tillräckligt stabil, stationär, d.v.s. inte förändras över tiden.
• Fasen för den första övertonen i vertikal riktning bör skilja sig från fasen för den första övertonen i tvärriktningen med cirka 90 grader. Allt detta förklaras helt enkelt - rotorns tunga spets, när den roterar, kommer successivt att röra sig från en mätaxel, till en annan, från vertikal till tvärgående och igen till den vertikala axeln.
• Faserna för de första övertonerna av samma vibrationsprojektioner på två olika lager i den diagnostiserade rotorn bör skilja sig lite från varandra. Med en rent statisk obalans bör det inte finnas någon fasförskjutning alls. När den överlagras på den statiska obalansen av den dynamiska obalansen, börjar fasförskjutningen längs lagren att växa. Med en fasförskjutning på 90 grader är bidraget från statiska och dynamiska obalanser till den totala vibrationen ungefär detsamma. Med en ytterligare ökning av den dynamiska komponenten i obalansen ökar fasförskjutningen av de första övertonerna på de två lagren, och vid 180 grader har den totala obalansen en rent dynamisk grundorsak.

Dessutom, med hänvisning till diagnosen statisk obalans, kan det noteras att om det under forskningsprocessen är möjligt att mäta vibrationer vid olika rotorhastigheter, kommer detta att öka den diagnostiska noggrannheten. Amplituden för den första övertonen i vibrationsspektrumet, på grund av den statiska obalansen, kommer att förändras med hastigheten och kommer att öka ungefär i proportion till kvadraten på rotorhastigheten.

Den avslöjade rent statiska obalansen hos rotormassorna kan helt enkelt korrigeras av vibrationsdiagnostiktjänsterna genom att installera en eller flera balansvikter i zonen diametralt motsatt den tunga punkten i ett eller flera korrigeringsplan. Ett liknande resultat uppnås genom proceduren för "borttagning av överflödig metall", men bara på den tunga sidan av rotorn.

3.2.1.3. Dynamisk obalans

Anledningen till uppkomsten av termen "dynamisk obalans" är ganska enkel. Av själva namnet följer otvetydigt att det endast visas när rotorn roterar, det vill säga endast i dynamiska lägen. I statiska lägen, med en stationär rötor, diagnostiseras inte dynamisk obalans på något sätt, detta är dess huvudsakliga skillnad från statisk obalans.

Orsaken till dynamisk obalans kan förklaras med ett ganska enkelt exempel. Rotorn måste mentalt "sågas" som en stock i flera skivor. De resulterande skivorna kommer att placeras på en gemensam axel, men var och en av dem kan ha olika egenskaper.

Det finns tre praktiska alternativ:

• Det ideala fallet är när alla resulterande skivor inte har en statisk obalans, då kommer rotorn som monterats från dessa skivor inte heller att ha obalans.
• De individuella rotorskivorna hade statiska obalanser. Rotorn var sammansatt av skivor på ett sådant sätt att den också totalt har en obalans. Frågan om den är statisk eller dynamisk är ännu inte övervägd.
• Det ideala fallet är när enskilda skivor med statisk obalans kombineras till en enda helhet så att den monterade rotorn inte har någon obalans. De statiska obalanserna på de enskilda skivorna togs bort helt.

Dessa tre praktiska fall av tillverkning av en kompositrotor, till exempel ett flerstegspumphjul, tillåter oss att överväga alla huvudtyper av obalanser som uppstår i praktiken. Med tanke på dessa tre fall kan man hävda att i det tredje, svåraste fallet, har rotorn en dynamisk obalans och i det andra fallet statisk och dynamisk obalans samtidigt.

I fig. 3.2.1.2. det finns två schematiska ritningar som visar kompositrotorer sammansatta av skivor, som var och en har en statisk obalans och är av samma storlek.

I diagrammet 3.2.1.2.a. visar en rotor sammansatt av obalanserade skivor. Pumprotorn är monterad på ett sådant sätt att den totala obalansen för hela rotorn är lika med summan av skivornas obalanser, dvs alla obalanser är i samma vinkelzon av rotorn. Detta är ett praktiskt exempel på att få statisk obalans.

I diagram 3.2.1.2.b. Även visad är en rötor sammansatt av 4 obalanserade skivor. Men i det här fallet monterades pumprotorn på ett sådant sätt att den totala obalansen för hela rotorn är noll, eftersom två skivor å ena sidan är monterade med obalanser i en riktning. På de andra två skivorna, på andra sidan av pumprotorn, är obalansen riktad i motsatt riktning, dvs vriden 180 grader.

I det statiska läget kommer obalansen hos en sådan kompositrotor att vara lika med noll, eftersom de befintliga obalanserna hos pumphjulen kompenserades ömsesidigt. En helt annan bild av de centrifugalkrafter som uppstår på rotorn och överförs till axiallagren kommer att ske när rotorn drivs i rotation. De två krafterna som visas i den nedre figuren kommer att skapa ett dynamiskt moment som skapar två krafter som verkar i motfas på de två axellagren. Ju snabbare rotorn roterar, desto starkare blir det dynamiska vridmomentet som verkar på lagren.

Detta är dynamisk obalans.

Även om vi inte gav en sådan definition av statisk obalans i föregående avsnitt, men det kan låta så här: "Statisk obalans är koncentrerad i en hörnzon av rotorn, och är lokaliserad längs rotorns längdaxel vid en punkt vid ett avstånd från stödlagren."

I detta fall, för dynamisk obalans, kan följande definition användas: "Dynamisk obalans är fördelad längs rotorns längdaxel, och vid olika punkter längs rotorns axel är vinkellokaliseringen av obalansen annorlunda."

I praktiken finns det aldrig bara en rent statisk obalans eller en ren dynamik - det finns alltid deras summa, där det finns ett bidrag från varje sorts obalans. Detta ledde till och med till utseendet i litteraturen och i praktiken av vissa diagnostiker av termen "sned kraftpar", vilket återspeglar manifestationen av summan av obalanser av två typer.

Genom fasförskjutningen av de första övertonerna av arbetsfrekvensen på två stödlager i en rötor (i synkroniserade eller synkrona spektra), är det möjligt att uppskatta bidraget från varje typ av obalans till den övergripande bilden av vibrationer.

Med en fasförskjutning av de första övertonerna på cirka 0 grader har vi att göra med en rent statisk obalans, vid 180 grader - med en rent dynamisk obalans. Vid 90 graders fasförskjutning av de första övertonerna är bidraget från båda typerna av obalans ungefär detsamma. Vid mellanliggande värden för skjuvvinkeln, för att uppskatta bidraget från en eller annan obalans, är det nödvändigt att interpolera. Vi har redan nämnt denna funktion när vi beskriver statisk obalans, här har vi tagit den i en lite annan form.

Avslutningsvis på samtalet om dynamisk obalans bör det sägas att amplituden för den första övertonen i vibrationsspektret, med en förändring i rotationsfrekvensen, förändras proportionellt mer än en kvadrat av förändringshastigheten i rotorhastigheten. Detta beror på att varje kraft från en lokal obalans är proportionell mot kvadraten på hastigheten (rotationshastigheten). Med dynamisk obalans överlagras två faktorer på detta.

För det första genererar dynamisk obalans vibrationer som är proportionella mot skillnaden i krafter. Men om du kvadrerar kraftskillnaden som en enda kraft får du ett resultat. Om du kvadrerar varje kraft för sig, och sedan subtraherar kvadraterna, så får du i slutändan en helt annan figur än i det första fallet, mycket större.

För det andra verkar krafter från dynamisk obalans på rotorn och börjar böja den. När accelerationen fortskrider ändrar rotorn sin form så att masscentrum för denna del av rotorn skiftar mot den redan existerande obalansen. Som ett resultat börjar det verkliga värdet av obalansen att öka ännu mer, vilket ytterligare ökar rotorböjningen och vibrationen i stödlagren.

Axiella vibrationer med dynamisk obalans har vanligtvis en något högre amplitud än vid rent statisk obalans. Detta beror främst på den mer komplexa avböjningen av rotorn och den större rörligheten hos lagerstöden i axiell riktning.

3.2.1.4. Icke-stationär obalans

Många problem i vibrationsdiagnostik av roterande utrustningsdefekter skapar en icke-stationär obalans, som ibland kan växa långsamt, och ibland dyka upp oväntat, och även plötsligt försvinna. Dessutom, vid första anblicken, finns det inga mönster i denna process. Av denna anledning kallas denna typ av obalans ibland "vandrande".

Naturligtvis, i det här fallet, som vanligt, är det klassiska påpekandet sant att "mirakel händer inte i världen, det finns en brist på information." Det finns alltid en specifik orsak till uppkomsten av en icke-stationär obalans, och diagnostikerns uppgift är behovet av att korrekt bestämma det.

Det är ganska svårt, och till och med omöjligt, att ge några allmänna rekommendationer för att diagnostisera en sådan orsak till ökad vibration i utrustning. Orsakerna till icke-stationär obalans identifieras vanligtvis endast som ett resultat av ganska grundlig, ofta långvarig, forskning.

Nedan kommer vi helt enkelt att överväga funktionerna i diagnostik av en icke-stationär obalans med de enklaste praktiska exemplen som relaterar till de vanligaste orsakerna som leder till uppkomsten av en sådan defekt. I praktiken finns det mer komplexa och förvirrande fall, men detta händer mycket mer sällan.

Termisk obalans

Detta är den vanligaste typen av obalans som förändras under arbetets gång och begreppet "vandrande obalans" passar bra.

Till exempel, i rotorn på en stor elektrisk maskin, av någon anledning, är en av de genomgående kanalerna igensatt genom vilken kylluft eller gas strömmar i axiell riktning. Eller, i en asynkron elmotor, skadas en eller flera stavar i en kortsluten cell i närheten. Båda dessa orsaker leder till samma defekt. Låt oss beskriva funktionerna i manifestationen av en sådan defekt mer detaljerat.

I vårt praktiska exempel var rotorn på en elektrisk maskin, före montering, balanserad på en balanseringsmaskin och har de nödvändigaa. Efter att ha slagit på pumpenheten i drift under de första cirka 15 ÷ 20 minuterna är motorns vibration normal, men sedan börjar den växa och efter cirka två timmar når den sitt maximum, varefter den inte ökar mer . Diagnostik baserad på vibrationssignalspektrat ger en bild av den klassiska obalansen. Enheten stoppas för vibrationsjustering.

Nästa dag börjar specialisterna på diagnostiktjänsten balanseringsarbetet på pumpenheten, naturligtvis i viloläge. Efter avslutat balanseringsarbete ger vibrationsmätning i viloläge en bra bild - allt är normalt. När den startas i driftläge, upprepas mönstret med en långsam ökning av vibrationerna utan ändringar i samma sekvens.

I detta enkla, nästan läroboksfall förklaras allt väldigt enkelt. I samband med kränkningen av enhetligheten av rotorns blåsning genom de inre kanalerna värms den upp ojämnt och efter ett tag, bestämt av tidskonstanten för termisk uppvärmning, böjer den sig. På samma sätt händer allt vid defekter i den kortslutna buren i en asynkron elektrisk motor - rotorområdet, där de defekta stängerna är belägna, visar sig vara mindre upphettade, rotorn böjer sig också och bär vibrationer på grund av utseendet på termisk obalans börjar öka.

För att diagnostisera denna anledning bör du spåra förändringen i vibrationer under uppstart och uppvärmning. Med hjälp av fjärrpyrometrar kan rotortemperaturen övervakas. Med storleken på vibrationsfasen är det möjligt att klargöra området för lokal termisk överhettning av rotorn.

Det är tydligt att en sådan rötor inte kan balanseras för normal drift i alla utrustningslägen. Det kan balanseras för ett processläge, men detta måste göras vid en given belastning. Sant, i det här fallet kommer rotorn att ha ökade vibrationer i viloläge, eller omedelbart efter att enheten har slagits på. Detta kommer att hända av den anledningen att rotorns temperaturfält vid start kommer att vara ostadigt, och det kommer inte att ha ökade vibrationer på grund av de installerade balansvikterna.

Fullständig eliminering av en sådan obalans är endast möjlig genom att eliminera orsakerna till ojämn uppvärmning av rotorn under drift.

Aerodynamiska och hydrauliska obalanser

Dessa två typer av icke-stationär obalans, såväl som termisk obalans, är förknippade med tekniska driftsätt för roterande utrustning. Det är bara det att i exemplet ovan orsakades obalansen av den termiska böjningen av rotorn under belastning, och i dessa exempel orsakas den av hydrauliska eller aerodynamiska krafter.

Om vi ​​diagnostiserar en fläkt eller pump med en centrifugalprincip för drift, har vi nästan alltid flera aktiva blad på pumphjulet (rotorn), som sprutar ut arbetsvätskan, vätskan eller gasen i en vinkel från mitten till periferin av rotor. Detta leder till att varje blad kommer att ha sin egen kraft.

Dessa radiella reaktiva krafter som verkar på rotorbladen kompenseras alltid ömsesidigt, eftersom bladen är placerade runt omkretsen i lika vinklar. Men detta händer bara när alla pumphjul och ledskovlar på pumpen eller fläkten inte har mekaniska defekter.

Annars kommer det att hända i närvaro av defekter på rotorbladen - chips, sprickor, förändringar i lutningsvinkeln. I det här fallet kommer det inte att finnas någon full kompensation av de radiella krafterna runt omkretsen av pumphjulet, det kommer att finnas en kraft i området för det defekta bladet. Ur synvinkeln av analysen av vibrationsprocesser kommer vi att ha en radiell okompenserad kraft, den tillgängliga frekvensen lika med rotorhastigheten, det vill säga den första övertonen. Med andra ord kommer vi att ha i vibrationssignalens spektrum alla tecken på obalans, hydraulisk eller aerodynamisk.

Huvudskillnaden från den vanliga obalansen i detta fall kommer att vara att värdet på den okompenserade radiella kraften som orsakar den första vibrationsövertonen kommer att bero på pump- eller fläktbelastningen, dvs. det beror på de tekniska parametrarna för utrustningens drift, obalansen själv kommer att vara ostadig.

Låt oss visa effekten av aerodynamisk obalans med hjälp av ett exempel med en pannfläkt, vars prestanda regleras genom att öppna speciella spjäll - grindar. Sådana fläktar används ofta i praktiken.

Installationsvinkeln för ett av bladen skilde sig från installationsvinklarna för alla andra blad - detta var en defekt i driften. På grund av detta var den aerodynamiska radiella kraften hos detta blad, som verkar på rotoraxeln, mindre än kraften hos andra blad. Efter installationen balanserades fläkthjulet vid driftrotorhastigheten, med spjällen helt öppna. Eftersom fläktens prestanda var noll kunde den aerodynamiska obalansen inte uppstå. Fläkten har startat.

Under drift i driftläge, med spjällen öppna, började en alarmerande vibrationsnivå registreras på fläktlagren. Vibrationsdiagnostisk serviceman diagnostiserade obalansen under belastning och balanseringsarbetet påbörjades. Fläkten togs ur drift, åtkomst till pumphjulet öppnades. Bilden av obalans har försvunnit, vilket är förståeligt. I detta läge, vid noll prestanda, var hjulet balanserat tidigare. I driftläget arbetade fläkten med en annan prestanda, med olika värden på radiella aerodynamiska krafter, vilket skapade en bild av obalans.

Efter att ha kontrollerat rotorbladens installationsvinklar, identifiera orsaken till defekten, beslöts det att balansera hjulet i driftsläge, med sidopanelerna stängda, vid den belastning som fläkten arbetade med oftast. Senare, efter planerade reparationer, var det inga problem med denna fläkt.

Obalans med hysteres

Detta är ett mycket intressant praktiskt fall av obalansdiagnostik som vi har stött på i vår praktik.

En obalans diagnostiserades på turbingeneratorns exciter, och under reparationsavstängningen började arbetet med att eliminera den. En intressant egenskap har identifierats. När turbinaggregatet startades fanns det ingen obalans, den dök upp plötsligt några minuter efter att rotorns rotation startat vid drifthastighet. Eftersom uppskjutningarna var utan elektrisk belastning, drivna av en turbin, försvann frågan om termiska krökar omedelbart.

Under en testkörning, när en obalans uppstod, stoppades turbinenheten långsamt, vilket minskade rotorhastigheten. Vid en frekvens på cirka 0,6 gånger den nominella försvann obalansen. Öka rotorhastigheten igen, och obalansen uppstod igen med en frekvens av 0,97 nominellt. Upprepade accelerationer och nedgångar av rotorn visade ungefär samma bild.

Det antogs att hysteresen av obalansen på rotorn beror på närvaron av ett elastiskt element, som, under inverkan av centrifugalkrafter vid nästan nominell rotationshastighet, förskjuts med en något större radie och leder till obalans. Dess återgång till en mindre radie sker när rotationshastigheten minskar. Obalanshysteres orsakas av ökad friktion när elementet rör sig i spåret.

Diagnosen var helt bekräftad. Rotorlindningselementet kunde röra sig med stor ansträngning i spåret. När centrifugalkraften översteg förskjutningskraften böjdes lindningssektionen och förflyttades. Hysteresen orsakades av friktionskrafter när lindningen rörde sig i spåret. Lindningen säkrades i ett läge med en extra kil och problemet försvann.

Låt oss upprepa att detta fall av icke-stationär obalans inte ofta förekommer, det presenteras här för att illustrera mångfalden av manifestationsformer och svårigheter att diagnostisera obalanser i praktiskt arbete.

Elektromagnetisk obalans

Detta är också ett mycket intressant exempel på manifestationen av en icke-stationär obalans. Det kan manifestera sig i synkronmotorer och generatorer, såväl som i asynkronmotorer.

Paradoxen med manifestationen av en sådan elektromagnetisk obalans ligger i det faktum att den har sin maximala manifestation vid tomgång hos en elektrisk maskin. Med en ökning av enhetens belastning kan den första övertonen i vibrationssignalens spektrum minska eller till och med försvinna helt, det vill säga, enligt formella tecken, elimineras rotormassornas obalans av sig själv.

Förklaringen till detta fenomen är ganska enkel. Med en ökning av belastningen på den elektriska maskinen ökar den magnetiska induktionen i gapet mellan rotorn och den elektriska maskinens stator. Eftersom den tangentiella komponenten av de elektromagnetiska krafterna, som ger den elektriska maskinens vridmoment, är jämnt fördelad i gapet, börjar den spela en stabiliserande roll och centrerar den roterande rotorn i statorns elektromagnetiska (!) Gap.

Om rotorn innan detta hade en obalans orsakad, till exempel av mekanisk avböjning av rotorn, kommer rotorn att stabiliseras i gapet med en ökning av belastningen, eftersom avböjningen kommer att elimineras av de tangentiella krafterna från rotorns elektromagnetiska attraktion till statorn. Formellt kommer detta att motsvara en minskning av nivån av obalans hos rotorn på en elektrisk maskin.

3.2.1.5. Sätt att eliminera obalansen i rotormassorna

Om obalansen hos roterande rotorer kan vi säga att denna defekt "är den fullständiga egenskapen för vibrationsdiagnostiktjänsten." Om vibrationsdiagnostiktjänsten avslöjar en defekt i elmotorn, är den elektriska tjänsten engagerad i dess eliminering, om en lagerdefekt hittas, elimineras den av ett reparationsteam av mekaniker. Om en obalans diagnostiseras i utrustningen, är själva vibrationsdiagnostiktjänsten engagerad i dess eliminering.

Det finns två vanligaste sätt att eliminera massobalans i roterande rotorer:

• Eliminering av obalanser med hjälp av bärbara enheter (eller inbyggda övervakningssystemfunktioner) - balansering av rotorerna i sina egna stöd (lager). Demontering av utrustningen i detta fall utförs i den minsta volym som är tillräcklig för att komma åt balansplanen. Som regel, under sådant arbete, elimineras obalansen genom att installera eller ta bort balansvikter med lämplig massa och design.
• Balansering på överklockning och balanseringsställ (RBK). Denna balansering utförs efter tillverkningen av rotorerna, eller efter deras reparation. Rotorn är installerad på stativstöden, roterad och balanserad. Möjligheterna att korrigera massorna är mycket större här, man kan använda korrigerande vikter på balanseringsplanen, eller så kan man mekaniskt ta bort överskottsmassor var som helst på rotorn.

Innan vi börjar kortfattat överväga dessa två metoder för att eliminera obalanser, är det nödvändigt att göra några allmänna metodologiska anteckningar.

Först är det nödvändigt att bestämma dimensionen av de uppmätta vibrationerna

I praktiken används oftast värdena för vibrationshastighet och vibrationsförskjutning. Mätningar i dimensionen av vibrationsacceleration tillämpas inte på grund av det starka "bruset" från signalerna. En helt korrekt fråga uppstår, vilka måttenheter är att föredra, i så fall blir vårt arbete mer effektivt?

Det finns inget helt entydigt svar på denna fråga, på grund av den matematiska sammankopplingen av signalerna om vibrationshastighet och vibrationsförskjutning. Från vibrationshastighetssignalen kan du entydigt få en vibrationsförskjutningssignal. Det bör noteras att det inte finns något sådant helt entydigt samband "i motsatt riktning". Sådan transformation av signaler, som matematiker säger, kan endast utföras med ett fel som är lika med "integrationskonstanten". Det är sant att det kan noteras att sådan noggrannhet, på grund av symmetrin i kraften hos våra vibrationssignaler i förhållande till tidsaxeln, vanligtvis är tillräckligt för övning.

I detta avseende verkar det som att frågan om att välja dimensionen för representationen av vibrationssignaler under balanseringsarbete i större utsträckning bestäms av varje specialists personliga preferenser. Det är mycket trevligare för honom att säga att rotorn är balanserad "med noll" (den första övertonen av vibrationsförskjutning är lika med noll) än att säga att kvarvarande vibration är ett visst, till och med litet värde. Det här skälet är naturligtvis "pratigt", av underordnad betydelse, men det är också betydelsefullt.

En mer intressant fråga är, vad är egentligen huvudtecknet på ett framgångsrikt slutförande av balanseringsprocessen? Är det en fullständig eliminering av den första övertonen i vibrationssignalen, eller något annat? Kanske viktigare är "lugnandet" av enheten, som beskriver ett exempel på detta tillvägagångssätt, vi har slutfört avsnittet om statisk obalans. Det är tydligt att detta är ett mer komplext och kvalificerat tillvägagångssätt för att balansera kritiska och dyra enheter.

Vi förstår att detta är föremål för en separat och ganska svår diskussion, så vi kommer bara att avsluta det genom att identifiera problemet. Det bör lösas av specialister, om vi talar i allmänna metodologiska termer, och varje praktisk diagnostiker separat, i förhållande till deras tillämpade aktiviteter.

För det andra, innan problemen och funktionerna i praktisk balansering av rotorer beskrivs, är det nödvändigt att bestämma uppsättningen av "signifikanta övertoner"

Det räcker med att ta hänsyn till parametrarna för en första överton, eller så är det nödvändigt att ta hänsyn till till exempel den andra och tredje övertonen i vibrationssignalspektrat.

Vid första anblicken verkar det uppenbart att hela processen med att balansera rotorn, även i sina egna stöd, eller på ett balanseringsstativ, bör utföras enligt parametrarna för den första övertonen i vibrationssignalspektrat. Vi kan med säkerhet säga att i 95% av praktiska fall är kunskap om amplituden och fasen för den första övertonen tillräcklig för framgångsrik balansering.

Situationen är mer komplicerad med de återstående 5 % av balanseringsfallen. Oftast är detta inte längre "hantverket" att balansera, utan "konsten" att analysera och balansera arbetet. Detta är inte längre eliminering av obalans, utan en komplex vibrationsdämpning av rotorerna på kraftfulla och komplexa enheter.

Det är inte för inte som specialister på att balansera komplexa rotorer (som författaren till detta arbete inte tillskriver sig själv) förklarar att rotorn på en turbingenerator, som arbetar i normalt vibrationsläge, inte alltid har idealiska parametrar när den tas ut för reparation . Detta uttalande är baserat på det faktum att en sådan rotor installerad på en RBC alltid har en kvarvarande obalans.

Så det föreslås att noggrant fixa en sådan obalans, och efter att rotorn kommer ur reparation, återställ denna obalans lika noggrant. Endast i detta fall är det möjligt att förvänta sig driften av turbingeneratorn utan den ökade första övertonen. Vi kan bara gissa om alla komplexiteten i svängningsprocesserna i sådana rotorer, men som det verkar för oss är det i det här fallet önskvärt att ta hänsyn till ett större antal övertoner, särskilt den andra och tredje övertonen.

Låt oss återgå till själva proceduren för att balansera rotorerna, och naturligtvis börjar vi med att balansera i våra egna stöd. Detta är den vanligaste balanseringsmetoden.

Först och främst är det nödvändigt att förklara själva processen att balansera i dina egna stöd. Denna procedur, uppenbarligen ganska enkel, kan effektivt minska vibrationerna från driftutrustningen utan demontering.

För att göra detta, se figur 3.2.1.3.
Denna figur visar de tre stegen för att utföra enplansbalansering av en rotor i sina egna stöd.

a). En ökad vibration registreras på driftutrustningen, som har en amplitud V 0, och en motsvarande fasvinkel. För detta limmades ett märke på enhetsaxeln och en fasmarkör användes, och en sensor installerades på rotorns stödlager, i vertikal riktning, för att registrera vibrationer.

b). Efter ett tillfälligt stopp av enheten monterades en testvikt på rotorns balanseringsplan, vanligtvis i en godtycklig riktning. Enligt platsen där vår last installerades (i figuren) var den tvungen att skapa en vibrationsvektor, som visas i figuren, och lika med V Г1. Det speciella med proceduren för sådan balansering är att värdet på denna vikt, för ytterligare beräkningar, kan specificeras av användaren i vilken enhet som helst - gram, bitar, brickor, muttrar, millimeter, etc. Du behöver bara förstå att i samma enheter får du beräkningsresultaten för att ställa in "korrekt" balansvikt.

Här kan du ge en definition av en mycket viktig parameter som används vid balansering - inflytandekoefficienterna. I olika litterära källor ges begreppet påverkanskoefficienter på lite olika sätt, så vi kommer inte att eftersträva maximal noggrannhet i beskrivningen, vi kommer bara att beskriva den fysiska innebörden. Influensfaktorn är en vektorkvantitet, proportionalitetsfaktorn, som visar hur man bestämmer värdet på den erforderliga korrigeringsvikten, för en given typ av enhet och för ett givet balanseringsplan.

Enkelt uttryckt är detta omvandlingsfaktorn för kvarvarande vibration från obalans till värdet på den korrigerande vikten. Låt läsaren inte skrämmas av att erhålla värden för en dimension från parametrar med en helt annan dimension, dimensionen av påverkanskoefficienterna är ganska komplicerad, den inkluderar vibrationer, massa och linjära dimensioner.

Låt oss gå tillbaka till vårt balanserande exempel. Enheten sätts i drift igen och parametrarna för den första vibrationsövertonen registreras igen. Vi fick vibrationsvektorn i "test" körningen V P, som visas i figuren. Det är tydligt att denna vektor är summan av två vektorer - vektorn för den kvarvarande obalansen V 0 på rotorn och vektorn för obalansen som introduceras av testvikten V G1. Huvudmålet med ytterligare vektorberäkningar är att bestämma storleken på den kvarvarande obalansvektorn. Detta värde kan bestämmas genom parametrarna för den införda obalansvektorn. Det är helt klart att detta endast kan göras i systemet med måttenheter som antagits av diagnostikern (icke-standard och vilken som helst).

c). Att känna till storleken på den kvarvarande obalansvektorn (även i muttrar, millimeter) gör det möjligt att bestämma parametrarna för den "korrekta" korrigerande vikten i samma enheter. Den måste vara placerad diametralt motsatt vektorn för rotorns kvarvarande obalans, ha samma värde som den och vara placerad i samma radie som provvikten. Själva provvikten måste antingen tas bort från rotorn eller måste vara en sammansatt vektor som ingår i korrigeringsvikten.

Balanseringsprocessen (i ett gynnsamt fall) kan anses vara avslutad vid denna tidpunkt, eller om nödvändigt kommer en annan liknande iteration att behövas.

För närvarande är nästan alla vibrationsmätare, vibrationssignalanalysatorer, utrustade med en inbyggd funktion för att balansera rotorer i sina egna stöd, så denna procedur i 90% av fallen orsakar inte stora problem för diagnostiker. I ytterligare 5–7 % av fallen kan rotorn balanseras, men antalet iterationer (provkörningar) med installation av vikter kan uppgå till tio eller fler. I 2% av fallen är det inte möjligt att balansera rotorn på plats, trots alla ansträngningar från diagnostikern. Detta händer av en eller annan anledning, som vi berörde mycket ytligt ovan.

Balanserar på balansställ

Det finns flera namn i litteraturen för specialiserade anordningar utformade för att balansera rotorer. Dessa är balansställ, balanseringsmaskiner och accelererande balanseringsmaskiner. Vi kommer att använda begreppet balansställning i följande presentation.

Balanseringsanordningens namn säger inget om balanseringsprocessen. Förändringar sker vid användning av stativ med olika funktionsprinciper. För denna parameter kan följande klassificering ges:

• Pre-resonans balanseringsstativ. Ett pre-resonant stativ är ett stativ där frekvensen av naturliga (resonans) vibrationer hos lagerstöden är mycket högre än rotorhastigheten i balanseringsläge.
• Resonansbalanseringsstativ. Sådana stativ har maximal känslighet i resonansläge.
• Resonansbalanseringsstativ. I sådana stativ är frekvensen av naturliga resonansvibrationer av stöden betydligt lägre än rotorhastigheten i balanseringsläge.

Beskrivningen av designfunktionerna och arbetet med att balansera stativ är så omfattande att vi inte ens kommer att försöka göra det. Vi skulle hellre föreslå att du hänvisar till verk av välkända specialister inom detta område, till exempel A.S. Goldin, E. V. Urieva, där den nyfikna läsaren kanske hittar svar på alla hans frågor.

Låt oss avsluta vår diskussion om sätten att manifestera och eliminera obalanser av olika slag genom att förtydliga några av de termer som används i praktiken. Trots förekomsten av två typer av obalanser, statisk och dynamisk, kallas balanseringsproceduren alltid, eller nästan alltid, dynamisk balansering. Detta är en helt korrekt term, men den återspeglar bara att obalansdiagnostik utförs på en roterande rotor, när det kan göras bättre och mer exakt. I detta fall har typen av obalans inte någon avgörande betydelse, särskilt inte när flerplansbalansering utförs.

Balanseringsanordningar för vår produktion

• SBU - en serie balanseringsmaskiner av resonanstyp med en horisontell rotationsaxel
• ViAna-1 - vibrationsanalysator, enhet för "på plats" balansering av rotorer
• Diana-2M - tvåkanalig vibrationssignalanalysator med balansering
• ViAna-4 - universell 4-kanals inspelare och analysator av vibrationssignaler, balansering av rotorer
• Atlant-8 - flerkanals synkron inspelare och analysator av vibrationssignaler

FEDERAL STATE UNITARY FÖRETAG
"HELTRYSK VETENSKAPLIG FORSKNING
INSTITUTE FÖR METROLOGISK SERVICE "
(FGUP VNIIMS)
STATLIG STANDARD FÖR RYSSLAND

Statligt system för att säkerställa enhetlighet i mätningar.

Volym och massa av olja och oljeprodukter.
Metoder för att bedöma noggrannheten av mätningar (definitioner)
mängden olja och oljeprodukter i distributionen
obalans mellan leverantörer och konsumenter i
OJSC "LUKOIL"

MI 2772-2002

Moskva
2002

1. Introduktion

1.1. Denna rekommendation gäller volymen och massan av olja och oljeprodukter och fastställer en metodik för att bedöma noggrannheten i mätningar (bestämning) av mängden olja och oljeprodukter vid fördelning av obalansen mellan leverantörer och konsumenter hos OAO LUKOIL.

1.2. De initiala ståndpunkter som antogs för att lösa problemet med obalansfördelning och detaljerna i dess formulering ges i bilagan.

1.3. Rekommendationen togs fram med hänsyn till kraven i MI 2525-99 "GSI. Rekommendationer om metrologi godkända av de statliga vetenskapliga metrologiska centra i Gosstandart i Ryssland."

2. Klassificering av överförings- och distributionssystem för produkten

Typiska system "leverantörer-konsumenter (mottagare)" som används i praktiken inkluderar följande:

2.1. Det enklaste systemet "en leverantör, en mottagare" presenteras av schema 1 i fig. ... Detta fall motsvarar till exempel utsläpp av olja i ett tankfartyg, då mängden mäts två gånger - först av mätstationer på land, sedan av fartygsmätinstrument.

Bild 1

Diagram över anslutningar i systemen "leverantörer-konsumenter". Förklaring: () - deltagare i en redovisningstransaktion; två horisontella linjer indikerar produktöverföringspunkter; dubbel vertikal - riktningar för överföring av produkten med mätning av dess kvantitet (i diagram 3 indikerar rektangeln den mellanliggande deltagaren i redovisningsoperationen)

2.2. Systemet "en leverantör, flera mottagare" representerat av schema 2 i fig. , realiseras när olja överförs genom en oljeledning. Den dispenserade mängden mäts av doseringsenheten, sedan mäts delar av denna mängd av mottagarna.

2.3. Systemet "flera leverantörer, flera mottagare" representeras av schema 3 i fig. ... Ett exempel är driften av en tankanläggning.

2.4. Ett system med en ganska allmän struktur av anslutningar representeras av schema 4 i fig. ... Det kan till exempel vara ett system för transport och leverans av olja från initiala leverantörer till slutkonsumenter genom mellanliggande länkar.

Schema 4 visar tydligt den möjliga mångfalden av relationer i systemen "leverantörer-konsumenter". Det andra av de övervägda systemen är ett specialfall av det fjärde och ingår i det som ett delsystem. Ett utmärkande drag för system 3 och 4 är närvaron i dem av mellanliggande deltagare i redovisningsverksamhet, som samtidigt är mottagare och leverantörer av produkten.

3. Lösningsmetod

3.1. Uppgiften med multivariat statistisk analys löses genom att utföra operationerna nedan.

a ij = 1, om den j:te deltagaren är en leverantör i den i:te punkten,

a ij = -1, om den j:te deltagaren är mottagaren vid den i:te punkten,

a ij = 0 om den j:te deltagaren inte deltar i den i:te produktens överföringspunkt, där a ij är elementet som ligger i skärningspunkten mellan den i:te raden och den j:te kolumnen.

Det är nödvändigt att bestämma redovisningsvärdena u = (u 1…, u n).

obalansfördelning Redovisningsvärdena bestäms i optimeringsproblemet av resultatet av lösningen

omfattas av ojämlikhetsbegränsningar

De dubbla vertikala staplarna i () anger vektornormen som definieras av likheten

Notera- Metoden för att lösa problemet, liksom dess modifiering som beskrivs i avsnitt, Motsvarar den statistiska metoden för att uppskatta parametrar, vilket gör att man kan få både traditionella och robusta uppskattningar. I enlighet med teorin om matematisk statistik bör värdet av p i () väljas beroende på typen av distribution av mätfel. I synnerhet, med en normalfördelningslag, erhålls skattningar med optimala statistiska egenskaper vid p = 2 med minsta kvadratmetoden.

Alla beräkningar utförs med ett program utvecklat av VNIIMS i automatiskt läge.

3.5. Algoritmen för att beräkna redovisningsvärden med metoden för p. Baseras på en iterativ procedur, vid varje steg av vilken en vektor med ungefärliga värden ũ q bestäms, där q är iterationsnumret.

3.5.1. Uppfyllelsen av ojämlikheter () kontrolleras genom att ersätta u = ũ q i dem, och vid behov korrigeras värdena för ũ q.

3.5.2. Beräkna vektorn för skillnaden mellan de uppmätta och ungefärliga värdena v - ũ q.

3.5.3. Obalansvektorn för de ungefärliga värdena beräknas i enlighet med formeln (), lika med Аũ (vektor med dimensionen m).

3.5.4. De erhållna värdena för vektorerna v - ũ q och Аũ ersätts med (). Vektorn för ungefärliga värden ũ q bestäms så att värdet på vänster sida () vid den aktuella iterationen är mindre än motsvarande värde vid föregående iteration.

Närvaron av den första termen i () säkerställer att redovisningsvärdena är nära de uppmätta. Den andra termen ingår i () för att minimera värdet av den kvarvarande obalansen av redovisningsvärdena lika med Au.

3.6. Det beaktas att begränsningarna () är förknippade med att tilldelningen av redovisningsvärdet uj, som skiljer sig från mätresultatet vj med mer än värdet av gränsen för det tillåtna absoluta felet Δ j, kan orsaka oenighet av den j:te deltagaren i redovisningsverksamheten (se sid.).

3.7. Den erhållna lösningen uppfyller begränsningarna (), dock kan obalansfördelningen vara antingen fullständig eller partiell, beroende på de specifika numeriska värdena för initialdata. Baserat på användarens praktiska behov och uppgiften framför honom kan den fullständiga fördelningen av obalansen vara relevant. I detta avseende tillhandahålls det andra alternativet för att lösa problemet.

3.13. Programmet ger möjlighet att välja värdet på kontrollparametern p (se sid.), Vilket påverkar lösningen av problemet enligt följande: dess värde avgör om obalansen kommer att vara mer fördelad mellan de "stora" deltagarna i redovisningsoperationen eller om dess fördelning blir jämnare. Baserat på detta kan användaren välja det mest lämpliga parametervärdet inom det område som anges på sid. Alternativt kan du använda dataanalysresultaten och p-värdesrekommendationen som programmet erhåller.

3.13.1. Programmet testar den statistiska hypotesen att felen i mätresultaten motsvarar normalfördelningen. Om hypotesen accepteras är det rekommenderade värdet p = 2, vilket motsvarar minsta kvadratmetoden.

3.13.2. Efter överenskommelse med kunden, under utvecklingen av programmet, kan ett visst värde på parametern väljas och fixeras, eller dess värde kan varieras av operatören. I det senare fallet, vid beräkning med metoden i s., kan följande sekvens av åtgärder rekommenderas. Beräkningen utförs enligt programmet med värdet p = 2. Om obalansen är helt fördelad erhålls lösningen. Om inte, gradvis ändra värdet på parametern, uppnå en så fullständig balans som möjligt.

3.14. Den använda metoden för statistisk databehandling, utöver uppskattningarna av de verkliga värdena själva, gör det möjligt att erhålla värdena för standardavvikelserna för uppskattningarna (se utdata från programmet i bilagan). På basis av dessa värden, med hänsyn till de kända värdena för gränserna för tillåtna mätfel, beräknas indikatorerna för noggrannheten för att bestämma mängden olja och oljeprodukter.

3.15. Av de allmänna teoretiska resultaten [,] följer att uppskattningarna som erhålls med denna metod är mer exakta än de initiala mätresultaten (de har mindre varians).

4. Algoritmisk och mjukvaruimplementering

Det formulerade problemet löses i algoritmen och programmet som implementerar det "Balans mellan olja och oljeprodukter i OAO" LUKOIL ", utvecklat av VNIIMS. Programvaran tar hänsyn till den speciella typen och datastrukturen för specifika uppgifter. Strukturen av länkar i systemet "leverantörer-konsumenter" måste specificeras av kunden i form av ett diagram (figur) och matris (tabell) och avtalas med utvecklaren.

Balansräkningsprogrammet ger ytterligare alternativ. För vissa deltagare i redovisningstransaktionen (till exempel för några av leverantörerna) kan de initiala uppmätta värdena fixas, som förblir oförändrade som ett resultat av att lösa problemet. Det kan vara möjligt att ta hänsyn till den naturliga förlusten och förlusten av produkten inom den fastställda normen, vilket i detta fall inte kommer att påverka värdet av den initiala obalansen enligt mätresultaten.

6.1. Ställ in de numeriska värdena för följande värden:

n - antalet deltagare i redovisningsverksamheten,

m - antalet överföringspunkter för produkten,

v 1, ..., v n - resultaten av mätningar av kvantiteten,

Δ 1, ..., Δ n - gränser för tillåtna absoluta mätfel.

6.2. Strukturen för anslutningar i systemet ställs in med hjälp av en matris (tabell) A med storleken m × n, vars element bestäms enligt regeln formulerad i sid.

7. Utföra beräkningar

7.1. För att erhålla redovisningsvärdena för produktkvantiteten, korrigeringsmängder (lika med skillnaden mellan redovisnings- och uppmätta värden) och korrigeringsfaktorer (lika med förhållandet mellan redovisningsvärdet och det uppmätta värdet) och de uppmätta värdena, obalansvärde (om sådant finns), de uppgifter som anges i avsnittet behandlas enligt den metod som beskrivs i avsnittet.

7.2. Beräkningen utförs enligt programmet "Balans mellan olja och oljeprodukter i OAO" LUKOIL ".

8. Teknisk beräkningsmetod

8.1. Algoritmerna för att konvertera saldon mellan leverantörer och konsumenter, som beskrivs i de föregående avsnitten, låter dig optimera denna procedur för ett stort antal deltagare i redovisnings- och avvecklingsoperationer. Därför är de baserade på metoderna för sekventiella iterativa procedurer. Samtidigt finns det i praktiken ofta problem med att balansera balansen mellan de två parterna i transaktionen: leverantören och konsumenten. I det här fallet kan du använda enklare metoder baserade på användningen av viktfördelningskoefficienterna för obalansen beroende på förhållandet mellan mätfelen för kvantiteten hos leverantören och konsumenten. Nedan överväger vi metoden för obalansfördelning för en sådan uppgift.

8.2. Villkor för problemet

Leverantören mätte mängden frigjorda varor M 1 med ett absolut fel på δM 1. Detta värde registreras på fakturan.

Konsumenten, efter att ha fått produkten, mätte dess kvantitet M 2 med ett absolut fel δM 2. Detta värde återspeglas i godkännandebeviset.

Uppgiften var satt: att erhålla de korrigerade värdena för Mʹ 1 och Mʹ 2, som bör fastställas av leverantören och konsumenten, baserat på villkoret Mʹ 1 = Mʹ 2 (det antas att det inte finns någon naturlig förlust under leveransen av varorna).

8.3. Lösningen på problemet

De erhållna värdena för M 1 rankas; 5M1 och M2; δМ 2 av storleken på felet.

Alternativ 1

Låt | δМ 1 | < |δМ 2 |, då har vi för M 1> M 2:

på M 1< М 2:

Alternativ 2

Låt | δМ 2 | < |δМ 1 |, då har vi för М 2> М 1:

på M 2< М 1:

Således bör följesedeln och mottagningsbeviset korrigeras med 94,4 ton.

Bilaga A

Att bearbeta resultaten av mätningar av mängden olja och oljeprodukter under deras överföring från leverantörer till konsumenter kräver användning av ett särskilt statistiskt förfarande. Detta beror för det första på den komplexa strukturen av relationer i systemet "leverantörer-konsumenter", vilket är typiskt för de flesta av sådana system, och för det andra på den betydande avvikelsen mellan mätresultaten hos enskilda deltagare i redovisningstransaktioner från de verkliga värdena , vilket ofta förekommer i praktiken - för brott mot de villkor som regleras av MVI, förluster och andra skäl. Som ett resultat kan fördelningen av felet i mätresultaten inte överensstämma med den normala lagen och orsaka stora obalansvärden (skillnaden mellan mätresultaten från leverantörer och konsumenter), som avsevärt överstiger de värden som kan bero på till fel i mätinstrument.

Vid bearbetning av mätresultaten är det nödvändigt att ta hänsyn till de listade funktionerna i uppgiften, vars syfte är att bestämma värdena för mängden olja och oljeprodukter (nedan kallad produkten) under redovisningsoperationer (nedan kallat redovisningsvärden).

Ett optimalt statistiskt förfarande bör använda all tillgänglig information, i synnerhet balanstillståndet, dvs. lika värde för de dispenserade och mottagna kvantiteterna av produkten. Denna procedur tjänar till att korrigera mätresultaten med hänsyn till balanstillståndet som ytterligare information.

Mätresultaten som korrigeras på detta sätt måste uppfylla balansvillkoret, vilket indikerar en ökning av mätnoggrannheten och gör det möjligt att lösa problemet med att fördela obalansen mellan leverantörer och konsumenter.

Problemet med statistisk databehandling vid formuleringen av problemet har följande egenskaper. För det första, i det allmänna fallet, krävs det att man löser problemet med multivariat statistisk analys med en begränsning av variabler, vilket är ett matematiskt uttryck för balansvillkoret. Till exempel, i system 2 i fig. är likvärdigheten mellan värdena för kvantiteten av produkten, släppt av leverantören och mottagits av konsumenterna.

En annan egenskap är förknippad med den ovan nämnda möjliga avvikelsen från normalfördelningen av mätfel hos enskilda deltagare i redovisningstransaktioner. I de fall detta sker är det nödvändigt att använda robusta metoder för statistisk databehandling, d.v.s. metoder som är resistenta mot avvikelser från normallagen.

De första uppgifterna för att lösa problemet är resultaten av mätningar, värdena för mätfelsgränserna och strukturen på länkarna i systemet "leverantörer-konsumenter". Med normalfördelningen av mätfel för vissa speciella typer av system med en enkel struktur kan lösningen erhållas analytiskt. I det allmänna fallet är lösningen algoritmisk till sin natur och implementeras med hjälp av ett speciellt program utvecklat av VNIIMS.

Bilaga B

Exemplet på beräkningen är baserat på programmet "Balans mellan olja och oljeprodukter i OAO" LUKOIL ", utvecklat av FGUP VNIIMS.

Redovisningsvärdena har fastställts och saldot av mängden produkt uppmätt i m 3 har sammanställts enligt mätresultaten för rapporteringsperioden i systemet med strukturen av länkar som visas i Fig. ... Siffrorna 1 till 10 motsvarar numren på deltagarna i redovisningstransaktionen i denna figur.

De initiala numeriska data för mätningar av vj och gränserna för fel Aj finns i utdata från programmet som presenteras nedan.

Låt oss illustrera några av stegen i metoden med hjälp av detta exempel.

I enlighet med diagrammet i fig. och enligt regeln i undersektion har matris A formen

Enligt formeln () är vektorn för den initiala obalansen d lika med

68500 + 33600 - 51000 - 29900 - 20100 = 1100

51000 - 22400 - 13900 - 13500 = 1200

29900 - 21000 - 8400 = 500.

Gränsen för den tillåtna initiala obalansen, vektorn dn är

1027 + 604 + 1020 + 747 + 502 = 3900

1020 + 560 + 403 + 391 = 2374

747 + 525 + 243 = 1515.

Genom att jämföra motsvarande komponenter i vektorerna d och d n ser vi till att villkoret för fullständig minskning av balansen som formulerats i underavsnittet är uppfyllt. Som ett resultat av att testa den statistiska hypotesen är vi övertygade om att det inte finns någon anledning att tvivla på att felen i mätresultaten motsvarar normalfördelningen (detta test, liksom alla beräkningar som presenteras här, utförs av programmet i automatiskt läge. )

I det presenterade fragmentet av programutgången är korrigeringsbeloppet lika med skillnaden mellan redovisnings- och uppmätta värden, korrigeringsfaktorn är förhållandet mellan dessa värden. Lösningen erhölls vid värdet av parametern p = 2, vilket motsvarar normalfördelningen av fel i mätresultaten. Du kan se till att för de erhållna redovisningsvärdena är relationerna () uppfyllda, det vill säga balansen är helt sammanförd.

Tabellen över ömsesidig påverkan av faktorer (referens) kännetecknar graden av statistisk koppling mellan deltagarna i redovisningsoperationen i enlighet med den antagna numreringen.

Figur B.1

Systemet för anslutningar i systemet "leverantörer-konsumenter". Beteckningar: (1), (2) - leverantörer; (3), (4) - mellanliggande deltagare i redovisningstransaktionen; (5) - (10) - konsumenter; två horisontella linjer indikerar produktöverföringspunkter; dubbel vertikal - riktningar för överföring av produkten med mätning av dess kvantitet

Produktöverföringspunkt 1 (* Leverantörer markerade med en asterisk)

Uppmätt: leverantörer 102100, mottagare 101000, initial obalans 1100

Anses: leverantörer 100750, mottagare 100750, kvarvarande obalans 0

Produktöverföringspunkt 2

Uppmätt: leverantörer 51 000, mottagare 49 800, ursprungliga obalans 1 200

Anses: leverantörer 50624, mottagare 50624, kvarvarande obalans 0

Produktöverföringspunkt 3

Uppmätt: Leverantörer 29900, Mottagare 29400, Initial Obalans 500

Anses: leverantörer 29786, mottagare 29786, kvarvarande obalans 0

Gratis information