Vibrationsmåling vibrationsanalyse balancering

Transkript

1

2 Forord. Hosstående kompendium er et værktøj, der er tænkt brugt til flere formål. Det vigtigst er som materiale til undervisningen på maskinmesteruddannelserne på landets maskinmeterskoler og skibsofficerscentre. Det er håbet at vi gennem dette materiale kan være med til yderligere at højne maskinmesteruddannelsen til gavn for såvel de uddannede som for alle de mange forskellige virksomheder, hvor i de finder beskæftigelse. Vibrationsanalyse er efter forfatternes mening et forsømt område, og vi håber, at vi kan være med til at råde bod på dette. Det er også et håb at kompendiet vil kunne finde anvendelse af andre både som læringsværktøj, men også som et opsalgsværk ved kommende opgaver. Her tænkes især på alle de mange praktiske eksempler, der beredvillig er stillet til rådighed fra erfarne vibrationsanalytikere. Det økonomiske grundlag for arbejdet er skabt gennem en bevilling fra Søfartsstyrelsen i et forsøg på at få noget undervisningsmateriale, som kan bruges på de institutioner, som denne styrelsen er ressort for. Søfartsstyrelsen fortjener ros for sin fremsynethed ved at støtte dette projekt. Basis for projektet er mange års kursusvirksomhed på Fredericia Maskinmesterskole indenfor netop dette fagområde samt et samarbejde mellem Århus Maskinmesterskole og Fredericia Maskinmesterskole. Der har været rigtig mange virksomheder, der har bidraget med materiale til dette kompendium, og dette ønsker vi naturligvis at rette en stor tak for. Vi er ikke i tvivl om, at det vil være til gavn for alle parter. Følgende har bidraget med materiale samt inspiration: Brüel & Kjær Vibro - Danmark Vibro Consult Danmark ABB - Danmark DLI Engineering Corporation - USA ISE Srl Industrial Service Engineering - Italien ilaern Vibration Modius - Australien Rockwell Automation England Tampara University Finland Kompendiet vil primært blive udgivet på CD form og ville være tilgængelig både på Fredericia Maskinmesterskoles hjemmeside og Den Danske Vedligeholdsforening. Som tillæg til kompendiet vil der være power point materiale, der understøtter de forskellige afsnit. Materialet kan frit benyttes. Forfatterne håber herigennem, at det kan inspirere til et udviklende forum, hvor mange andre hen ad vejen vil bidrage med nye ideer og eksempler, således at vi på den måde kan få et undervisningsmateriale, der til stadighed udvikles til gavn for alle parter, der er I berøring med dette meget interessante og nyttige fagområde. Med håbet om at materialet vil være til gavn for danske virksomheder og derved være med til at forbedre konkurrenceevnen i Danmark. Lars Hansen og Niels Hammer fra Århus Maskinmesterskole Per Skovgaard, Mogens Stenderup og Svend Åge West fra Fredericia Maskinmesterskole. Side 2 af 157

3 Indholdsfortegnelse: Teknikker og software til at forudsige rette vedligeholdsaktivitet...6 Indledning...6 Gennemførelse af en plan for tilstandsbaseret vedligehold...6 Indhold af målerapport mv...7 Eksempel 1: Sporing af lejeskade i en vekselstrømsmotor ved hjælp af vibrationsanalyse og elektrisk måling (spændingsmåling: aksel til jord)...8 Cost benefit analyse:...10 Eksempel 2: Deformation af en prægerulle på en papirkonverteringsmaskine...11 Konklusion...12 Vibrationer:...13 Hvorfra kommer vibrationer?...13 Vibrationsparametre:...14 Acceleration, hastighed og forskydning...14 Accelerometer Det piezoelektriske accelerometer Accelerometrets opbygning Accelerometertyper...16 Accelerometerets karakteristika Accelerometrets frekvansområde...18 Måleteknik:...19 Valg af målepunkt for accelerometret...19 Montering af accelerometret Miljøpåvirkninger Generelt...22 Temperatur...23 Kabelstøj Andre miljøpåvirkninger...24 Accelerometer kalibrering...26 Andre transducere Grundlæggende teori...28 Grundlæggende vibrationsteori...29 Spids-, gennemsnits- og effektivværdier...32 Almindeligt forekommende maskinfejl Ubalance Ubalance i maskiner med lodret akse...36 Ubalance i maskiner med overhængende leje...37 Årsager til ubalance...37 Graden af Ubalance...37 Opretningsfejl...39 Opretningsfejl...39 Vinkelfejl...39 Parallelfejl...39 Almindelig opretningsfejl...40 Temperaturindvirkning på opretningen...40 Fejlopretningens Vibrationsspektrum...40 Årsager til opretningsfejl...41 Bøjet aksel...42 Symptomer...42 Roterende løsgang...43 Stationær løsgang...45 Rulningslejer...45 Non-synkrone toner...46 Typisk udvikling af lejeslid...47 Løsgang i rullekontaktlejer...52 Skæve rullekontaktlejer...52 Lejeproblemer i maskiner med flere aksler...52 Glidelejeproblemer...53 Typer af glidelejeproblemer...53 Oliehvirvel...53 Side 3 af 157

4 Oliesmæld...53 For stort spillerum i glidelejer...53 Løsgang i glidelejer...54 Slid på tryklejer...54 Resonans...54 Fleksibelt fundament...55 Eksterne vibration...55 Vibrationsproblemer fremkaldt ved elektricitet...55 Induktionsmotorer...55 Rotorproblemer i vekselstrømsmotorer...56 Løse dele i vekselstrømsmotorer...56 Spolestøj i vekselstrømsmotorer...56 Forkert kommutator-børste kontakt i jævnstrømsmotorer...57 Pumpeproblemer...57 Testbetingelser...57 Centrifugalpumper...57 Tandhjulspumper...58 Skruepumper...58 Pumper med hule rotorer...58 Ventilatorproblemer...58 Typer på ventilatorproblemer...58 Koblingsproblemer...59 Problemer med kileremme...59 Remskive skævhed...59 Excentriske eller ubalancerede remskiver...60 Kileremsresonans (Remmene slår)...60 Fleksible konstruktioner...60 Problemer med gearkasser...60 Naturlige vibrationer...60 Beskadigede eller tærede tandhjul...61 Samtanding...61 Forkert tandindgreb...62 Excentriske tandhjul...62 Dårligt oprettede tandhjul...62 Slidte tandhjul...62 Problemer med Planetgear...62 Problemer med Rotationskompressorer...63 Problemer med stempelmaskiner...63 Demodulation...64 Amplitude modulation...64 Hvad er amplitude modulation?...64 Stød...66 Amplitude modulation i maskinvibration...66 Ulinearitet i maskiner...67 Modulation i rulningslejer...67 Konstruktion af en amplitude demodulator...68 Demodulations detaljer...69 Evaluering af demodulerede lejevibrationsspektre Introduktion...70 Demodulerede spektres fremtræden...70 Cases:...73 Eksempler på demodulerede spektre...73 Motordrevet centrifugal pumpe...73 Udendørs transportbåndssystemer...75 Krangearkasse...78 Balancering Indledning Statisk contra moment ubalance...82 Tiloversbleven ubalance Instrumentering Side 4 af 157

5 Vektorløsning plans balancering plans balancering...96 Bestemmelse af tiloversbleven ubalance Eksempler på praktiske vibrationsløsninger Køletårn CT5 koblingssammenbrud på drivakslen (element 1) Fejl i den indre ring af et kugleleje Fejl i den ydre ring af et kugleleje Smørefejl K 9451 Kobling ude af balance Balancering af en køletårnsventilator Balancering på stedet af koblingen på en hurtiggående pumpe Vibrationsanalyse brugt til at afsløre beskadigelse af gear Balancering på stedet af et udkraget ventilatorhjul Pumpediagnose ved vibrationsmålinger (Bredbånd contra spektrum) Sammenbrud af et støtteleje for en drivskive på en motor Lejesammenbrud i den frie ende af motor K Ubalance i det andet trin af centrifugalkompressor K3851A Lejesammenbrud i en vandpumpe for et køletårn Lejefejl på en cirkulationspumpe for en reaktor Lejefejl på en HVAC ventilator til en off-shore gas platform Ubalance i pumpe eller hvad? Eksempel på opretningsfejl og resonans Appendiks: Appendiks 1: Et Minikursus fra VibroConsult Appendiks 2: Testbænk Prøvestande til vibrationsanalyse og balancering Appendiks 3: Øvelsesoplæg En prøvestand som den er opbygget på Fredericia Maskinmesterskole Prøvestanden består af: Appendiks 4: Oplæg til øvelser: Ubalance Opretning Lejefejl Fundamentsfejl Side 5 af 157

6 Teknikker og software til at forudsige rette vedligeholdsaktivitet Indledning Vedligehold har som bekendt en betydelig indflydelse på produktionen, og der er gennem de sidste årtier udviklet forskellige brugbare metoder til at forudsige noget om driftssikkerhed, risici, sammenbrud og mulige tab. Forebyggende vedligehold baseret på forudbestemte intervaller ved f.eks. faste tidsplaner eller forudsigelig vedligeholds med f.eks. baggrund i tilstandsmålinger er begge metoder hvormed man forsøger at modvirke negative indflydelser på produktionen. Om valget skal være forudbestemt eller forudsigelig bør primært bero på hvilke typer af fejl vi har med at gøre i de respektive tilfælde, men da langt den overvejende del er uforudsigelige på tid vil det være naturligt at man ofte må vælge en metode til at forudsige noget om udstyrets tilstand og herved forudsige (beregne/skønne) hvor lang tid der er til forventet funktionsfejl. Principielt kan man bruge følgende metoder til at forudsige noget om et udstyrs tilstand: Tilstandskontrolværktøjer, hvor man anvender særligt måleudstyr til at overvåge et udstyrs tilstand. Teknikker som er baseret på variationer i produktkvalitet. Teknikker til kontrol af procesparametre. Inspektion baseret på menneskelige sanser. Den hyppigst anvendte metode til forudsigelse er ubetinget måling af et udstyrs tilstand med tilhørende beregninger og vurderinger. Det er dog nødvendigt at tilføje at den forudsætter at fejlene udvikler sig over tid hvilket heldigvis er tilfældet i de fleste tilfælde ved mekanisk og elektrisk udstyr. Undtagelserne herfra er især elektronisk udstyr. I disse tilfælde er vi ofte henvist til afhjælpende vedligehold. Gennemførelse af en plan for tilstandsbaseret vedligehold For at kunne fastslå potentielle fejlmuligheder i produktionsudstyret kræver gennemførelsen af en plan for tilstandsbaseret vedligehold en række aktiviteter som bør indeholde følgende trin: Side 6 af 157

7 Plan for gennemførelse af tilstandsbaseret vedligehold Trin Aktivitet trin 1 Analyse for at fastslå kritisk produktionsudstyr trin 2 Analyse af tekniske muligheder, herunder bestemmelse af fejludviklingsforløb trin 3 Bestemmelse af teknikker for tilstandskontrol (vibration, termografi, smøreolieanalyser, mv.) trin 4 Sammenfatning verificering af måleteknikker og -muligheder trin 5 Datablade for måleudstyret trin 6 Installation af måleudstyr og software trin 7 Planlægning og opsætning af måleruter mv. trin 8 Måling trin 9 Analyse af måledata trin 10 Rapportering Først skal det kritiske niveau og de tekniske data fastslås ved at finde frem til det kritiske udstyr og de tekniske muligheder for at gennemføre tilstandskontrol af dette samt belyse de mulige overvågningsteknikkerne. Dernæst er det vigtigt at få fastlagt en plan, som definerer den rigtige målehyppighed og de anvendelige teknikker. For at gøre dette er det nødvendigt at sammenholde den tekniske viden om udstyret med typen af de sammenbrud, som kan forekomme. En anden vigtig aktivitet er beslutningen om installation af måleudstyr og måling i overensstemmelse med en forudbestemt plan. Det er derfor nødvendigt at tildele benævnelser for måleudstyret og målepunkterne og at udarbejde den rigtige måleprocedure for hver enkelt maskine på grundlag af databladet og arbejdsbetingelserne. Analysen af målingerne sker med baggrund i en detaljeret bearbejdning af al den viden, der indhentes ved målingerne. Indhold af målerapport mv. En målerapport indeholder normalt følgende oplysninger: Udstyrets benævnelse Arbejdsforhold Målinger Analyse af målingerne Beskrivelse af eventuelle fejl Årsager Anbefalinger Prioritering For de eventuelle fejl, der opdages ved målingerne, foreslås en handlingsplan, som følges op af en kontrol efter reparation/udskiftning for at bekræfte at problemet er løst. Alle de data, der indhentes ved målingerne samt tilhørende rapporter og efterfølgende vedligeholdsindgreb lagres i en database til senere brug ved trend undersøgelser og anden form for historiske sammenligninger. Side 7 af 157

8 For at optimere det forudsigelige vedligehold forefindes særlig software til brug ved analyse af data og til styring af oplysningerne. Denne software kan almindeligvis også bruges som støtte eller erstatning for databasen for vedligeholdssystemet med udstyrsidentifikation, benævnelse, beskrivelse, kontrolsystem og inspektionsfrekvens. Ved dataanalysen og rapporteringen understøtter softwaren også almindeligvis analyseprocessen og erfaringsprocessen således, at der kan dannes en database for fejltyper. Hver maskine, som er medtaget i planlægningen, kan nedbrydes i underkomponenter, som hver for sig kan analyseres for mulige fejlkilder. Som eksempel er følgende valgt en centrifugalpumpe: Underkomponenter: 1. Jævnstrømsmotor. 2. Transmissionssystem. 3. Pumpe undersystem. Vælger vi for eksempel jævnstrømsmotoren, kan følgende mulige fejl analyseres: a. Slip i lejerne b. Gennemgående løsgang c. Lejefejl d. Indflydelse fra andet udstyr e. Sammenhæng og udbøjning af roterende dele f. Elektriske fejl i rotor og stator g. Elektriske fejl i drevet h. Resonans i. Andre symptomer j. Ubalance i roterende dele k. Strukturelle fejl En vigtig fordel ved at anvende sådan software er standardiseringen af analyseprocessen og formaliseringen af erfaringsgrundlaget. Eksempel 1: Sporing af lejeskade i en vekselstrømsmotor ved hjælp af vibrationsanalyse og elektrisk måling (spændingsmåling: aksel til jord) Følgende eksempel henviser til målinger til vibrationsanalyse i en papirfabrik, hvor en plan for forudsigelig vedligehold netop var indført på basis af vibrationsmålinger. Ved en planlagt vibrationsmåling af det udstyr, som var underlagt tilstandskontrol, opdagede man en forøgelse af vibrationerne fra en 500kW variable frekvensstyret vekselstrømsmotor tilkoblet en blæser i den våde ende af anlægget. Proceduren for vibrationsanalyse omfattede følgende undersystemer: Vekselstrømsmotoren Transmissionssystemet Blæseren Vibrationsanalyse af målingerne fra målepunkterne på blæseren viste, denne var i orden. Spektret for vibrationsmålingerne fra motoren viste ændringer i forhold til referencemålinger og en forøgelse af det totale vibrationsniveauet var helt tydeligt. Se følgende billede. Side 8 af 157

9 Analysen af spektret fra motorens frie ende angav en BPFO frekvens (Ball Pass Frequency Outer race), hvilket tydede på en fejl i lejets ydre ring (akcelerationsværdi: 12g RMS). Herudover viste andre frekvensbilleder og tidsbilleder tegn på lejefejl som følge af elektrisk udladning (Electric Discharge Machining - EDM) Ved EDM forstås en beskadigelse som følge af en elektrisk strøm igennem lejet - kaldes også ofte: mattering, elektrisk grubetæring eller lysbueskade. Både jævn- og vekselstrømme kan forårsage lejebeskadigelse, selv ved lave strømstyrker. Den eneste måde at undgå disse skader er at sikre, at der ikke kan gå strøm igennem lejet. Elektriske målinger blev gennemført for at bekræfte antagelsen - en aksel til jord spændingsanalyse blev foretaget med en føler forbundet til et oscilloskop. Resultatet af disse målinger fremviste en aksel til jord spænding ud over det tilladte, hvilket bekræftede antagelsen fra vibrationsanalysen. Efter disse undersøgelser blev der fremsat følgende anbefalinger: eftersyn af motoren og installation af isolerede lejer eftersyn af frekvens styresystem Tilbagemelding efter reparation er en vigtig del af forudsigelig vedligehold, da det kan fortælle os om vi havde stillet den rigtige diagnose. Billedet herunder viser det demonterede leje, som tydeligt viser beskadigelser som svarer til hvad der blev analyseret på baggrund af målingerne. Side 9 af 157

10 Efter motoroverhalingen med tilhørende installation af isolerede lejer blev der foretaget vibrationsog elektriske målinger, der bekræftede, at problemet var løst. Takket være programmet til vibrationsanalyse var det muligt at opdage et truende sammenbrud (af lejet i motorens frie ende) cirka 6 måneder inden det ville ske og at udlede årsagen hertil (elektrisk bearbejdning af lejet). Cost benefit analyse: Antagelse om totalt sammenbrud: Udskift motor Tab af dækningsbidrag: 15 timer x = dkr Reparationsomkostninger: Reservedele: dkr (ny motor) Arbejdstid: dkr % sandsynlighed: 0,5% Antagelse om delvis sammenbrud: Eftersyn og reparation af motor Tab af dækningsbidrag: 15 timer x = dkr Reparationsomkostninger: Reservedele: dkr Arbejdstid: dkr % sandsynlighed: 99,5% Udført vedligehold: Eftersyn af motor (planlagt) Tab af dækningsbidrag: 0 dkr Omkostning til vedligehold: Reservedele: dkr Arbejdstid: dkr Beregnet fordel: dkr 0,005 x ( ) x ( ) ( ) = dkr Side 10 af 157

11 Eksempel 2: Deformation af en prægerulle på en papirkonverteringsmaskine Ved en planlagt vibrationsmåling på en papirkonverteringsmaskine, som indgik i programmet til forudsigelig vedligehold, viste der sig vibrationsproblemer i prægeafsnittet. En af prægecylindrene (gummicylinderen) vibrerede ved 10,8 mm/s RMS med en dominerende frekvens som var 13 gange prægerullens hastighed med asymmetriske sidebånd og amplitude modulering over tid. Vibrationen var forbundet til maskinens driftshastighed med et max værdi ved én særlig hastighed. Almindelig vibrationsanalyser som FFT (Fast Fourier Transformation) og tidsanalyse samt run down og fase målinger blev foretaget for at støtte analysen af årsagerne til maskinens vibrationsproblemer. Disse målinger gav følgende resultat for de forskellige undersystemer: Gode lejetilstande, ingen løse lejer, godt drevsystem, ingen ubalance, god opretningstilstand og ingen skævheder. Opmærksomheden rettede sig imod en eventuel deformation af cylinderen som årsag til de høje vibrationer som følge af klembelastning. Som en yderlig tilstandsovervågningsteknik udførtes en dynamisk termografimåling for at bekræfte årsagen til vibrationen. Termomålinger blev foretaget på papiret både før og efter trykrulle-afsnittet i maskinen. Målingerne efter prægerullen viste en temperaturvariation i maskinens retning ved en frekvens på 13 gange prægerullens hastighed - sandsynligvis forårsaget af trykvariationer fra en deformation af gummicylinderen. Når papiret præges vil rullens tryk udøve friktion på papiret med en temperaturforøgelse til følge. Hvis trykket varierer, vil temperaturen variere, som vist ved disse målinger. Side 11 af 157

12 For at finde graden af deformation i rullen, blev rullens profil opmålt ved hjælp af kontaktløse vibrationsfølere imellem lejeunderstøtningen og cylinderakslen (proximitymålinger) disse målingerne bekræftede en deformation af gummirullen, som vist på følgende diagram. Rapporten blev udarbejdet på grundlag af ovenstående analyse med en anbefaling om at udskifte gummirullen og fremsende denne til slibning. Tilbagemeldingen efter udskiftningen bekræftede, at vibrationen var formindsket samt, at der var 13 områder på omkredsen af den udskiftede rulle, som måtte slibes ned. Konklusion Et vellykket forudsigeligt vedligeholdsprojekt bør være baseret på tre hovedaktiviteter: Udpegning af potentielle fejlområder, oprettelse af et databasesystem for viden/erfaringer samt indførelse af et formelt system til beregning af cost benefit. De anførte eksempler viser hvordan vibrationsmålinger, termografi og elektriske målinger (aksel til jord spændingsanalyse) kan være nyttige til at forudse og forstå individuelle potentielle fejltilstande, hvorved man kan garantere en højere grad af driftssikkerhed og risikokontrol i forbindelse med produktionsudstyr. Side 12 af 157

13 Vibrationer: Hvorfra kommer vibrationer? I praksis er det vanskeligt at undgå vibrationer. De fremkommer som den dynamiske følgeeffekt af fabrikationstolerancer, friktion mellem maskindele og ubalancekræfter i roterende og frem og tilbagegående maskindele. Svage vibrationer kan anslå resonansfrekvenser i andre strukturdele, og dermed blive forstærket til generende vibrations- og støjkilder. Undertiden udfører mekaniske vibrationer dog et nyttigt arbejde. For eksempel genererer vi vibrationer i transportbaner, betonvibrationer, ultralydsrensebade og trykluftmejsler. Rysteborde benyttes i udstrakt grad til at påføre produkter og komponenter kontrolleret vibrationsenergi, og dermed sikre funktionsdygtighed i vibrerende omgivelser. Et grundlæggende krav for alt arbejde med vibrationer hvad enten det angår konstruktion af maskiner, som udnytter vibrationsenergi, eller det drejer sig om udvikling og vedligeholdelse af støj- og vibrationssvage mekaniske produkter er en nøjagtig beskrivelse af vibrationerne ved måling og analyse. Side 13 af 157

14 Vibrationsparametre: Acceleration, hastighed og forskydning. Når vi har bestemt os for at måle vibrationer skal vi bestemme os for en transducer til at give vibrationsniveauet. Når vi anvender et accelerometer til måling kan omregne imellem forskydningen, hastigheden og accelerationen. Accelerometer. Det piezoelektriske accelerometer. Den transducer, som i dag anvendes stort set overalt ved vibrationsmålinger er det piezoelektriske accelerometer. Det har generelt bedre egenskaber end nogen anden vibrationstransducer. Det har et meget bredt frekvens- og dynamikområde og udviser god linearitet. Det er særdeles robust og pålideligt, og dets karakteristika bevares over lang tid. Herudover genererer det piezoelektriske accelerometer selv signalet det behøver altså ikke nogen strømforsyning. Der er ikke bevægelige dele som slides, og endelig: dets udgangssignal som er proportional med accelerationen, kan integreres til hastigheds- og forskydningssignalet. Kernen i et piezoelektrisk accelerometer er en skive af piezoelektrisk materiale, oftest en kunstigt polariseret ferroelektrisk keramik, som har den særlige piezoelektriske effekt: Når den deformeres mekanisk enten ved træk/tryk eller ved forskydning, genererer den en elektrisk ladning, som er proportional med den påtrykte kraft. Side 14 af 157

15 Accelerometrets opbygning. I et accelerometer er det piezoelektriske element i praksis anbragt sådan, at en seismisk masse påvirker det piezoelektriske element med en kraft, når den samlede enhed vibreres. Denne kraft er proportional med bevægelsens acceleration, idet Kraft = Masse * Acceleration. For frekvenser, som ligger passende under resonansfrekvensen for det samlede masse-fjedersystem, vil massens acceleration være den samme som basispladens acceleration, og udgangssignalets størrelse vil dermed være proportional med den acceleration, transduceren udsættes for. I praksis udnyttes to konstruktionsprincipper: Kompressionstypen, hvor massen udøver en kompressionskraft på det piezoelektriske element og Forskydningstypen, hvor massen udøver en forskydningskraft på det piezoelektriske element. Side 15 af 157

16 Accelerometertyper. Der tilbydes i dag mange forskellige typer accelerometre, så mange, at valget af den rette type umiddelbart kunne synes svært. Imidlertid vil en lille gruppe standard typer dække de fleste behov. De resterende accelerometre har karakteristika, som peger mod specielle anvendelser. Eksempelvis meget små accelerometre, som benyttes til måling af meget høje niveauer eller frekvenser og til måling på lette strukturer accelerometrenes vægt er ½ til 2 gram. Andre specialtyper er optimeret med henblik på anvendelse ved høj temperatur; samtidig måling i tre indbyrdes vinkelrette planer; ekstremt lave vibrationsniveauer; stød og chok; og til permanent overvågning af maskinanlæg. Side 16 af 157

17 Accelerometerets karakteristika. Følsomheden er det vigtigste af accelerometrets data. Det ville være ideelt med et højt udgangssignalniveau, men her er vi nødt til at acceptere et kompromis, fordi stor følsomhed kræver forholdsvis store elementer, som resulterer i en relativt stor og tung transducer. Under normale omstændigheder er følsomheden dog ikke kritisk, idet moderne forforstærkere er udformet under hensyntagen til de lave signalniveauer. Accelerometrets masse bliver en betydningsfuld parameter, når der skal måles på lette strukturer. Tillægsmasse kan ændre vibrationernes niveau og frekvens i målepunktet. Generelt bør accelerometrets masse ikke overstige en tiendedel af den dynamiske masse af det vibrerende element, hvorpå accelerometret er monteret. Når det drejer sig om at måle ekstremt lave eller høje niveauer, bør accelerometrets dynamikområde tages i betragtning. Den nedre grænse, som er vist på figuren bestemmes sjældent af accelerometret selv, men derimod af elektrisk støj fra forbindelseskabler og forstærkerkredsløb. Denne grænse er med standardinstrumenter normalt så lav som 0,01 m/s 2. Den øvre grænse bestemmes af accelerometrets mekaniske styrke. Et typisk standard accelerometer er lineært op til til m/s 2, dvs. langt ind i området mekaniske chok. Accelerometre udviklet specielt til måling af mekaniske chok kan være lineære op til 1000 km/s 2 ( g). Side 17 af 157

18 Accelerometrets frekvansområde. Mekaniske systemer har hovedsagelig vibrationsenergien koncentreret i et forholdsvis snævert frekvensområde mellem 10 Hz og 1000 Hz, men målingerne udstrækkes ofte helt op til f.eks. 10 khz, fordi der kan være betydningsfulde komponenter ved de højere frekvenser. Vi må derfor ved valget af accelerometer sikre, at accelerometrets frekvensområde passer til måleopgaven. Accelerometrets frekvensområde begrænses i praksis nedadtil af to faktorer. Den første er lavfrekvensafskæringen af den tilhørende forforstærker, og denne grænse ligger almindeligvis omkring 0,1 Hz. Den anden er følgevirkningen af temperaturgradienter. Med moderne accelerometre af forskydningstypen er denne effekt dog minimal og tillader umiddelbart målinger til under 1 Hz i almindeligt miljø. Den øvre frekvensgrænse bestemmes af resonansfrekvensen for massefjedersystemet i selve accelerometret. Som en tommelfingerregel kan man sætte den øvre frekvensgrænse til en tredjedel af accelerometrets resonansfrekvens. Derved sikres det, at fejlen ved måling af komponenter ved den øvre frekvensgrænse bliver mindre end + 12%. Med små accelerometre, hvis egenmasse er lav, kan resonansfrekvensen ligge så højt som 180 khz, men for de lidt større og mere følsomme standard accelerometre er resonansfrekvenser på 2 til 30 khz typiske. Side 18 af 157

19 Måleteknik: Valg af målepunkt for accelerometret. Accelerometret skal monteres, så den ønskede måleretning er sammenfaldende med hovedfølsomhedsaksen. Accelerometre er også i nogen grad følsomme over for vibrationer i tværretningen, men denne effekt kan almindeligvis ignoreres, da denne tværfølsomhed typisk er mindre en 4% af hovedaksefølsomheden. Der findes dog accelerometre der kan måle i alle tre retninger med en montering. Denne aktuelle måleopgave vil som regel diktere målepunktets placering. Lad os tage kuglelejehuset på tegningen som eksempel. Her benyttes accelerationsmålinger til at overvåge den løbende tilstand af aksel og leje. Accelerometret bør følgelig placeres så man opnår den bedst mulige transmission af vibrationer fra lejet. Accelerometret A detekterer lejets vibrationssignal, som her dominerer over vibrationer fra andre maskindele, mens accelerometer B detekterer lejevibrationer, som er dæmpet ved transmission gennem samlingen, og blandet med signaler fra andre dele af maskinen. På tilsvarende måde sikrer accelerometer C en mere direkte transmission end accelerometer D. Det næste spørgsmål er nu: I hvilken retning bør man måle vibrationerne for det pågældende maskinelement. Det er vanskeligt at give generelle retningslinier, men for det viste leje vil man kunne få betydningsfuld information med henblik på overvågning ved at måle både i aksial og en af de radiale retninger, som regel den, der kan forventes at have den laveste stivhed. Mekaniske emners reaktion på tvungne vibrationer er et uhyre sammensat fænomen, og det medfører, at man især ved høje frekvenser kan forvente forskellige vibrationsniveauer og frekvensspektre selv ved tæt liggende målepunkter på samme maskin-element. Side 19 af 157

20 Montering af accelerometret. Metoden til montering af accelerometret i målepunktet er en af de væsentligste faktorer for opnåelse af nøjagtige resultater i praktiske vibrationsmålinger. Dårlig montering resulterer i reduktion af det monterede systems resonansfrekvens, og det kan i alvorlig grad indskrænke accelerometrets brugbare frekvensområde. Den ideelle monteringsform opnås med en stålskrue på en plan og glat flade som vist på tegningen. Et tyndt lag fedt på kontaktfladen kan øge monteringsstivheden. Gevindhullet i maskindelen skal være tilstrækkeligt dybt til at forhindre, at stålskruen tvinges i bund i accelerometrets basisplade. Den øverste tegning viser en typisk frekvenskarakteristik for et standard accelerometer monteret med stålskrue på en plan flade. Resonansfrekvensen er her omtrent ligeså høj som de 32 khz, der blev målt ved kalibrering af accelerometret, som bliver udført på en plan og poleret flade. Motorer i dag kan bestilles fra fabrikken med gevindhuller til montering af målepunkter. Der findes flere alternativer på markedet.. Side 20 af 157

21 Ønsker man at have faste målepunkter på en maskine, hvor det ikke er muligt at lave gevindhuller, kan man benytte en klæbestuds. Den sættes fast i målepunktet ved brug af hårdt klæbemiddel, idet bløde klæbemidler kan reducere accelerometrets brugbare frekvensområde betydeligt. Hvor accelerometret skal isoleres elektrisk fra måleobjektet kan man benytte en glimmerskive og en isoleret skrue. Metoden benyttes normalt for at forhindre jord-sløjfer. Denne monteringsmetode giver også et godt resultat resonansfrekvensen for det tidligere nævnte accelerometer reduceres kun til ca. 28 khz. En permanent magnet er en enkel fastgørelsesmetode, hvor målepunktet er en plan magnetisk flade. Metoden reducerer dog resonansfrekvensen for det samme accelerometer til omkring 7 khz og kan følgelig ikke bruges til målinger over 2 khz. Magnetens holdekraft er tilstrækkelig vil vibrationsniveauer op til 1000 til 2000 m/s 2 afhængig af accelerometrets masse. En håndholdt probe med accelerometret monteret på toppen tillader en hurtig måling, men den kan give store målefejl på grund af den ringe stivhed. Reproducerbare resultater kan ikke forventes. Endvidere bør der benyttes et lavpasfilter til at reducere frekvensområdet til under 1000 Hz. Side 21 af 157

22 Miljøpåvirkninger. Generelt. Moderne accelerometre og accelerometerkabler er konstrueret til minimal følsomhed over for de mange ydre påvirkninger, som er vist på tegningen. Ikke desto mindre kan specielle accelerometre være nødvendige under særlige omgivelsesbetingelser. Generelt kan man sige at vi kan anvende et standard accelerometer, hvis vi kan tåle at opholde os samme sted som accelerometret skal bruges. Lad os betragte de forskellige muligheder enkeltvis. Side 22 af 157

23 Temperatur. Standard accelerometre kan tåle temperaturer op til 250 o C. Ved højere temperatur vil den piezoelektriske keramik begynde at blive depolariseret, hvorved følsomheden bliver reduceret permanent. Accelerometret kan dog stadig anvendes efter rekalibrering, hvis depolariseringen ikke er for alvorlig. Accelerometre med en særlig piezoelektrisk keramik kan benyttes op til 400 o C. Alle piezoelektriske materialer er temperaturfølsomme, og det bevirker, at en ændring i omgivelsestemperaturen vil resultere i en ændring af accelerometrets følsomhed. Brüel & Kjærs accelerometre bliver derfor leveret med et kalibreringskort, der viser følsomhedsændringen som funktion af temperaturen, og det muliggør, at de målte niveauer kan korrigeres, når målingerne er foretaget ved temperaturer, der afviger væsentligt fra 20 o C. Piezoelektriske accelerometre kan også generere et udgangssignal, når de udsættes for små temperaturfluktuationer (temperaturgradienter). Dette giver normalt kun anledning til problemer, når der foretages målinger af meget lave niveauer eller ved meget lave frekvenser. Moderne accelerometre af forskydningstypen har særlig lav følsomhed over for disse temperaturgradienter. Hvis accelerometret skal monteres på flader, hvis temperatur overstiger 250 o C, men ikke o C, kan der anbringes en køleplade eller en glimmerskive mellem basispladen og målefladen, og derved holde accelerometrets temperatur under 250 o C. Eventuelt kan accelerometret yderligere køles med en luftstrøm. Kabelstøj. Da et piezoelektrisk accelerometer har høj udgangsimpedans, kan der opstå problemer med støj induceret i forbindelseskablet. Disse forstyrrelser kan stamme fra jordsløjfer, triboelektrisk støj eller elektromagnetisk støj. Side 23 af 157

24 Jordsløjfer genereres, når accelerometret og måleudstyret er jordforbundet hver for sig, hvilket muliggør, at der kan gå en strøm i accelerometerkablets skærm. Problemet løses ved at bryde jordsløjfen, og det kan gøres ved at isolere accelerometret elektrisk fra monteringsfladen med en isoleret skrue og en glimmerskive, som tidligere nævnt. Triboelektrisk støj, kan induceres i accelerometerkablet ved mekanisk bevægelse af selve kablet. Støjen opstår fra lokale kapacitets- og ladningsændringer på grund af dynamisk bøjning, kompression eller træk i de lag, som kablet består af. Problemet undgås ved at bruge særlige accelerometerkabler med grafitlag og ved at fæstne kablet tæt ved accelerometret med tape, lim eller lignende. Elektromagnetisk støj kan induceres i accelerometerkablet, når det er anbragt i elektromagnetiske felter. Dobbeltskærmede kabler kan forbedre forholdene, men i særlige tilfælde, må man benytte et balanceret accelerometer og en differentialforforstærker for at løse problemet. Andre miljøpåvirkninger. Basisdeformation: Når et accelerometer er monteret på en flade, som er udsat for vekslende deformation, genereres der et udgangssignal som følge af, at deformationen transmitteres til det følsomme element. Accelerometre er konstrueret med en kraftig, stiv basisplade for at minimalisere denne effekt. Delta Shear R typerne har lav basisdeformationsfølsomhed, fordi det følsomme element er monteret på en centerstamme og ikke direkte på accelerometrets basis. Radioaktiv stråling: Hovedparten af Brüel & Kjærs accelerometre kan bruges under gammabestrålingsdoser på indtil 10 krad/h og op til akkumulerede doser på 2 MRad uden Side 24 af 157

25 mærkbare ændringer af følsomheden. Specialaccelerometre kan anvendes under kraftig bestråling med akkumulerede doser på flere hundrede MRad. Magnetiske felter: Den magnetiske følsomhed af piezoelektriske accelerometre er meget ringe, Normalt mindre end 25 m/s 2. Tesla for den mest ugunstige orientering af accelerometret i det magnetiske felt. Fugtighed: B & K accelerometre er forseglede for at sikre pålidelig funktion i fugtige omgivelser. Til korttidsmålinger i væsker, og hvor der er mulighed for kraftig kondensation, anbefales Teflonisolerede accelerometerkabler. Accelerometerstikket bør også forsegles, og hertil anbefales syrefri silikonegummi. Industriaccelerometre med fastmonteret kabel bør dog anvendes ved permanent overvågning på fugtige eller våde steder. Korrosive stoffer: De konstruktionsmaterialer, der bruges til Brüel & Kjærs accelerometre, er modstandsdygtige over for hovedparten af de korrosive stoffer, som anvendes i industrien. Akustisk støj: De støjniveauer, der findes i maskineri, er sjældent tilstrækkeligt høje til, at de kan forårsage mærkbare fejl i vibrationsmålinger. Normalt er det sådan, at de akustisk inducerede vibrationer i strukturen, hvorpå accelerometret er monteret, dominerer over den luftbårne ekscitation. Tværvibrationer: Piezoelektriske accelerometre er følsomme over for vibrationer i andre retninger end i hovedakseretningen. I tværplanet, vinkelret på hovedaksen er følsomheden mindre end 3 til 4% af hovedaksefølsomheden og ofte er den under 1%. Da tværresonansfrekvensen normalt ligger omkring en tredjedel af hovedakseresonansfrekvensen, bør der tages hensyn hertil, når der er tale om tværvibrationer med højt niveau. Side 25 af 157

26 Accelerometer kalibrering. Brüel & Kjærs accelerometre er individuelt kalibrerede fra fabrikken og ledsages af et omfattende kalibreringskort. Når accelerometre opbevares og anvendes indenfor de specificerede grænser dvs. de ikke har været udsat for høje chok, temperatur, strålingsdoser osv. vil ændringen af accelerometrets karakteristika være minimale, over en meget lang tidsperiode. Undersøgelser over en periode på 10 år har ikke kunnet påvise ændringer, der er større end 2%. Imidlertid kan accelerometre i almindelig brug ofte blive udsat for en ganske voldsom behandling, og det kan resultere i mærkbare ændringer, f.eks. i følsomheden og undertiden endog permanent beskadigelse. Hvis et accelerometer tabes på et betongulv fra bordhøjde, kan det udsættes for chok på mange tusinde m/s 2. Det er derfor klogt at foretage en periodisk kontrol af følsomhedskalibreringen, idet man derved for stor sikkerhed for, om accelerometret er beskadiget. Side 26 af 157

27 Andre transducere. En anden transducere er afstandsføleren, Proximity proben. Det er en permanent monteret probe, der er monteret til at måle afstand/forskydning. Dette er ofte anvendt ved turbiner med glidelejer, men ofte sammen med måling med accelerometre (hastighed/acceleration). Målingen bygger på hvirvelstrømsprincippet og skal sættes op til hver måling, derfor er det en fastmonteret probe. Side 27 af 157

28 Grundlæggende teori Ved beskrivelsen af vibrationer skal man bruge nogle udtryk fra fysikken, hvorfor vi vil starte med at se på cirkelbevægelse. Her har vi følgende udtryk: Θ = vinklen målt i radianer Ω = vinkelhastighed s -1 α = vinkelacceleration s -2 Sammenhængen mellem størrelserne er: Θ =ω * t α = ω / t Hvis vi betragter en partikel på en cirkels periferi og tænker os at vi lader cirklen køre hen af en ret linie med sit centrum fastgjort til linien vil vi få et billede som vist i fig.1. Fig.1 Simpel harmonisk svingning. Som det fremgår af fig.1 vil der ved π/2 være en max afstand mellem partiklen og den rette linie. Denne afstand kaldes for svingningens amplitude. En anden ting som vi kan se ud af fig.1 er svingningstallet, eller frekvensen f, hvorved man forstår svingninger pr. sekund. f = ω/2π Den fuldt optrukne linie er partiklens afstand til linien. Den punkterede kurve viser hastighedens variation. Den stiplede kurve viser accelerationens variation. Side 28 af 157

29 Grundlæggende vibrationsteori Fig.1 Fig.1 viser en ventilatorrotor med 8 vinger. På den ene vinge er der påsat en vægt så rotoren kommer ud af balance. Det bevirker at rotoren vibrerer på grund af ubalancen, når rotoren drejer rundt. Disse vibrationer kan måles, målingen vil vise en sinuskurve som vist ved siden af ventilatorrotoren. Den herved fremkomne sinuskurve er en kurve af 1. orden d.s.v. at kurven variere med samme frekvens som omdrejningerne på ventilatorrotoren. Vibrationsmålinger går i sin simpleste form ud på at måle kurven og analysere denne. Ved måling af vibrationer er det dog sjældent at det er så enkelt. Fig. 2 Fig. 2 viser den samme rotor, men som man kan se af kurven er der sket noget, kurven er blevet takket. Dette skyldes at man har stukket en bøjelig plade ind i mellem vingerne på ventilatorrotoren så vingerne hele tiden rammer på pladen. Da der er 8 vinger på ventilatorrotoren vil påvirkningen fra pladen ramme ventilatorrotoren 8 gange på en omdrejning. Det betyder vi får en kurve med en frekvens der er 8 gange større end omdrejningstallet, man siger at kurven er af 8. orden. Kurven med høje frekvens bliver adderet til kurven med den lave frekvens, herved får kurven det udsende som er vist i fig.2 Side 29 af 157

30 Det vil hurtigt blive uoverskueligt at analysere en sådan kurve med ret mange påvirkninger, som der normalt er ved målinger på maskiner i det virkelige liv, derfor indretter man måleapparater til måling af vibrationer til at kunne lave en spekteranalyse af kurven. Fig. 3 Fig. 3 viser hvordan det vil se ud hvis man laver en frekvensanalyse af den ovenfor beskrevne belastning af ventilatorrotoren. Ordinaten angiver kurvens amplitude og absissen angiver frekvensen hvor vibrationerne forekommer. Absissens frekvens er inddelt således at 1 betyder maskinens omdrejningstal 2 er 2 gange maskinens omdrejningstal osv. Som det fremgår af fig.3 vil man tydeligt kunne se at der er forstyrrelser ved maskinens omdrejningstal og ved 8 gange omdrejningstallet. En sådan adskillelse af fejlene vha. spektralanalyse gør det meget lettere at finde frem til fejlene. Sammenhæng mellem forskydning, hastighed og acceleration. Der er en veldefineret sammenhæng mellem forskydning, hastighed og acceleration. Til at belyse denne sammenhæng betragtes en simpel harmonisk bevægelse, vist vha. mekanismen på fig.2. Fig. 2 Side 30 af 157

31 En skive drejes med uret med en konstant vinkelhastighed ω (rad./sek.). Hvor omdr./ min..= 30ω/π. Skiven driver en frem- og tilbagegående mekanisme B vha. tap P i føringen S. Forskydningen X er givet ved : X=r sinθ eller x=r sinωt hvor ω er 2πf Den maximale forskydning opnås når sin ωt er=+/- 1, og da er amplituden lig r. Ved differentiation af forskydningen med tiden fås hastigheden. V = dx/dt = r ω cosωt Den maximale hastighed opnås når ω t= +/-1, og er da lig hastighedsamplituden r ω. Ved at differentiere endnu en gang fås accelerationen: A = dv/dt Den maximale acceleration fås for sin ω t = +/-1 og den er lig r ω 2. Fig. 3 Viser relationerne: Det fremgår, at der er en faseforskydning mellem de tre parametre. Hastigheden er 90 0 foran forskydningen, og accelerationen er 90 0 foran hastigheden. Faseforskydningen har i denne forbindelse mindre betydning, idet måleresultatet er et gennemsnit af amplituden over flere perioder. I særlige tilfælde har fasen dog betydning, f.eks. ved afbalancering. Ved differentiationen multipliceres signalet med faktoren ω. Det betyder, at accelerationen er en faktor ω eller ω 2 større end henholdsvis hastigheden eller forskydningen. Accelerationssignalet er derfor ofte det nemmeste at måle og undertiden det eneste, som kan måles ved høje frekvenser. Den vigtigste konsekvens af relationen mellem de tre parametre er, at man ved enhver given frekvens ud fra kendskabet til en af parametrene kan beregne de to andre. Differentiationen af forskydningen giver hastigheden, og differentiationen af hastigheden giver accelerationen. Differentiationen udføres sjældent i praksis. I stedet udføres den omvendte operation enkelt eller dobbelt integration af accelerationen til hastighed eller forskydning ved hjælp af elektroniske målere. Frekvensen afbildes almindeligvis med logaritmisk frekvens akse. Det bevirker, at de lave frekvenser bredes ud, og de høje trækkes sammen; dette giver erfaringsmæssigt en Side 31 af 157

32 passende opløsning uden alt for store papirark. Logaritmisk afbildning hænger nøje sammen med begreberne oktav og dekade, både en oktav og en dekade svarer til en konstant bredde uafhængig af frekvensområde. Det bemærkes dog, at lineær frekvensakse også benyttes f.eks. ved bestemmelse af harmoniske af en given svingning. Amplitudeaksen er oftest logaritmisk, idet man benytter en db-skala svarende til den som anvendes inden for lydmåling, herved fås at hastigheden vokser 6 db pr. oktav og 20 db pr. dekade, medens forskydningen vokser 12 db pr. oktav og 40 db pr. dekade. db skalaen Vibrationsamplituder ligger indenfor et meget stort område, og man benytter derfor en relativ, logaritmisk skala, som angiver niveauet L i db: Hvor x betegner den målte amplitude, og x 0 en referenceamplitude. Referenceværdierne for de to parametre er standardiserede, og accelerationsniveauet og hastighedsniveauet er givet ved: Det må dog bemærkes, at andre referenceværdier også anvendes, og man bør derfor altid sikre sig hvilken referenceværdi, der er benyttet ved angivelse af niveauet. Den største fordel ved db skalaen er, at talværdierne holdes inden for rimelige grænser. Et amplitudeforhold på 10 5 er ikke ualmindeligt, det giver 20 log 10 5 = 100 db. Spids-, gennemsnits- og effektivværdier. For en simpel harmonisk svingning er amplituden et entydigt mål for intensiteten. Intensitetsangivelsen for mere komplekse svingningsformer er i praksis ikke helt så enkelt Her benyttes sædvanligvis en af følgende værdier : spids-, gennemsnits- eller effektivværdien. Spids- eller maksimalværdien er især nyttig til bestemmelse af den maksimale forskydning, men man må være opmærksom på, at det kun er den øjeblikkelige maksimalværdi, som gives og ikke en tidsmidlet værdi. For en simpel harmonisk svingning er spidsværdien lig amplituden. Se fig. nedenfor. Side 32 af 157

33 Spids til spids-værdierne er afstanden fra største negative til største positive værdi, og for et symmetrisk signal er den to gange spidsværdien. Gennemsnitsværdien er defineret ved: Dvs. en tidsmidling af signalet over perioden T. Denne værdi har imidlertid kun begrænset interesse, fordi den ikke har nogen direkte relation til fysiske størrelser. En meget anvendt størrelse er effektivværdien eller RMS-værdien (root mean square) af signalet, der er defineret ved: T er midlingstiden (integrationstiden), dvs. den tid, som fysisk benyttes til at bestemme effektivværdien af signalet. For tilfældigt varierende vibrationer fås den sande effektivværdi kun, hvis T er uendelig stor. Da T i praksis ikke er uendelig stor, og da observationsperioden ved praktiske vibrationsmålinger normalt er betydeligt større end midlingstiden, vil den observerede effektivværdi for vibrationerne flukturere under målingen. Effektivværdien har overordentlig stor betydning i praktisk vibrationsmåleteknik, idet den er proportional med vibrationsenergien. De tre størrelser kan udtrykkes i forhold til hinanden ved: Hvor F f kaldes formfaktoren og F t topfaktoren. De to faktorer giver et billede af bølgeformen for de undersøgte vibrationer. For en sinuskurve er: Side 33 af 157

34 For at modvirke usikkerheden om, hvilken af de flukturerende niveauer der skal aflæses, kan man anvende det ækvivalente energiniveau L eq. Matematisk er L eq det konstante vibrationsniveau, der over den samme tidsperiode indeholder den samme energi som den fluktuerende vibration. Dette kan udtrykkes matematisk som: Side 34 af 157

35 Almindeligt forekommende maskinfejl. Det har i mange år været kendt, at ubalance og dårlig opretning er årsagen til de fleste problemer med maskiner. Disse to tilstande frembringer de vigtigste indvendige påvirkninger i maskinen, som fremkalder sådanne tilstande som løsnede dele eller skade på lejerne til roterende elementer. Heldigvis vil disse tilstande vise et vibrationsspektrum som er let genkendeligt. Ubalance, dårlig opretning og lejeskader omtales samlet som de tre store, som er årsag til de allerfleste af de maskinproblemer, som man kan genkende ved en undersøgelse af vibrationsmønstret. Ubalance. Ubalance er en tilstand i en roterende maskindel, hvor tyngdepunktet for massen ikke ligger på rotationsaksen. Med andre ord - der er en tung plet på det roterende element. Den tunge plet på det roterende element frembringer en centripetalkraft 1 på maskinens lejer under rotationen, og denne centripetalkraft varierer kontinuerligt for hver omdrejning af den roterende del. En kurve over variationen vil være ligesom den simple harmoniske svingning af en masse ophængt i en fjeder. Variationsperioden vil være én omdrejning af det roterende element, og kraftens frekvens er således den samme som omdrejningstallet for rotoren. På tegningen viser pilene, at kraftpåvirkningen af de to lejer går i modsat retning på samme tid. Det bør ikke overraske på dette tidspunkt, at den frembragte vibrationskurve som følge af denne ubalance vil ligne en sinuskurve - hvad den også er. For at gøre dette klart, kan man forestille sig, at den tunge plet på det roterende element under rotationen opfører sig som noget lignende en masse ophængt i en fjeder. En ren ubalance - uden andre forviklinger - vil frembringe et vibrationsmønster med en enkelt frekvens, og denne vil være lig med omdrejningstallet for rotoren i første eller anden orden. Man bør dog notere sig, at i praksis forekommer der aldrig en ren ubalance. Der vil altid optræde andre elementer i et vibrationsspektrum fra en maskine; men disse kan være ganske små, hvis maskinen ellers ikke har fejl af betydning. Følgende diagram viser et vibrationsspektrum for en maskine, der er ude af balance. Den store spids ved 124 VdB skyldes ubalancen. (VdB betyder amplituden i Velocity målt i db). De andre spidser skyldes forskellige andre tilstande i maskinen, som vi senere skal undersøge nærmere. 1 Ikke at forveksle med centrifugalkraften, som er den kraft af samme størrelse, men indadrettet, som holder den tunge plet fast i omdrejningen. Side 35 af 157

36 Spidsen ved 1X er selvfølgeligt ved en frekvens i første orden (lig med omdrejningstallet), og kaldes derfor basisfrekvensen for maskinens vibrationsspektrum. Basisfrekvensen er også numerisk lig med afstanden mellem de harmoniske svingninger, og kaldes undertiden den første harmoniske eller harmoniske nr. 1. Følger man denne opdeling vil nummeret på den harmoniske være lig med ordens nummeret. Måles der en stor spids ved 1X i radial retning på et leje, er dette oftest et tegn på ubalance, og graden af ubalance angives ved højden af spidsen. En maskine uden ubalance findes ikke, og der vil derfor altid være en 1X spids i et vibrationsspektrum. Ubalance i maskiner med lodret akse Det kan ofte være svært at skelne imellem ubalance i motoren og ubalance i pumpen i en maskine med lodret akse. Lodrette enheder er ofte konstruerede med et trykleje på fodpladen. Denne konstruktion fører ofte til større vibrationer ved motoren end ved pumpen, uanset vibrationernes oprindelsessted. Ved at frigøre motoren fra pumpen ved koblingen, og køre med motoren alene, kan man måske fastslå hvilken del, der er i ubalance. Hvis ikke, bør man balancere motoren først og derefter - om nødvendigt - balancere pumpen. Side 36 af 157

37 Ubalance i maskiner med overhængende leje I en maskine med overhængende leje vil et højt vibrationsniveau i aksial retning samtidigt med stærke vibrationer i radial eller tværgående retning angive en ubalance i den udkragede maskinkomponent. Ubalance i den udkragede komponent skaber et bøjnings- moment og en varierende lodret forskydning af maskinen med det resultat, at de aksial vibrationsniveauer tiltager. Direkte koblede pumper, ventilatorer og små turbiner er eksempler på almindelige maskiner med overhængende leje. Årsager til ubalance Ganske mange tilstande kan være årsagen til ubalance i en maskine. - snavs - uensartede materialer - især støbegods (f.eks. med porøsitet eller blærer) - pasningsfejl (f.eks. aksel, udboring, etc.) - excentriske roterende dele - udbøjning i roterende dele (f.eks. ruller i en maskine til fremstilling af papir) - bearbejdningsfejl - uens massefordeling i vindingerne i en elektromotor - usymmetrisk tæring af roterende dele - manglende kontravægtdele Graden af Ubalance Graden af ubalance afhænger ikke blot af vibrationsniveauet, men også af typen og størrelsen af maskineriet - nogle maskiner arbejder normalt med højere vibrationsfrekvenser af første orden end andre. Det er derfor nødvendigt at tage hensyn til den enkelte maskine, når betydningen af ubalancen skal vurderes. Følgende tabel kan anvendes til at vurdere betydningen af ubalance i maskiner med omdrejningstal imellem 1800 og 3600 omdr./min. 1X Vibrationsniveau Fejlfinding Reparationsprioritet VdB Mindre end 108 VdB Lidt ubalance Ingen anbefaling 108 VdB VdB Nogen ubalance Ønskelig 115 VdB VdB Alvorlig ubalance Vigtig Over 125 VdB Yderst alvorlig ubalance Påkrævet Side 37 af 157

38 Med hensyn til betydningen af ubalance er afhængigheden af maskintype en funktion af maskineriets størrelse - eller mere eksakt - størrelsen af de roterende dele. For eksempel ville alle tre følgende tilfælde udløse en anbefaling om en ønskelig reparation: 1X VIBRATION MASKINTYPE REPARATION 109 VdB Mindre et-trins pumpe Ønskelig 118 VdB Større turbine Ønskelig 116 VdB Middelstor køleventilator Ønskelig I ovenstående vibrationsspektrum kan man se andre spidser end den ved 1X. På frekvensaksen kan man aflæse disse til at være beliggende ved 2X, 3X, 4X, osv. Disse spidser kaldes harmoniske og skyldes, at den rene sinusformede vibrationskraft som følge af ubalance i det roterende element bliver ændret eller forvrænget et eller andet sted i maskinen imellem oprindelsesstedet (det roterende element) og vibrationsføleren. Den kraft, der opstår i det roterende element, er en fuldstændig glat almindelig sinuskurve, men undervejs til føleren vil maskinens karakteristika ændre bølgeformen. Som hjælp til at forstå hvorledes dette kan ske, kan man betragte følgende: Det er velkendt, at kørsel i en bil på plan vej med forhjul, som er ude af balance, vil medføre vibrationer i bilen med en frekvens lig med hjulenes omdrejningstal. Dette er en 1X vibration magen til den omtalt ovenfor. Det er også kendt, at såfremt der ikke er noget ved bilen, der sidder løst og rasler, vil vibrationen være glat og regelmæssig. Hvis derimod der er ét eller andet, der sidder løst - kofangeren, instrumentbrættet, rattet - vil den ubalancerede kraft fra forhjulene fremkalde en raslen, som vil høres og føles som en vibration, der er adskilt fra den regelmæssige sinusbølge fra den rene ubalance. Denne raslen medfører, at vibrationen fra ubalancen opfattes forvrænget - nye frekvenskomponenter tilføjes vibrationen og kan føles og høres. Hvis man optog et frekvensspektrum for vibrationerne i bilen, ville man kunne se de harmoniske af hjulenes omdrejningstal på samme måde, som vist i diagrammet ovenfor. De harmoniske i bilens vibrationsspektrum opstår som følge af mekaniske løsgang i konstruktionen, og de harmoniske i det afbillede spektrum er tilsvarende en følge af løsgang i maskineriet. Side 38 af 157

39 En anden hjælp til at forstå, hvorledes de harmoniske opstår, er at sammenligne med den forvrængning der høres, når man skruer for højt op for radioen eller musikanlægget. Den glatte og jævne lyd af musikken bliver forvrænget ved tilføjelsen af de harmoniske af lyden, hvilket kan bevises ved at betragte et spektrum af resultatet. Specifikationer for dele til lydanlæg medtager forvrængning ved forskellige lydstyrker. Opretningsfejl Opretningsfejl En perfekt opretning forefindes, når centerlinierne for to sammenkoblede aksler er sammenfaldende. Hvis centerlinierne ikke er sammenfaldende er der en opretningsfejl. Der findes tre slags opretningsfejl: Vinkelfejl - centerlinierne for akslerne krydser hinanden; men er ikke parallelle, Parallelfejl - centerlinierne for akslerne er parallelle, men ikke koncentriske, Parallel- og vinkelfejl (Almindelig opretningsfejl) - de fleste opretningsfejl er en kombination af vinkelfejl og parallelfejl. Vinkelfejl Ved vinkelfejl opstår der et bøjningsmoment - i fejlopretningens plan - i koblingsenden af hver af akslerne, som medfører stærke vibrationer ved omdrejningstallet og ved det dobbelte af omdrejningstallet. Disse vibrationer er normalt dominerende i aksial retning i begge ender af maskinen. Parallelfejl Parallelfejl medfører både et bøjningsmoment og en forskydningskraft - begge i fejl- opretningens plan - i koblingsenden af hver af akslerne. Vibrationsniveauet ved det dobbelte af omdrejningstallet for akslerne forøges i begge Side 39 af 157

40 ender af maskinen og er dominerende i enten radial- eller tværretningen. Almindelig opretningsfejl Fejlopretning er som oftest en kombination af vinkelfejl og parallelfejl. Som regel er fejlfindingen baseret på dominerende vibrationer ved det dobbelte af omdrejningstallet sammenholdt med forøgede niveauer ved omdrejningstallet i aksial retning og i enten radial- eller tværretningen. Problemer med fleksible koblinger vil tilføje oversvingninger ved 1X og 2X. I virkeligheden vil opretningsfejl fremkalde en hel række forskellige symptomer på forskellige maskiner, og hvert tilfælde må undersøges særskilt på grundlag af en forståelse af årsagerne. Man bør tage nøje hensyn til et gennemsnit af data fra maskiner af samme type og fastlægge de normale 1X og 2X frekvenser for gruppen inden fejlårsagen fastlægges. Temperaturindvirkning på opretningen Opretningen er kun perfekt ved én temperatur. Med andre ord: En korrekt oprettet aksel vil kun have en perfekt opretning ved arbejdstemperaturen og vil være mere eller mindre ude af opretningen ved lavere temperaturer. Fejlopretningens Vibrationsspektrum Man fristes til at tyde høje 1X-niveauer i et vibrationsspektrum som værende en følge af ubalance; men det sker, at opretningsfejl også medfører høje spidser ved 1X. I de fleste tilfælde vil opretningsfejl desuden medføre høje 2X-komponenter - til tider højere end 1X spidserne. Følgende diagram viser et vibrationsspektrum målt i radial retning på en maskine med opretningsfejl. Bemærk, at andenordens harmoniske er større end førsteordensharmoniske. Dette kunne være et tegn på ubalance; men opretningsfejl vil også fremkalde førsteordensspidser. Side 40 af 157

41 Det næste vibrationsspektrum er målt på samme sted på maskinen, men i aksial retning. Bemærk nu, at førsteordensharmoniske er højere end før, medens andenordensharmoniske er lidt lavere. Dette er et klassisk tilfælde af fejlopretning. Ved fejlfinding er det vigtigt at kunne skelne imellem ubalance og opretningsfejl, fordi det er tidsspilde at forsøge at afbalancere en maskine, der er fejloprettet! Når man ser spidser ved 1X og 2X i et vibrationsspektrum for en maskine, skal man altid gennemføre undersøgelsen i alle tre planer. Husk, at ubalance altid vil blive tilkendegivet ved 1X i radial- og tangentiel retning for roterende dele imellem lejer, men vil ikke medføre høje spidser ved 1X i aksial retning. På den anden side vil opretningsfejl medføre høje spidser ved 1X så vel som spidser ved 2X i radial- og tangentiel retning. Der er adskillige tilfælde, hvor man må være særlig forsigtig. for eksempel vil en overhængt roterende komponent, som er i ubalance, frembringe aksiale 1X vibrationer ved det nærmeste leje, hvilket ligner en opretningsfejl. På samme måde vil en roterende komponent med en bøjet aksel - enten den er udkraget eller ophængt imellem lejer - frembringe 1X-spidser ved begge lejer. Årsager til opretningsfejl Opretningsfejl kan have mange årsager - dårlig montage - sætning efter montage - forvridning på grund af rørspændinger - forvridning som følge af vridningsmoment sammenholdt med en fleksible understøtning - temperaturudvidelser - dårligt forarbejdet koblinger - utilstrækkelig smøring af koblinger Side 41 af 157

42 Bøjet aksel Symptomer En bøjet aksel kan fremvise forskellige symptomer afhængige af, hvordan akslen er bøjet. For eksempel kan en aksel, der er lidt buet, frembringe symptomer på både ubalance og opretningsfejl; men hvis udbøjningen er imellem lejerne, og den roterende komponent er stiv og afbalanceret, vil der sandsynligvis slet ikke opstå vibrationer. En aksel som er bøjet ved koblingen vil frembringe symptomer, der er de samme som ved en opretningsfejl. I al almindelighed vil bøjede aksler typisk fremvise en forøgelse af vibrationerne ved omdrejningstallet og muligvis ved 2X. Det skal bemærkes, at fejlfinding af bøjede aksler kun sjældent forekommer. Løsgang i maskiner Harmoniske i et vibrationsspektrum for en maskine angiver løsgang i maskinen, og antallet af oversvingninger og amplituden for disse er en angivelse af, hvor stor løsgangen er. Der vil altid være et vist slør i maskinlejer, uanset hvor stramme de synes at være, og dette slør viser sig som oversvingninger af arbejdshastigheden i et vibrationsspektrum. Den erfarne vibrationsanalytiker bliver snart dygtig til at genkende oversvingningsmønsteret i et vibrationsspektrum, og kan øjeblikkeligt sige om maskinen er i ubalance og/eller udviser løsgang samt give et bud på betydningen af hver af disse. Denne type erfaring er ikke svær at opnå - den kommer med øvelse. Som omtalt tidligere er det mønstret i de harmoniske og andre særlige vibrationskomponenter, der er det vigtigste. Side 42 af 157

43 Et typisk harmonisk mønster fremkaldt ved vibrationer i maskineriet er ikke symmetrisk eller ensartet; der kan være visse multipla af omdrejningstallet, som slet ikke opstår eller har vekslende amplitude. Det er normalt at finde harmoniske af omdrejningstallet fra 2X til 6X i en sund maskine. Det er også normalt at finde spidser i et vibrationsspektrum, som ikke er oversvingninger af omdrejningstallet dvs. de opstår ikke ved ordenstallene - for eksempel spidsen lidt under 7. potens i diagrammet ovenfor. For øjeblikket vil vi overse disse spidser - senere går vi i detaljer dermed. Der kan være to slags løsgang i en maskine: Roterende løsgang eller stationære løsgang. En roterende løsgang opstår ved for stort spillerum imellem en roterende komponent og en stationær komponent(er) - for eksempel i et leje - medens stationær løsgang fremkommer ved en bevægelse imellem to normalt ubevægelige maskinkomponenter - for eksempel en fodplade og en fundamentsplade eller et lejehus og en maskine. Roterende løsgang Slør i glide- og kuglelejer (lejeløsgang) vil frembringe harmoniske af 1X, som kan gå helt op over 10X. Hvis de harmoniske af høj potens er fremherskende, kan det betyde, at der er kontakt metal til metal. Mekanisk løsgang som følge af slid i lejer er en af de mest almindelige fejl, der findes ved vibrationsanalyse. Bemærk, at spidserne ved høje frekvenser i det følgende spektrum er højere end de, der er vist i foregående diagram. Dette er et klassisk eksempel på alvorlig roterende løsgang, enten i et glideleje eller et rulleleje. Side 43 af 157

44 Vibrationsamplituden som funktion af tiden vil ved alvorlig mekanisk løsgang give en kurve nogenlunde som vist nedenstående. Denne er en sinuskurve som følge af ubalance, men forvrænget eller afskåret ved at bevægelsen er forhindret i ét punkt ved kontakt med en stationær del af maskinen. Efterhånden som løsgangen bliver værre vil afskæringen forøges, hvorved de harmoniske vil fremkomme ved højere orden af omdrejningstallet med forøget amplitude. Det bør huskes, at en ganske svag afskæring fremkalder de harmoniske i diagrammet, som ikke var tilstede i det forrige diagram. For at bestemme betydningen af løsgangen, skal man sammenligne det harmoniske mønster, som fremkaldes af vibrationen i maskinen med et tidligere basismønster fra den samme eller en tilsvarende maskine. For stor frigang i et leje kan fremkalde harmoniske af 0,5X, som vist nedenfor. Disse kaldes halvordenskomponenter eller subharmoniske. De kan fremkaldes ved gnidning og hårde stød. Side 44 af 157

45 Stationær løsgang De fleste former af stationær løsgang fremkalder også harmoniske af omdrejningstallet, men normalt ikke så mange, og de fremkalder ikke halvordenskomponenter i vibrations- spektret. Stationær løsgang kan afstedkomme tilfældige støjbølger såvel som oversvingninger og dette fører til et kontinuerligt spektrum uden spidser. Rulningslejer De såkaldte fejlfrekvenser, som forekommer i vibrationsspektret fra en maskine med rulningslejer, er en følge af lejegeometrien, som vist på følgende tegning: Disse fejlfrekvenser kaldes ofte lejetoner, og de nøjagtige frekvenser afhænger stærkt af lejekonstruktionen. Der findes formler til at beregne frekvenserne; men resultaterne af disse kalkulationer giver ikke altid det rigtige resultat, idet den nøjagtige frekvens afhænger af belastningen på lejet. Det er derfor normalt tilstrækkeligt at anvende tilnærmede lejetonefrekvenser, som følger: Yderringsfejlfrekvens = omdrejningstallet gange antallet af ruller/kugler gange 0,4 Inderringsfejlfrekvens = omdrejningstallet gange antallet af ruller/kugler gange 0,6 Basisudvekslingsfrekvens = omdrejningstallet gange 0,4 Side 45 af 157

46 Kugleomdrejningsfrekvensen afhænger i højeste grad af rullernes/kuglernes relative diametre og er meget vanskelig at anslå. Den ligger imellem 2X og 4X. Den grundlæggende udvekslingsfrekvens FTF (Fundamental train frequency) er omdrejningshastigheden for rulleholderen, og forekommer sjældent i vibrations- spektra; men kan dog optræde som sidebånd til kugleomdrejningsfrekvensen. Ovenstående formler er anvendelige for lejer med 8 til 12 ruller/kugler, hvilket omfatter flertallet af de lejer, der anvendes i dag. Non-synkrone toner Den vigtigste kendsgerning vedrørende lejetoner er, at de er non-synkrone - dvs. de forekommer ikke ved samme frekvens som omdrejningstallets harmoniske. Dette gør, at de er nemme at genkende i et vibrationsspektrum - især hvis dette spektrum er optegnet som potenser af lejets omdrejningstal. I de fleste tilfælde vil non-synkrone spidser i et vibrationsspektrum for en maskine med rulningslejer være lejetoner. Følgende diagram viser lejetoner omkring 3,2 og 6,4 gange 1. orden. Side 46 af 157

47 Flertallet af defekte lejer vil frembringe vibrationsspidser ved flere harmoniske af lejetonerne, og som lejetilstanden forværres vil 1X og FTF sidebånd vise sig ved lejetonerne. Typisk udvikling af lejeslid I de følgende diagrammer vises en række vibrationssignaturer, som illustrerer vibrationsudviklingen i et leje fra der opstår en fejl i lejet indtil lejet endeligt bryder sammen. Man kan ikke sige entydigt, at alle lejer vil vise en sådan udvikling - der kan optræde mange forskellige fejl i rulningslejer; men i de fleste tilfælde vil det første tegn på vanskeligheder med lejet være en lille fejl i kuglesporet eller én af rullerne/kuglerne. Lidt efter lidt forværres denne fejl indtil lejet til sidst bryder sammen. Dette spektrum viser ingen tegn på problemer med lejer. Side 47 af 157

48 Dette spektrum viser en non-synkron tone på 72 VdB ved orden 3,1. Denne tone er lille nok til, at den kunne være forårsaget af noget andet; men hvis man følger udviklingen over et stykke tid, vil det vise sig, at højden vokser, efterhånden som lejet slides. Efterhånden som fejlen i lejet bliver værre, vil amplituden af lejetonen blive større. I mange tilfælde vil db-niveauet forøges lineært, som det ville fremgå af et diagram over lejetone niveauet som funktion af tiden. En lineær stigning af db-niveauet er i virkeligheden en logaritmisk stigning af det absolutte niveau, og dette betyder, at der er en positiv feed-back mekanisme, hvorved slidhastigheden stiger i takt med graden af slid. Forøget beskadigelse medfører, at nedbrydningen fremskyndes. Dette mønster optræder særligt i lejer med høj hastighed; men er ikke ualmindelig i en hvilken som helst type rulningslejer. Side 48 af 157

49 Her er lejetonen steget til 97 VdB, og dens oversvingning af anden orden er helt tydelig. Det sker ofte ved lejeskader - især når der er tale om revnede kuglespor - at harmoniske af anden og højere orden fremkommer samtidig med lejetonen, eller i visse tilfælde endda inden selve lejetonen er ret tydelig. På dette tidspunkt er der tiltagende slør i lejet, hvorved der fremkommer endnu en ikke-liniær komponent i det mekaniske system. Dette fører til forekomsten af harmoniske af 1X. Den kraft, der fremkalder vibrationerne er 1X basiskomponenten som følge af ubalance, som er en sinusbølge. Løsgangen i lejet medfører, at sinusbølgen forvrænges, hvorved der opstår harmoniske i spektret. Side 49 af 157

50 Efterhånden som lejet slides yderligere, bliver lejetonen amplitudemoduleret af den 1X basiskomponent, som stammer fra akslens omdrejningstal. Dette bekræfter, at der er tale om en fejl på kuglesporet, idet fejlen på kuglesporet bevæger sig ind og ud af lejets belastningsområde i takt med rotationen af akslen, hvorved tonen moduleres. Amplitude- modulationen er årsagen til sidebåndene i spektret. Efterhånden som sliddet forværres (fejlen på kuglesporet breder sig) opstår der tilfældig støj omkring basislejetonefrekvensen. Dette kaldes undertiden en høstak på grund af udseendet i vibrationsspektret. Side 50 af 157

51 Kort før lejet bryder sammen forøges niveauet for den bredbåndede baggrundsstøj, som vist her. På dette tidspunkt vil der være en udpræget varmeudvikling i lejet og utilstrækkelig smøring. Kort tid herefter bryder lejet sammen og kan muligvis have forårsaget beskadigelse på akslen og lejehuset samt andre komponenter i maskinen. Følgende spektrum viser en hel anden type sidebåndsaktivitet. I dette tilfælde, er afstanden mellem sidebåndene lig med lejets basisudvekslingsfrekvens og ikke akslens omdrejningstal. Med andre ord - amplitudemodulationen af vibrationssignalet sker ved omløbstallet for rulleholderen, hvilket er den hastighed hvormed rullerne/kuglerne bevæger sig rundt i lejet. En typisk årsag til denne form for modulation er én eller flere ruller/kugler, som er revnede eller på anden måde beskadigede. Side 51 af 157

52 Løsgang i rullekontaktlejer Løshed i rullekontaktlejer er normalt tilkendegivet ved stærke harmoniske spidser ved akselomdrejningstallet og - af og til - ved tilfældige harmoniske. Alvorlig løsgang i rullekontaktlejer, som fremskynder lejesammenbrud, kan være angivet ved 0,5X spidser og halvordens harmoniske eller - i meget alvorlige tilfælde - ved tiltagende hele delordens harmoniske (1/3X, 1/4X, 1/5X). Løsgang i andre roterende dele vil også fremkalde 1X harmoniske og til tider halvordens harmoniske, så dette er ikke en entydig angivelse af løsgang i lejet. Undersøgelser på stedet og en oversigt over tidligere reparationer vil være nyttige. Skæve rullekontaktlejer Et skævt eller dårligt oprettet rullekontaktleje vil frembringe en tydelig 2X komponent i vibrationsspektraet, fortrinsvis i aksial retning og undertiden også i radial retning. 2Xniveauerne er normalt stærkest i den ende af enheden, som er nærmest problemet. Herudover vil der ofte være stærke lejetoner. Lejeproblemer i maskiner med flere aksler I en maskine med flere aksler vil der ofte være yderligere tegn, som understøtter symptomerne på slid i et rullekontaktleje - såsom en unormal tandindgrebsamplitude og side- bånd ved omdrejningstallet for den aksel, hvor lejeproblemet er opstået. Side 52 af 157

53 Glidelejeproblemer Typer af glidelejeproblemer Forskellige typer af glidelejeproblemer vil frembringe vibrationer ved frekvenser under omdrejningstallet for akslen. Blandt disse er: - oliehvirvel - oliesmæld Oliehvirvel Under visse forhold kan et glideleje udvise et vibrationsfænomen kaldet oliehvirvel. Olie- hvirvel er en hydrodynamisk instabilitet i aksel/olie/leje-systemet. Tilstanden skyldes en uens trykfordeling i oliefilmen imellem lejesølen og lejepanden. Ved akslens omdrejning vil denne uens trykfordeling fremkalde ustabilitet i radial retning. Der dannes en oliekile, som kører rundt om akslen. Vibrationsamplituden afhænger af olie- temperatur og viskositet. Oliehvirvel optræder fortrinsvis ved lejer med høj hastighed og ringe belastning. Kendetegnet i vibrationsdiagrammet er en smal spids i området 0,38X til 0,48X. Man bør dog være varsom med bestemmelsen, da der kan være udefrakommende vibrationer, som ligger indenfor samme område. Oliesmæld Oliesmæld er en alvorlig forværring af oliehvirvel, hvor sidstnævnte fremkalder resonans i akslen. Frekvensen af de opståede vibrationer er næsten de samme som for oliehvirvel; men amplituderne er betydeligt højere. Der kan ske alvorlig skade på maskinen, hvis ikke der straks gribes ind. De egensvingninger, som fremkalder oliesmæld, kan undgås ved hurtigt at passere igennem resonans-området for akslen ved opstart af maskinen. Det kan være nødvendigt at bruge specielle, opdelte lejeskærme. Det skal bemærkes, at oliehvirvel og oliesmæld også kan optræde i andre konstruktioner, som minder om et glideleje, for eksempel en forlænget pakdåse. For stort spillerum i glidelejer For stort lejespillerum i et glideleje er normalt et resultat af slid, og fremkalder pukler af oversvingninger ved akslens omdrejningstal - som oftest fra 4X til 8X eller fra 12X til 16X. Disse mønstre svarer til stød i takt med omdrejningstallet, som varer 1/4 eller 1/8 omdrejning. Side 53 af 157

54 Løsgang i glidelejer Tegn på løsgang i glidelejer er ret almindelig og minder stærkt om tegnene på slid. For eksempel vil fremkomsten af stærke tilfældige 1X komponenter udlægges som stammende fra stødenergi, der varer ½ omdrejning. Om oprindelsen er løsgang eller slid kan nogle gange fastlægges ud fra tendenser i vibrationsmålingerne. I alle tilfælde bør der foretages en inspektion på stedet. Det andet normale tegn på løsgang i lejet - 0,5X med halvordens harmoniske - er en entydig angivelse af, at lejepanden sidder løst i lejehuset. Slid på tryklejer Slidte glidetryklejer vil normalt fremvise stærke aksiale vibrationer. Tryklejer af Michell- typen viser ofte forstærkede niveauer ved blokantallet og harmoniske heraf. De fleste Michell-lejer har seks blokke - nogle har fire blokke. Resonans Resonans opstår når en genstand kommer i egensvingninger. Enhver genstand har én eller flere frekvenser, ved hvilke genstanden vil begynde at vibrere af sig selv. En kirkeklokke ringer ved sin egenfrekvens. Når en genstand er i resonans, er forholdet imellem amplituden for indgangsvibrationerne og udgangsvibrationerne større end én. Hvis genstanden tvinges til at svinge nøjagtigt ved egenfrekvensen, er dette forhold teoretisk uendeligt. I praksis vil dette aldrig være tilfældet, idet alle systemer udviser en vis dæmpning, og frekvenserne passer aldrig helt nøjagtigt sammen. Side 54 af 157

55 Fleksibelt fundament Når et fundament er fleksibel, er kræfterne fra konstruktionen ikke stærke nok til at modvirke kræfterne fra det vibrerende maskineri. Dette er ikke et spørgsmål om resonans - som beskrevet ovenfor - med små påvirkninger. Det er en tvungen vibration, hvor indgangs- kræfterne overskrider konstruktionens modstandskraft. Et typisk tilfælde af et fleksibel fundament vil være en tæret konstruktion, som for eksempel fundamentspladen for en brandpumpe, der er svækket af udsivende saltvand. Fleksibiliteten vil normalt vise sig ved forhøjede vibrationsniveauer ved omdrejningstallet i vandret retning. Vibrationer fra et fleksibelt fundament fremkommer kun ved en dynamisk påvirkning, for eksempel en svag ubalance i maskinen. Eksterne vibration Udefrakommende vibration opstår når enhedens fundament er tilstrækkelig fleksibelt til, at vibrationerne fra en anden maskine kan påføres enheden. Den anden maskine er normalt stor - som for eksempel skibsskruerne eller skibets hovedgenerator. En mindre maskine vil kun kunne udvirke en sådan påvirkning, hvis enhederne står tæt eller er forbundet hydraulisk. Eksterne vibration vil normalt ikke fremkalde harmoniske - kun en enkeltstående spids. Kendetegnene for en udefrakommende vibration vil være en spids i vibrationsspektret, som ikke har nogen tilknytning til omdrejningshastigheder, samt fravær af harmoniske, sammenholdt med viden om at et andet stykke maskineri i nærheden arbejder ved den fundne spidsfrekvens. Vibrationsproblemer fremkaldt ved elektricitet Induktionsmotorer Vekselstrømsmotorer frembringer altid en dominerende komponent ved 100 Hz (alt. 120 Hz) (det dobbelte af frekvensvibrationen) sammen med forskellige komponenter affødt af omdrejningstallet. Ved to polede motorer er det ofte vanskeligt at kende forskel på 2X-komponenten og det dobbelte af netfrekvensen, da disse to altid vil være tæt sammen i spektret. Slipfrekvensen i en induktionsmotor er forskellen imellem omdrejningstallet og synkronomdrejningstallet, og er afhængig af motorbelastningen. Side 55 af 157

56 Rotorproblemer i vekselstrømsmotorer. De mest almindelige vibrationer fremkaldt af elektromotorer er magnetisk støj. Magnetisk støj frembringes af en radial komponent af den magnetiske kraft i luftmellemrummet imellem stator og rotor (det er de tangentielle komponenter af denne kraft der drejer rotoren). Disse vibrationer optræder ved den dobbelte netfrekvens og ved frekvenser som kan henføres til slipfrekvensen og netfrekvensen. (Slipfrekvensen er forskellen imellem netfrekvensen og akselhastigheden). Disse vibrationer er almindelige i alle motorer; men kendelige afvigelser fra gennemsnitlige vibrationsniveauer angiver et problem med motoren. Løse dele i vekselstrømsmotorer Løse dele i motorer frembringer vibrationer ved det dobbelte af netfrekvensen - eller 120 Hz (alt.: 100 Hz). En sådan vibration er tit forårsaget af revner i lakken hvilket medfører, at en vinding kan påvirke den omkringliggende vikling ved de positive og de negative ladninger. Fejlen kan rettes ved en ordentlig dyp-lakering eller indkapsling, eller ved at korrigere løsgangen. Spolestøj i vekselstrømsmotorer Side 56 af 157

57 Induktionsmotorer frembringer vibrationer ved en frekvens svarende til antallet af rotorbarer gange rotorens omdrejningshastighed med mulighed for sidebånd ved det dobbelte af netfrekvensen. Forkert kommutator-børste kontakt i jævnstrømsmotorer Betydelige vibrationer kan opstå ved forkert kontakt mellem kommutator og børster. Børste - kommutator passage frekvensen er lig med antallet af kommutatorsegmenter gange rotorens omdrejningshastighed. Pumpeproblemer Testbetingelser Ved måling af vibrationer i pumper er det meget vigtigt at sikre sig, at måletilstanden er den samme, som ved tidligere målinger - dvs., at pumpen arbejder ved samme betingelser som tidligere. Forskelle i ansugnings- og afgangstryk - og især i falskluft indtag - vil påvirke vibrationsbilledet. Derudover er mange pumper udsat for vibrationer fra kavitation, hvilket viser sig ved bredbåndsstøj over 1500 Hz. Centrifugalpumper Vibrationer i centrifugalpumper vil normalt forekomme ved multipla af antallet af skovle gange omdrejningstallet for akslen. Hvis amplituderne er høje, er det tegn på, at der er et problem med ledeskovle eller at gennemstrømningen er blokeret. Normalt vil de stærkeste svingninger forekomme ved skovlhastigheden i store pumper, medens harmoniske af skovlhastigheden kan være de stærkeste i små pumper. Side 57 af 157

58 Tandhjulspumper Tandhjulspumper anvendes almindeligvis til at pumpe smørevæsker - som for eksempel olie. Problemer i en sådan pumpe vil frembringe radiale vibrationer ved tandindgrebs- hastigheden og harmoniske deraf. Skruepumper Problemer i skruepumper frembringer vibrationer ved mange forskellige frekvenser. Slid på sneglen eller beskadigelse af denne fremkalder vibrationer ved sneglehastigheden og harmoniske deraf. Smørepumper og lignende med takthjul vil frembringe vibrationer ved tandindgrebshastigheden når tænderne er slidte eller beskadigede. Pumper med hule rotorer Væske inden i en rotor vil frembringe vibrationer ved frekvenser et sted imellem akslens omdrejningshastighed og halvdelen deraf. Frekvensen afhænger af væskens evne til at køre med rundt inden i rotoren. Herudover kan der forekomme harmoniske af denne frekvens med sidebånd ved akslens omdrejningstal. Ventilatorproblemer Typer på ventilatorproblemer Et problem med ventilatorhuset - som for eksempel utilstrækkelig spillerum imellem hus og vingehjul - kan vise sig ved vibrationer ved vingehjulets omdrejningshastighed. Radiale vibrationer ved akslens omdrejningshastighed kan skyldes ubalance i vingehjulet, medens et problem med bladvinklen kan fremkalde aksiale vibrationer ved 1X. Overhængende vingehjul, som er ude af balance, vil fremkalde både aksiale og radiale vibrationer ved 1X. Side 58 af 157

59 Et almindeligt problem med centrifugalblæsere er uens lufthastighed over indløbstværsnittet, hvilket kan fremkalde vibrationer ved skovltallet og sidebånd ved akslens omdrejningstal. Koblingsproblemer En hel række koblingsproblemer vil fremvise symptomer, der minder om dårlig opretning; men normalt vil koblingsproblemer føre til stærkere harmoniske ved akslens omdrejningshastighed end tilfældet er ved dårlig opretning. Hvis koblingen ikke er plan, eller hvis koblingen slingrer, vil der opstå frekvenser, som ligner de frekvenser, der opstår ved dårlig opretning. Ubalance i koblingen fremkalder vibrationer ved 1X og kan også fremvise et mønster, som minder om dårlig opretning - afhængig af alvorsgraden af ubalancen og graden af anden tilstedeværende dårlig opretning. Slid på koblingen kan fremvise symptomer, der minder om dårlig opretning eller løsgang. Frekvenserne er ofte afhængig af antallet af elementer i koblingen. Der fremkommer ofte høje amplituder ved 3X. Problemer med kileremme Ved undersøgelse af en maskine med kileremme må man først og fremmest kende omløbshastigheden for remmene. Denne kan enten beregnes eller måles med en stroboskopisk omdrejningstæller. Umage, slidte eller forstrakte remme Cyklus/min = (π x D/L) x N hvor: N = motorens omdr./min D = diameteren af remskiven på motorakslen L = remmenes længde Umage, slidte eller forstrakte kileremme vil fremkalde vibrationer ved multipla af remmenes omdrejningsfrekvens. Selve omdrejningsfrekvensen vil normalt være mest fremtrædende. Remskive skævhed Ved skævhed i opretningen af remskiverne vil der opstå vibrationer ved omdrejningstallet for den aksel, som skiven sidder på. Side 59 af 157

60 Excentriske eller ubalancerede remskiver Excentriske eller ubalancerede remskiver vil fremkalde vibrationer ved omdrejningstallet for den aksel, som skiven sidder på. Vibrationerne vil fremkomme i samme retning som remspændingskraften. Kileremsresonans (Remmene slår) Når kileremmene slår - på grund af uensartede eller forkert remspænding - opstår en radial vibration, som ofte har urolige amplituder ved meget lave frekvenser. Tilstanden kan fremskynde slid i lejerne. Fleksible konstruktioner En fleksible konstruktion eller et svagt fundament vil - afhængig af egenfrekvens - komme i svingninger ved harmoniske af remmenes omdrejningstal. Denne tilstand er meget almindelig i maskineri, hvor enten den drivende eller den drevne komponent ikke er ordentligt fastgjort til enhedens fundament. Et typisk eksempel er en opstilling, hvor motoren er anbragt ovenover den drevne komponent på et enkelt jernstativ. Motorunderstøtningen vil normalt være forsynet med en strammeanordning for remmene. Denne maskine vil næsten altid fremvise stærke harmoniske ved remmenes omdrejningshastighed. De harmoniske vil være stærkest i området 5 til 10 gange remmenes omdrejningshastighed. Problemer med gearkasser Naturlige vibrationer Nye, sunde gearkasser vil frembringe vibrationer ved tandindgrebshastigheden og harmoniske deraf. Problemer med gearene vil fremkalde overdrevne vibrationer ved de samme frekvenser. Herudover vil der opstå vibrationer ved omdrejningstallet for gear- akslen, hvis tandhjulene er dårligt forarbejdede eller gearet dårligt monteret. Desuden kan der opstå sidebånd afhængig af type og graden af problemet. Side 60 af 157

61 Det er vigtigt, at man gør sig klart, at vibrationer ved tandhjulsfrekvensen kan være en følge af dårlig opretning eller problemer med aksellejer. Før man træffer en afgørelse vedrørende selve gearet, bør man undersøge andre fejlmuligheder. Denne liste giver kvalitative lydniveauer for sunde gearkasser: Skrueskåret... Dobbeltskåret... Snekkehjul... Kronhjul... Konisk... Cylindrisk... lavt naturligt støjniveau lavt naturligt støjniveau lavt naturligt støjniveau lavt til moderat støjniveau lavt til højt naturligt støjniveau moderat til højt naturligt støjniveau Beskadigede eller tærede tandhjul Beskadigelse af et tandhjul i et begrænset område vil fremkalde vibrationer over et bredt frekvensområde. Forøgede vibrationer ved indgrebsfrekvensen og harmoniske heraf vil få følge af svage sidebånd ved omdrejningstallet for den aksel, hvor det beskadigede tandhjul sidder. Vibrationer ved indgrebsfrekvensen med sidebånd ved én gang omdrejningstallet for akslen er typiske. Hvis problemet ikke er en knækket tand, vil der foruden vibrationerne ved indgrebsfrekvensen være andre spidser i spektret med en afstand, der er lig med omdrejningshastigheden for akslen med det beskadigede hjul. Samtanding Samtandingsfrekvensen (Hunting Tooth Frequency = HTF) er den hastighed hvormed en bestemt tand på et tandhjul mødes med en bestemt tand på det andet tandhjul. Hvis antallet af tænder på de to hjul står i et simpelt forhold til hinanden - for eksempel 2:1 eller 3:1 - vil samtandingsfrekvensen være lig med omdrejningstallet for den største af tandhjulene, men hvis antallet af tænder ikke står i et simpelt forhold, kan HTF være meget lav. Samhørende tandhjul med lavt HTF vil slides mere ensartet og holde længere end samhørende hjul med et relativt højt HTF. Samtandingsfrekvensen er indgrebsfrekvensen divideret med den laveste fællesnævner for antallet af tænder på de to tandhjul. I de fleste gearkasser er dette en meget lav frekvens. Side 61 af 157

62 Forkert tandindgreb Forkert tandindgreb medfører vibrationer ved antallet af tænder og harmoniske heraf. I cylindriske gear vil vibrationerne være størst i radialplanet, medens vibrationerne vil være betydelige både i aksialplanet og i radialplanet i skrueskåret gear. Excentriske tandhjul Hvis tandhjulet er excentrisk, vil der dannes forøgede vibrationer ved omdrejningshastigheden for akslen i retning langs en tænkt linie, der forbinder centerlinien af de samhørende tandhjul (radial). Der kan også optræde sidebånd til omdrejningstallet for akslen omkring harmoniske af indgrebshastigheden. Dårligt oprettede tandhjul Et dårligt oprettet tandhjul har samme karakteristik som en dårligt oprettet kobling - der opstår vibrationer ved det dobbelte af omdrejningshastigheden for akslen. Men, ved et dårligt oprettet gear kan der også vise sig sidebånd omkring tandindgrebshastighed af enten omdrejningstallet for akslen eller det dobbelte af omdrejningstallet for akslen - eller begge dele. Slidte tandhjul Ensartet slid på tandhjul frembringer forøgede vibrationer ved indgrebshastigheden og oversvingninger deraf - især andenordens harmoniske. Problemer med Planetgear Problemer med planetgear fremkalder vibrationsfrekvenser som svarer til tandindgrebshastig- heden for planet-komponenterne og/eller fold af udvekslingsfrekvenserne. Det er ikke umiddelbart muligt at beregne udvekslingsfrekvenserne uden at kende til de stationære komponenter i gearet. Side 62 af 157

63 Problemer med Rotationskompressorer I rotationskompressorer vil problemer med indvendige spillerum sandsynligvis give sig udtryk i stærke vibrationer ved enten antallet af roterende lameller eller ved antallet af stationære lameller. Problemer med stempelmaskiner Hovedtyperne af stempelmaskiner er stempelpumper, kompressorer og forbrændingsmotorer. I alle disse maskiner er stempelhastigheden dominerende i vibrationsspektret. For 4-takts maskiner er derudover den halve stempelhastighed fremtrædende. Det er ikke usædvanligt at finde et niveau på 128 VdB i sunde kompressorer og motorer. Frem for at bedømme maskinens tilstand ud fra absolutte vibrationsværdier bør man foretage sammenligning med gennemsnitsniveauer og tidligere målinger. Nogle af de ting, som man skal undersøge i en forbrændingsmotor er turboladeren og blæseren samt drivmekanismen for sådanne komponenter som knast/kamakslen og regulatorer samt kraftudtag i forenden. Den forreste vridnings-dæmper kan svigte, hvorved der opstår vibrationer ved maskinens hovedvridningsmoment. Den tilsvarende frekvens kan oplyses fra fabrikanten af maskinen. Hvis man har mistanke til, at der er slid på krumtapakslen eller plejlstangslejer, bør man foretage en analyse over tid for tilstedeværelsen af periodiske stød. Sådanne periodiske stød er vanskelige at spore i frekvensspektret. Hydrauliske stempelpumper med variable volumen vibrerer betydeligt mindre end kompressorer og motorer og er nemme at analysere for vibrationer. En række harmoniske ved stempelhastigheden er ofte en ledetråd til problemer med stempelstangsforbindelserne, medens en enkelt spids ved stempelfrekvensen kan angive, at der er et slidt område på rystepladen. Side 63 af 157

64 Demodulation Formålet med denne artikel er at opsummere den for tiden mest avancerede viden indenfor amplitude demodulation af vibrationssignaler med henblik på at afdække og vurdere alvoren i rulningslejedefekter i roterende maskiner. Amplitude demodulation er ikke specielt nyt på vibrationsanalysefeltet. En af de tidligste referencer til fænomenet er det amerikanske patent udstedt til Harting og Taylor fra Boing Co. i Dette patent omfatter demodulation af en accelerationsmålers resonans følsomhed over for et tryklejedefekt i en helikopters rotor. Af en eller anden årsag blev denne ide ikke udnyttet kommercielt og på det tidspunkt, da modulation begyndte at blive anvendt til maskinovervågning, var patentet udløbet. Siden midt i 1980erne er demodulation blevet implementeret og promoveret af adskillige fabrikanter af maskinovervågnings instrumentering, og det har vist sig at være en meget følsom teknik, idet den kan afdække meget små defekter i lejer, længe før de kan afdækkes ved traditionelle vibrationsanalysemetoder. Denne meget tidlige afdækning er værdifuld, men den kan også føre til, at lejerne bliver udskiftet for tidligt og således forøges vedligeholdsomkostninger, fordi lejerne kun bliver anvendt i en del af deres faktiske økonomiske levetid. Forfatterne mener, at det væsentligste ved maskinanalyse ved demodulation er opstillingen af velbegrundede kriterier til en præcis vurdering af lejets sande tilstand og at kombinere dette med en forudsigelig tidsangivelse af, hvornår udskiftning er ønskelig. Det er det væsentligste formål med denne artikel. Amplitude modulation Hvad er amplitude modulation? Amplitude modulation defineres som multiplikation af et tidsdomæne signal med et andet tidsdomæne signal. Signalerne kan være ikke-komplekse eller komplekse af natur dvs. at enten indeholder det ene eller begge signaler harmoniske komponenter. Amplitude demodulation forekommer ikke, hvis der ikke er mindst to forskellige signaler involveret. Signalerne kan være elektriske eller de kan være vibrationssignaler. Modulation er ifølge sin natur en ikke lineær proces og giver altid anledning til fremkomsten af frekvenskomponenter, der ikke eksisterede i nogen af de to oprindelige signaler. Nedenstående figur viser en simpel amplitude moduleret sinusbølge, som blev genereret af en lavfrekvens sinusbølge, der er multipliceret med en højere frekvens sinusbølge. Lavfrekvens sinusbølgen kaldes den modulerende frekvens og den kan ses ridende frem som den højere frekvens indhyllingskurve eller bølge signal. For at sige det enkelt, så er en amplitude moduleret bølge et signal, der er sat til at variere i amplitude ved multiplikation med et andet lavere frekvent signal. Elektriske signalers og vibrationssignalers adfærd er analoge i forhold til hinanden og de samme grundlæggende ligninger bruges til at beskrive begge. Side 64 af 157

65 Amplitude moduleret bølgeform Hvis det amplitude modulerede signal, vist her, passeres gennem et frekvens analyseapparat bliver følgende spektrum resultatet. Det højeste punkt er bølge frekvensen. Højrehånds punktet er det øverste sidebånd og har en samlet frekvens, der udgøres af bølgefrekvensen plus den modulerende frekvens.venstrehånds punktet eller den lavere sidebånd har en samlet frekvens af bølgen minus den modulerende frekvens. Sidebåndene bliver nogle benævnt sum og difference frekvenser på grund af de symmetriske mellemrum omkring bølgen. Amplitude modulation forekommer også i lydgengivende udstyr, hvor det benævnes intermodulations forvrængning. Sum og difference frekvenserne er ikke i musikalsk harmoni med de toner, der fremkalder dem, hvilket gør intermodulation til en specielt bemærkelsesværdig form for lyd forvrængning En moduleret bølgeforms spekter Det er et faktum indenfor amplitude modulation, at al information i det modulerede signal findes i sidebåndene og intet er opbevaret i bølgen. Det er årsagen til, at vibrationsanalytikere retter så stor opmærksomhed mod sidebåndene i maskinvibrationsspektre megen information om maskinproblemer er koncentreret her. Amplitude demodulation defineres som genindvinding af modulationsinformation bevaret i en amplitude moduleret bølge. Det udføres simpelthen ved fuld-bølge ensretning af den modulerede bølgeform. Dette forandrer blot alle de negativ toppe til positive toppe, hvilket effektivt fordobler bølgens frekvens. Side 65 af 157

66 Ensrettet bølgeform Den modulerende bølgeform kan let ses som det ensrettede signals indhyllingskurve. Når man skal genindvinde det modulerende signal, leder man simpelthen den ensrettede gennem et lavpasfilter for at fjerne de højfrekvente variationer forårsaget af bølgen. Genindvundet moduleret signal Denne demodulationsprocessen er præcist, hvad der forekommer i en AM radio bølgen er et meget højfrekvent signal genereret af radiostationen og det modulerende signal er stemmen eller musikken, som udgør programmet. Radioen modtager den modulerende bølge, forstærker den, ensretter ( demodulerer ) den, således at den kan indfange programmet. Stød Hvis to lyde, vibrationer, eller elektriske signaler har næsten samme frekvens og de lineært er føjet sammen, vil deres kombinerede amplitude fluktuere op og ned med en hastighed, der svarer til forskellen i frekvens mellem dem. Dette fænomen betegnes banken eller stød og er meget almindeligt i praksis. Eksempelvis stemmer en musiker sit instrument ved at lytte til sammenstødene mellem to toner, der har næsten samme toneleje. En bankende bølgeform ligner amplitude demodulationsbølgen rigtig meget, men den er faktisk temmelig forskellig. En spektralanalyse af stødene giver blot de to frekvenskomponenter, der er kombinerede der fremkommer ingen nye frekvenser såsom sidebånd. Det er let at forveksle stød med amplitude demodulation, men en spektralanalyse vil vise forskellen. Generelt er stød milde og indebærer ikke fejl i maskiner. Eksempelvis vil lyden fra to ens maskiner, der kører ved siden af hinanden ved lidt forskellige hastigheder ofte skabe tydelig slag (stød). Det er simpelthen lydene fra maskinerne, der kombineres i luften og danner amplitudesvingninger. Amplitude modulation i maskinvibration Ulinearitet i maskiner kan skabe andre fænomener udover amplitude modulation. For eksempel angiver en maskines rotationshastigheds harmoniske slup som er en anden type ulinearitet. Side 66 af 157

67 Ulinearitet i maskiner Som tidligere nævnt er amplitude modulation en ikke-lineær proces, og den skaber frekvenskomponenter, som ikke eksisterede tidligere. Generelt er maskiner lineære i deres adfærd og de vibrationsfrekvenser, der dannes er de samme som de såkaldte drivningsfrekvenser, der skyldes komponenternes rotationshastigheder etc. Amplitude modulation markerer en defekt i maskinens integritet. Amplitude modulation er derfor en følsom indikator af maskinens tilstand, og den har vist sig at være meget anvendelig i praktisk afdækning af tidlige fejl, specielt i rulningslejernes bestanddele. Den følgende gennemgang af, hvordan et rulningsleje danner en amplitude demoduleret vibrationssignal er en smule overforenklet, hvilket bliver diskuteret senere i dette afsnit. Modulation i rulningslejer Hvis et rulningsleje har en defekt, såsom en sprække i den ydre ring (løbering), forekommer der et stød, hver gang det rullende element passerer hen over det. Disse impulser medfører, at lejets ring ringer ved sin naturlige frekvens, ligesom en klokke ringer, når man slår på den. Den ydre ring er ikke fri til at vibrere særligt meget, fordi den fastholdes i lejets hus, så dens ringning er højst dæmpet. Dette fremkalder en række meget korte stød, som opstår i takt med, at kuglen passerer, som illustreret nedenfor: Den resulterende bølgeform er faktisk et eksempel på amplitude modulation, hvor den stigende frekvens svarer til bølgen og smældenes til indhylningskurven er det modulerende signal. Hvis signalet passeres gennem en spektralanalyseapparat, vil der næsten ikke være nogen energi ved kuglepassage frekvensen i spektret, men der vil være en komponent ved den naturlige ringende frekvens, og der vil være sidebånd rundt om den adskilt af kuglepassagefrekvensen. I praksis er det sædvanligvis meget svært at se disse sidebånd i maskinspektret, hvilket primært skyldes de fremmede (uvedkommende) støjkomponenter, der maskerer dem. Derudover er ringningsfrekvensen fra lejeringen sædvanligvis ret høj, nogle gange over 10 khz og disse frekvenser er svære at opfange fuldstændigt. Hvis signalet er demoduleret ved at være ensrettet, er resultatet en række impulser, der er holdt adskilt af den periodiske kuglepassagesvingning, som vist nedenfor: Ensretningen forvandler de negativt-rettede dele i bølgeformen til positive: Side 67 af 157

68 Ensrettet stødsignatur Signalet passeres så gennem et lavpasfilter for at fjerne svingningerne, der skyldes ringningssvingningen og udjævner impulserne. Når disse impulser underkastes en svingningsanalyse, vil de danne et stærkt komponent ved kuglepassagefrekvensen, sammen med dens harmonier. Dette skyldes, at de har et større område under dem, hvilket bibringer dem mere energi ved deres fundamentale gentagelseshastighed som udgør lejets ydre rings kuglepassagesvingning (BPFO). Udjævnet ensrette leje stød Konstruktion af en amplitude demodulator Et blokdiagram af en simpel og effektiv amplitude demodulator vises nedenfor: Signal ind Højpasfilter Ensretter eller Detektor Lavpasfilter Til FFT analysator For at adskille lejeringens højfrekvens ringning fra resten af vibrationssignalerne i maskinen, skal accelerationsmålerens signal passeres gennem et højfrekvens filter indstillet på 2,5 khz. Filteret fjerner alle lavere frekvenskomponenter, der fremkommer ved rotationshastigheden og deres harmonier og isolerer effektivt de modulerede naturlige frekvenser. Dette medfører en meget stor forstærkning af signalet til støjniveau og det er en af hovedforklaringerne på følsomheden i Side 68 af 157

69 demodulationens afdækning af små lejedefekter. Dette er den væsentligste fordel ved amplitude demodulation som et maskindiagnostisk værktøj. Demodulations detaljer Som tidligere nævnt har dette været en noget idealiseret gennemgang af demodulation. En af de første, der undersøgte demodulation som et diagnostisk værktøj til maskinovervågning er Brüel og Kjær A/S i Danmark, som introducerede teknikken kommercielt i Indenfor demodulations teori og praksis er der gennem de sidste 20 år også lavet megen forskning af russiske forskere og resultatet af denne forskning er først for nylig blevet kendt uden for Rusland. Disse forskere fandt ud af, at højfrekvens vibrationssignalet dannet af rulningslejet er ret kompleks, idet de ikke blot indeholder "stød" dannet af lejedefekter, men også modulationer af friktionsstøj. Friktion i lejer skaber en tilfældig støjvibration ved høj frekvenser og denne støj moduleres af ændringer i lejetryk. Disse trykændringer kan skyldes ubalance, skæv indstilling eller andre fænomener såvel som lejedefekter. Hvis højfrekvens støjens bånd demoduleres, vil det demodulerende signal vise trykforskellene, der skyldes defekterne. Derfor vil det demodulende spektrum vise traditionelle maskinfejl såvel som rulningsleje fejl Dette er årsagen til, at demodulerede spektre ofte viser maskinens kørselshastighed og harmonisk og nogle gange sidebånd, specielt fra lejetoner. Den russiske forskning viste også at et simpelt højpasfilter foran demodulatoren ikke er den optimale metode til at opskrive det bedste signal til støjforhold i det demodulerede resultat. Højpasfiltret lader højfrekvens støjen, som vi ønsker demoduleret, passere og afviser effektivt lavfrekvens vibrationskomponenterne som vist ovenfor, men lavfrekvens, eksempelvis omdrejningshastighed etc., højfrekvens harmoniske passerer ligeledes. Disse harmoniske er sinusformede og moduleres ikke. Virkningen af at inkludere dem i det demodulerede højfrekvente gennemgangsområde er at reducere systemets følsomhed hvad angår at afdække defekter. De sinusformede bølger reducerer effektivt modulationsindekset af den støj, vi prøver at modulere. Derfor er højfrekvens båndpasfilteret meget bedre end et højpasfilteret og indstillingen af båndpasfilteret bør tilpasses, således at det ikke lader nogen harmonisk fra maskines omdrejningshastighed eller andre sinusformede komponenter passere. Det har vist sig, at det næsten optimale filter er et en tredjedels oktavbåndpassage. Et tredjedelsoktav filter svarer til et frekvensbånd, hvis frekvensbredde er 23 % af dens center frekvens. De bedste resultater opnås ved at indstille filteret til et frekvensområde, hvor støjbunden er flad og ensartet og ikke har nogle skarpe spidser, der stammer fra harmoniske eller andre kilder. En kilde til sådanne sinusbølger er de populære variable frekvensdrev (VFD), der anvendes til at variere induktionsmotorens hastighed. Mange af disse enheder skaber en elektrisk bølgeform, som ikke er blød, men indeholder mange linjefrekvens harmonier. Disse harmoniske skaber magnetiske kræfter i motoren, hvilket resulterer i at de samme frekvenser dukker op i vibrationssignalet. Hvis man anvender et simpelt højpasfilter til demodulation af en VFD-kontrolleret induktionsmotor, vil resultatet være en lang og iørefaldende række harmoniske spidser i det demodulerede spektrum og de elementer, der skyldes lejedefekter vil blive overdøvet af dem. Sammenfattende kan man konstatere, at den korrekt samlede demodulerede højfrekvens vibration fra et rulningsleje skaber en mere følsom og grundig diagnostisk information end traditionel vibrationsanalyse. Årsagerne til dette er, at demodulationsprocessen ikke opfanger vibrationerne fra modulationsfrekvensbåndene, der kan komme fra uendeligt mange andre kilder end de omtalte lejer, Side 69 af 157

70 nogle gange fra et andet leje eller selv fra en anden maskine, der står tæt på og desuden reducerer demodulationen baggrundsstøjen meget og forenkler spektret Evaluering af demodulerede lejevibrationsspektre. Introduktion Når man ser på demodulerede spektre, er det vigtigt at erindre, at de ikke er de samme som normale vibrationsspektra. Spektrale komponenter i et lejes demodulerede spektrum ved lejets drivningsfrekvenser repræsenterer ikke de faktisk vibrationer ved disse frekvenser. Dette skyldes, at al energien ved disse drivningsfrekvenser er blevet filtreret ud af signalet af højpasfiltret, før demodulationen blev udført. Det demodulerede vibrationssignals spektrum angiver indflydelsen af lejedefekter på et højfrekvens bånd, der ikke er forbundet med drivningsfrekvenserne. Selv om vibrationssensoren er en accelerationsmåler, bør det demodulerede spektrum ikke skaleres i accelerationsenheder. Dette har ført til forvirring i industrien, i forhold til hvilken amplitude enhed der er den korrekte, når man viser demodulerede spektre. Det er vores opfattelse, at en enkel skalering af voltdecibel uden fremvisning til nogen fysisk vibrationsparametre er bedst. Ofte bruges decibel i forhold til 1 milivolt som default til demodulatioonsspektre. Dette forkortes dbmv. Den ene milivolt reference er ikke særlig væsentlig, men det sikrer at alle db værdier, der kan forekomme i praksis, indenfor al sandsynlighed vil være positive og antallet vil være inden for en rækkevidde, der er kendt for personer, der er vant til at arbejde i db hastighed. Brugen af decibel, som nærmere er et logaritmisk forhold end en enhed, er passende fordi de demodulerede spektre ikke bedømmes i forhold til absolutte niveauer, men nærmere som signal til støjforhold, hvilket vil blive beskrevet i næste afsnit. Demodulerede spektres fremtræden Et typisk demoduleret spektrum fra en accelerationsmåler forbundet med et rulningsleje vil sædvanligvis have en ret ensartet og jævn støjbund med diskrete spidser, der hæver sig over den, som vist i næste figur. Hvis maskinens belastning forøges, vil hele støjbunden og spidserne hæves forholdsmæssigt, men det der er afgørende er at spidsernes forholdsmæssige højde over støjbunden vil forblive næsten præcist den samme. Dette betyder, at maskinens belastning ikke er helt så vigtig, som den er, når man måler vibrationen direkte og de demodulerede spektre er ikke så konsistente i deres fremtræden. Støjbunden i demodulerede spektre er generelt ret jævn og ensartet i niveau i modsætning til den tilfældige støjform i traditionelle spektre. Dette skyldes, at næsten al den tilfældige støj i vibrationssignalet filtreres ud af indgangshøjpasfiltret. Med andre ord er demodulation et meget stærkt signal til at forstærke et støjforhold. Et demoduleret accelerationsspektrums typiske udseende Side 70 af 157

71 De følgende demodulered spektre repræsenterer udviklingen i en beskadigelse af et rulningsleje. Det må holdes for øje, at dette blot er en vejledning og må derfor ikke tages som en absolut standard, der kan anvendes på alle maskiner. De data, der her præsenteres, er et koncentrat af analyser og verificering af mange hundrede demodulerede maskinspektre samlet over en periode på ca. 10 år på en mangfoldighed af industrielle maskiner. Der er dog ikke nogen erstatning for kendskabet til den specielle maskine, man sidder ved og specielt til at forudsige lejetonernes forstærkningshastighed i demodulerede spektre. Trin 1: Ovennævnte figur er et traditionelt vibrationsspekter i db hastighed (VdB) den af et demoduleret spektrum af samme mål skaleret i dbmv. VdB spektret viser nogle få harmoniske med omdrejningshastigheden samt en normal støjbund ved et lavt niveau. Det demodulerede spekter viser en jævn støjbund ved et tilfældigt niveau, som vi han bruge som referencepunkt. Trin 2: Den næste figur ovenfor viser første stadium af lejets forringelse på grund af en lille revne i den indre ring. Det traditionelle system viser en meget lille om nogen lejetoner og den samme tilbageblivende løshed indikeres af kørselshastighedens harmonier. Det demodulerede spektrums viser dog lejetonen på 2-3 db over reference støjbunden og også nogle harmoniske med omdrejningshastigheden. Omdrejningshastighedens harmoniske i det demodulerede spektrum indikerer også en lille forøgelse i spillerum, som skyldes en forstørrelse af lejemellemrummet. De kan være synlige på dette stadium, men de behøver ikke at være det. På dette stadium behøver man ikke at udskifte lejet, men dets tilstand skal nøje overvåges. Trin 3: Side 71 af 157

72 Næste stadium i forringelsesprocessen er vist ovenfor. Det traditionelle spektrum viser stadigvæk ikke nogen lejetoner af væsentlig styrke. Det demodulerede spektrum har lejetoner på 5dB til 10 db over reference støjbunden. Lejet er i en dårlig stand, men kan stadigvæk have en betydelig levetid. Trin 4: Her er lejet nedbrudt til en uacceptabel tilstand. Lejetoner dukker frem i hastighedsspektret og viser sig ved omdrejningshastigheds sidebånd i det demodulerede spekter. Læg mærke til at hele det demodulerede spekter er steget ca. 10 db i niveau og lejetonerne er 10 db eller mere over bunden. Trin 5: På dette stadium skal lejet udskiftes omgående. Lejetoner med 1x sidebånd viser sig i begge spektre sammen med harmoniske af omdrejningshastigheden i det demodulerede spektrum. Læg mærke til at det demodulerede spekters støjbund er steget næsten endnu 10 db. Trin 6: Side 72 af 157

73 I ovenstående figur indikerer spektret at lejets totale svigt er nært forestående. Lejetoner mangler i begge spektre, fordi fejlen er blevet fordelt i ringen, nærmere end den er blevet lokaliseret. Den forøgede harmonier indhold i det traditionelle spekter skyldes et forstørret mellemrum mellem kuglerne og ringene. Cases: Eksempler på demodulerede spektre I denne sektion vil vi se på nogle spektre fra forskellige maskiner, som er blevet undersøgt under reparation for at verificere diagnosen fra vibrationsanalysen. I nogle tilfælde bliver de traditionelle vibrationshastighedsspektre sammenlignet med de demodulerede spektre. De relativt støjfrie demodulationsspektre er typisk dem, der findes i industrielle maskiner. Motordrevet centrifugal pumpe. Den første case er interessant, fordi den viser, at demodulation er meget stærkt til at forbedre diagnostisk nøjagtighed sammenlignet med traditionel vibrationsanalyse. Maskinen er en direkte koblet motor-pumpe kombination. Konventionel vibrationsspektralanalyse afslørede et dårligt leje, men man henvises til et forkert leje i maskinen. Her er vibrationsspektret målt i den koblede ende af motoren. Læg mærke til asynkrone lejetone på lige over 100 Hz og 92 VdB niveau. Denne komponents anden harmonier er også synlig. Dette viser helt klart et defekt rulningsleje. Den motorkoblede ende Det næste spekter blev målt i den frie ende af pumpen og vises nedenfor: Læg mærke til at den samme lejetone og den anden harmonier er tilstede her, men tonens niveau er 12dB højere i styrke end den var på den motorkoblede ende. Dette er en meget god indikering af, at det dårlige leje Side 73 af 157

74 findes i pumpen og ikke i motoren. Det faktum, at lejetonerne dukker frem begge steder skyldes, at der er tale om en lille tæt sammenbygget maskine og lejevibrationen vandrer tværs over maskinen. De næste par spektre fortæller en anden historie. Det følgende er et amplitude demoduleret spekter, der er taget i den pumpe frie ende.. Det demodulerede spekters frekvensrækkevidde er 20. orden frem for 10. orden. Læg mærke til at der ikke er nogen synlige lejetoner. Det næste er det demodulerede spekter fra den motorkoblede ende og det er vist nedenfor: Her har vi en række lejetone harmonier, som hæver sig mere end 15 db over støjbunden. Det er en bombesikker indikation på, at problemlejet er i motoren og ikke i pumpen. Dette er en god indikering af demodulationens styrke til at lokalisere vibrationskilde, specielt når det drejer sig om rulningslejer. Side 74 af 157

75 Så hvorledes forklarer vi det højere niveau i lejetonerne i det traditionelle vibrationsspekter i den pumpefrie ende? Hvis vi ser på støjbunden nær lejetone frekvensen i det traditionelle spekter fra den pumpe frie ende, ser vi en forhøjning, eller en høstak, der utvivlsomt er dannet af mekanisk resonans. Denne resonans forstærker støjbunden ca. 15 db. Lejetonen bliver ligeledes forstærket af resonansen, hvilket forklarer den forhøjede amplitude. Et væsentligt aspekt af demodulationsprocessen er, at det signal, der faktisk demoduleres er meget højt i sin frekvens, idet det er passeret gennem et højpasfilter, sædvanligvis over 2,5 khz eller noget i den retning. Den højfrekvente energi vandrer ikke let gennem mekaniske strukturer, så informationen i det demodulerede spekter kommer fra et sted meget tæt på accelerationsmåleren. Dette er årsagen til, at det demodulerede spekter fra den motorkoblede ende ikke berøres af den mekaniske resonans, som forstærker lejetonen i det traditionelle vibrationsspekter. Udendørs transportbåndssystemer Det følgende eksempel kommer fra et udendørs kraftigt transportbånd. Båndet løber op ad en bakke og er ca. 800 m og ca. 1,2 m bred. Fremdriften er gennem skiftende hastighedsdrev og en stor gearkasse ved den øvre omdrejningsvalse på ca. 70 omdrejninger pr. minut. Data vist i eksemplet blev målt i den fjerne ende af båndet ved det lavere omdrejnings rulleleje. Lejerne i disse ruller er sfæriske rullelejer med to sæt ruller hver. Disse lejer tolererer en betydelig mængde kantet skæv indstilling på grund af den ydre rings sfæriske form. De kan dog ikke tolerere meget stød lastning. Det traditionelle vibrationsspekter vist nedenfor blev målt i den radiale retning på lejehuset: Markøren er indstillet på en omdrejningshastighed på 71 omdrejninger per minut med harmonisk markøren aktiveret. Frekvensskaleringen er organiseret efter omdrejningshastigheden. Den største spids på ca. 24. orden er 1x fra 1680 omdrejninger per minut drevne motor, lokaliseret ca. 800m væk. Dette indikerer, at systemets struktur er meget solidt og overfører disse lavfrekvente vibrationer meget godt. Spektret er meget komplekst med en høj støjbund på grund af adskillige hundrede ruller, der understøtter båndet. Det er svært at få megen mening ud af dette spektrum, fordi det er så kompleks. Side 75 af 157

76 Den følgende figur er det demodulerede spekter målt fra samme sted. Dens frekvensrækkevidde er 40. orden af løberullens omdrejningshastighed. Læg her mærke til den kraftige spids på 14,9. orden med 1x sidebånd omkring den. Støjbunden er ret flad og ensartet sammenlignet med det traditionelle spekter. Den lille trekant i spektret indikerer omdrejningshastighedens toppunkt af 1. orden. 14,9x genkendes som lejetonen ved at henvise til en frekvenstabel over lejedefekter. Det faktum, at det er omgivet af sidebånd indikerer, at det angiver en defekt i den indre ring i lejet. Defekten går ind og ud af lejets belastningszone en gang hver omdrejning og modulerer amplituden fra lejetonerne ved opdrejningshastigheden. Lejet blev udskiftet og det næste billede er et fotografi af den indre ring i det gamle leje: Det ses, at defekten er lokaliseret og kun forekommer på den ene side af ringen. Det indikerer, at lejet var udsat for stød belastning, hvilket lettede trykket på den anden halvdel af ringen. Den følgende figur viser den ydre ring i det samme leje: Side 76 af 157

77 Defekten i den ydre ring lokaliseres i lejets belastningszone. Dette er et klassisk eksempel, der viser, hvorledes det demodulerede spekter viser en indre rings defekt og samtidig eliminerer næsten al den forstyrrende støj, der var så tydelig i vibrations frekvensbåndsspekter. Det defekte leje blev udskiftet og den følgende figur viser det traditionelle vibrationsspekter fra samme målingssted: Læg mærke til at dette spekter ligger tæt op ad det første traditionelle spekter vist tidligere. Der er stadigvæk masser af harmoniske fra omdrejningshastigheden, støjkomponenter og motordrivspidser. Dette illustrerer, at lejedefekten ikke udviste et effektivt signal i det oprindelige spekter. Dette skydes selvfølgelig spektrets usædvanligt store kompleksitet og støj. Nu skal vi se på det demodulerede spekter, vist herefter, der er taget på samme tid og sted som det tidligere viste traditionelle spekter. Side 77 af 157

78 I dette spekter finder vi ingen lejetoner og den jævne og ensartede støjbund, som er karakteristisk for et klassisk demoduleret spekter. Dette illustrerer demodulationsprocessens effektivitet i forhold til at skyde sig ind på den lokaliserede defekt og fjerne støjkomponenter, som kommer fra fjernere dele af maskinen. Krangearkasse Det følgende eksempel kommer fra det cylindriske rulleleje i indgangsakslen på et hejseværks gearkasse. Det første spekter er et traditionelt vibrationsspektrum målt i den radiale retning på lejehuset. Frekvensskaleringen bestemmes af akslens hastighed. Markeringerne på de spektrale spidser indikerer harmoniske i lejets omdrejningshastighed: Side 78 af 157

79 Dette er et meget kompleks støjende spektrum og talrige stærke harmoniske indikerer et ekstremt spillerum i struktur. De punktformede kursere er indstillet på 6,33. orden af omdrejningshastigheden og de svarer til en ydre rings fejlfrekvens i lejet. Men når spektret udviser så meget spillerum, er det svært at sige hvor slemt lejet er skadet, fordi spillerum alle steder i maskinen kan skabe sådan et støjende spekter. Nedenstående figur viser det demodulerede spekter taget fra samme målepunkt: Dette spekter viser harmoniske fra den ydre rings lejedefekt frekvens, der stiger over 25 db over støjbunden. Det er et fortræffeligt eksempel på et alvorligt skadet leje. Læg mærke til at den første oversvingning er meget veldefineret i frekvens og de højere frekvenser er i stigende grad bredere. Dette indikerer, at der er nogen usikkerhed i fejltonens frekvens, sandsynligvis skabt af en usædvanlig stor og udbredt skade på den ydre ring. Den næste figur nedenunder indeholder fotografier af lejets ydre og indre ring: (billedet af den indre ring er forstørret mere end billedet af den ydre ring): Side 79 af 157

80 Den overdrevne skade på den ydre ring er imponerende og det er overraskende, at skaden på den indre ring er så lille. I den indre ring er der nærmere lavet indhak (fordybninger) end afskalling hvorimod den ydre ring er stærkt afskallet. Side 80 af 157

81 Balancering. Indledning. Gennem tiderne er der lavet mange undersøgelser med det formål at finde årsagerne til, at roterende maskiner havarerer. Disse undersøgelser viser med temmelig stor tydelighed, at dårlig balancetilstand er den største synder, dette endda så groft, at over 50 % af havarierne tilskrives ubalance. Set i historisk perspektiv, så viser tallene en stigende tendens, hvilket især skyldes større omdrejningstal pr. min. samt større ydelser pr. masseenhed. Undersøgelserne er næsten alle udført ved havarier. Man ville givetvis finde samme tendenser, hvis man undersøgte slitage og energitab. Når nu ubalance er årsag til så mange havarier, er det naturligvis vigtig, at vi får målemetoder, ved hvis hjælp vi kan konstatere om fejl skyldes ubalance eller noget andet, samt at vi råder over værktøjer, som kan bruges til at minimere ubalancerne. Optager man et smalbåndet vibrationsspektrum på en roterende maskine, er det en let sag at identificere en ubalances vibrationskomposant. Denne komposant viser sig på maskinens rotationsfrekvens, se fig. 1. En maskine som kører med 2400 o/min. vil have en ubalancekomposant på 40 Hz. Fig. 1: Fejlfindingsskema. Side 81 af 157

82 Komponentens amplitude er proportional med ubalancens størrelse. Amplituden afhænger imidlertid også af maskinens konstruktion og montering, det er derfor ikke muligt at omsætte vibrationsspektrets oplysninger direkte til en angivelse af ubalancen i f. eks. g.mm. På fig. 2 ses et frekvensspektrum for en blæser, der over et gear og en kobling trækkes af en elektromotor. Fig. 2: Frekvensspektrum. På fig. 2 ses det tydeligt, at komposanten, stammende fra blæserhjulet er den mindst fremtrædende, hvorfor forsøg på at nedbringe denne ved hjælp af balancering ikke vil give nogen særlig effekt på det samlede vibrationsniveau. Det kan dog undertiden ske, at man ved tilstandskontrol af en maskine har konstateret, at den fundamentale (vibrationsniveauet ved omdrejningshastigheden) for en roterende maskindel er steget voldsomt i niveau, som en indikation for at delen er kommet ud af balance. Selv om denne vibrationskomposant ikke dominerer billedet, kan balancering i sådanne tilfælde nytte, idet det vil resultere i færre vibrationer (og dermed færre kræfter) på selve rotoren og dermed medvirke til at forlænge levetiden. I det viste tilfælde vil opretning af akslen, ændring af kobling m.m. have størst virkning, ligeledes synes det bagerste leje at have behov for en udskiftning. Statisk contra moment ubalance. Vi vil nu se lidt på, hvad der egentlig er årsagen til ubalancen på roterende maskiner, samt se lidt på de kræfter man kommer ud for. En overvægt på blot 10 g. i en afstand af 1 m. fra omdrejningsaksen giver ved 3000 o/min. en centripetalkraft: Side 82 af 157

83 2 3 2 π 3000 FC = m r ω = N 60 Hæves omdrejninger til det dobbelte, så fås: π 6000 FC = m r ω = N 60 Af disse to eksempler ses tydeligt, at det hurtigt bliver betydelige kræfter, der er tale om. Som formlen viser, varierer kræfterne med omdrejningstallet i anden potens og med radius i første potens. Man skelner ofte mellem statisk og moment ubalance. Ved ren statisk ubalance går resultanten af samtlige centripetalkræfter fra ubalance masserne gennem legemets tyngdepunkt, se fig. 3. Dette betyder, at hvis man har mulighed for at anbringe balanceringsmasser i et snit gående gennem dette tyngdepunkt, så kan man fortage en fuldstændig balancering ved at finde de rette masser. I praksis vil det ofte være en temmelig vanskelig opgave, med mindre rotorerne er skiveformede. Hvilket betyder, at forholdet mellem diameteren og tykkelsen er større end 10. Ved sådanne rotorer kan man almindeligvis opnå tilfredsstillende resultater ved at anbringe balanceringsmasserne på den ene side af skiven. 2 2 Fig. 3: Ren statisk ubalance. Anbringes rotoren på et par vandrette knivvanger, så vil den statiske ubalance bevirke, at rotoren pendler frem og tilbage indtil den stopper med overvægten rettet lodret nedad. Den statiske ubalance giver sig altså til kende ved stilstand, deraf betegnelsen statisk. Betingelsen for ren statisk ubalance er, at: FC a = FC a Hvis man ikke har ren statisk ubalance, så vil rotoren rokke i lejerne, når den rotorer. Side 83 af 157

84 Ved momentubalance (også benævnt med ren dynamisk ubalance) er fordelingen af momenterne således, at de statiske momenter danner to lige store og modsat rettede momenter, se fig. 4. Under stilstand vil momenterne, som stammer fra ubalance, derfor udligne hinanden, men så snart rotoren begynder at dreje, så vil centrifugalkræfterne fremkalde vekslende tryk i lejerne. Momentubalance giver sig derfor kun til kende, når rotoren drejer. Fig. 4: Moment ubalance. Betingelserne for momentubalance er, at: M 1 = M 2 m1 r1 = m2 r2 I praksis ser man næsten altid en kombination af statisk og moment ubalance, dette kaldes i daglig tale for dynamisk ubalance. På fabrikkerne bliver de roterende dele ofte balanceret i specielt indrettede maskiner ved et omdrejningstal, der svarer til det nominelle. Hvis det drejer sig om store blæsere eller lignende, foregår prøverne ofte i specielt indrettede vacuumkamre for at begrænse effekt forbruget. Tiloversbleven ubalance. Inden den egentlige balancering påbegyndes, må man overveje, med hvilken nøjagtighed det vil være rimeligt at foretage balanceringen. Til dette brug kan forskellige standarder være et godt udgangspunkt, ikke mindst fordi brugen af disse sikrer, at såvel operatør (den person der skal balancere) som kunden ved, hvad der helt konkret skal opnås. Den hyppigst anvendte standard indenfor dette område er ISO 1940, som omhandler balancering af stive rotorer. (Herved forstås rotorer, som kører med driftshastigheder, der ligger mindst 50 % under det første kritiske omløbstal). I ISO 1940 finder man bl.a. et afsnit, der er benævnt rotorklassifikation. Dette anvendes til at bestemme den balanceringsgrad, som bør opnås for en given maskintype. Graden kan naturligvis afviges efter aftale i såvel op som nedadgående retning. Klassifikationen er Side 84 af 157

85 foretaget med en skalering, hvor man springer med faktor 2,5 fra den ene klassifikationsgrad til den næste, se fig. 5. Grad: Rotoreksempler 630 Store langsomt arbejdende fire takt maskiners krumtapbevægelser. 250 Hurtige fire cylindrede dieselmaskiners krumtapbevægelser. 100 Hurtige seks eller flere cylindrede dieselmaskiners krumtapbevægelser. 40 Vognhjul. Krumtapbevægelser på maskiner i køretøjer. 16 Generel for ikke kritiske drivaksler og rotorer. 6,3 Blæsere og ventilatorer. Flyhjul. Alm. maskindele. Elektriske motorers og generatorers drevdele. 2,5 Turbine rotorer. Bearbejdningsmaskiners drevdele. Små elektriske motorers drevdele. 1 Grammofoners og båndmaskiners drevdele. Slibemaskiners drevdele. O,4 Høj præcisions slibemaskinerotorer. Gyroskoper. Fig. 5: Rotorklassifikation iflg. ISO Udover foranstående rotorklassifikation indeholder ISO 1940 også et nomogram til bestemmelse af tilladelig tiloversbleven specifik ubalance, også benævnt tilladelig restubalance, se fig. 6. Fremgangsmåden er følgende: Man finder først den grad som en maskine tilhører, jfr. fig. 5. Derefter finder man ud af hvilke omdrejninger, man skal køre ved. Herefter går man fra omdrejninger op til balanceringsgrad og derfra vandret ud til aflæsning af restubalancen på venstre skala. Denne restubalance opgives i g.mm/kg. Vi skal så gange restubalancen med massen af de roterende dele. Dette giver os en restubalance, som måles i g.mm. Endelig skal vi vide, hvor balanceringsvægtene påsættes eller fjernes. Antallet af mm herfra og til omdrejningscentrum skal til sidst divideres op i restubalancen. Herved får vi endelig en restubalance i g. Side 85 af 157

86 Fig. 6: Nomogram til at finde tilladelig restubalance. Ovenstående tydeliggøres ved følgende eksempel: En blæser på 50 kg, og som normalt kører ved et omdrejningstal på 3000 o/min (50 Hz), skal balanceres efter at en vibrationsanalyse har påvist, at problemet er ubalance (kraftig forøgelse af vibrationerne på selve omdrejningshastigheden i radial retning). Radius til den rille, hvori balanceringsvægtene skal påsættes, er 200 mm. På fig. 5 kan vi se at blæseren hører til en balanceringsgrad på 6,3 og på nomogrammet i fig. 6 kan vi aflæse, at restubalancen er 20 g.mm/kg. Ganger vi dette tal med blæserens masse, så får vi en restubalance på 1000 g.mm. Denne værdi kan vi til sidst dividere med 200 og får herved en restubalance på 5 g, som er henført til balanceringsrillen med radius 200 mm. Den tilladelige restubalance, der findes på ovennævnte måde, gælder for den samlede rotor. Er det en symmetrisk rotor, så betyder dette, at bidraget til hvert leje ikke må blive større end halvdelen af den samlede rest ubalance til hver. Side 86 af 157

87 Hvis vi har et tilfælde med ikke symmetriske rotorer, så gælder reglen, at de enkelte restubalancer i hver ende findes på en sådan måde, at momenterne, der fremkaldes af restubalancerne til rotorens tyngdepunkt, skal være lige store. Se evt. gennemregnede eksempler i ISO Side 87 af 157

88 Instrumentering. Det udstyr, som i dag anvendes til balancering på stedet, ligner hinanden til forveksling, hvad indholdet angår. Det er klart, at der er afvigelser, såvel med hensyn til specifikationer, som med hensyn til anvendelighed, men fælles for alt det moderne udstyr er, at de betjener sig af følgende dele. En trigger transducer: den skal give en impuls pr. omdrejning. En vibrationstransducer: den skal give et elektrisk signal, der er proportional med vibrationen. Et vibrationsmeter: den skal måle amplitudens størrelse. Et filter: det anvendes til at rense signalet med. En faseenhed: den anvendes til positionsbestemmelse. Til trigger transducer kan man anvende flere forskellige typer, som f.eks.: Stroboskop. Magnet. Lys. Fig. 7: Eksempel på instrumentering til balancering. Filtrene kan opdeles i to hovedtyper, og det er: Variabelt båndpasfilter. Følgefilter (Trackingfilter). I det følgende tales om variabelt båndpasfilter, idet funktionen af de to typer filtre er ens, medens brugen (indstillingerne) afviger en del. Side 88 af 157

89 Brugen af filtre til balancering er begrundet i, at den eneste del af spektret, som er af interesse, når ubalance er konstateret, er rotationsfrekvensen (dvs. omløbstallet). Ved at anvende et filter dæmpes alle andre dele af spektret bort, og man opnår et bedre signal/støj forhold. Man kan sige, at man løfter amplituden ved rotationshastigheden ud af evt. støj. Den egentlige fremgangsmåde for måling består nu i at notere sig sammenhørende værdier af amplitude og fase for de signaler, som er til stede. Når vi imidlertid møder en maskine, som ikke tidligere har været balanceret i egne lejer, så er een kørsel med maskinen ikke tilstrækkelig til, at vi kan foretage balancering. Vi kender jo ikke maskinkonstruktionens reaktion på en given ændring, og vi kender i øvrigt heller ikke placeringen af en evt. konstruktionsmasse. For at få hold på disse ubekendte størrelser, så må vi tilføre systemet (de roterende dele) en kendt prøvemasse, som placeres på et givet sted. Størrelsen af denne prøvemasse findes ved en kombination af erfaring og forsøg. Som ledetråd kan man bruge en masse, der er mellem 5 og 10 gange den tilladelige rest ubalance. Vinkelændringen bør være mindst 25. Hvis dette ikke er tilfældet, så bør prøvemassen flyttes. Derefter måles denne masses indflydelse (hermed menes både amplitude og fasevinkel). For toplans balanceringer betyder dette, at det er nødvendigt at starte og stoppe maskinen i alt 3 gange efter følgende fremgangsmåde: Måling i begge planer af oprindelig tilstand. Måling i begge planer med prøvemasse anbragt i plan 1. Måling i begge planer med prøvemasse anbragt i plan 2. Side 89 af 157

90 Vektorløsning. (V T ) V 0 V 1 A 1 A 0 U 1 V T U 0 Ref. 0 - A 0 Fig. 9: Vektordiagram for et plans balancering. Fremgangsmåde: På et vilkårligt sted afsætter man en referencelinie. Fra denne linie afsættes fasevinklen samt amplituden fra første måling (A 0 og U 0 ), dette viser os begyndelsesubalancen ved vektoren V 0. Vi monterer derefter en prøvemasse og foretager endnu en måling. Dette nye sæt sammenhørende værdier afsættes på lignende måde, hvorved vi får vektoren V 1. Vektordifferencen mellem V 1 og V 0 giver os den vektor (V T ), der svarer til prøvemassen. Vi parallelforskyder nu denne vektor til at have udgangspunkt fra samme punkt som referencelinien. Vi kan nu finde den vinkel som balanceringsmassen skal placeres i ved udmåling mellem vektoren V T og -A 0. Størrelsen af balanceringsmassen kan findes ved forholdstalsregning i følge nedenstående: V m T p A 0 = m 0 = m 0 A 0 m V T p. Denne geometriske fremgangsmåde er imidlertid temmelig tidskrævende, når der er tale om balancering i mere end et plan. I så tilfælde er det derfor en stor lettelse at anvende en programmerbar lommeregner og et program, som er i stand til at udføre de matrixberegninger, som er grundlaget. Nyere transportabelt udstyr er ofte udstyret med regneenhed i den samme enhed, som opsamler fasevinkel og amplitude. Samme udstyr er ofte forsynet med andre faciliteter så som automatisk Side 90 af 157

91 udregning af egnet prøvemasse og lagring af data fra den ene balancering til den anden for samme maskine. Desuden er der almindeligvis en mulighed for at beregne en splitning af udregnet balanceringsmasse. Dette vil ofte være påkrævet, når vi taler om forud bestemte huller eller maskindele til at anbringe masserne i. Det er naturligvis tilfældet ved for eksempel pumpevinger o.lign. Vi kan jo ikke så godt få masserne til at hænge frit svævende i luften mellem to pumpevinger! Et eksempel på moderne vibrationsmåleudstyr, der også kan bruges til balancering, er vist på nedenslående fig. 10. Fig. 10: Udstyret er en såkaldt VIBSCANNER fra Prűfteknik. Udstyret vil blive brugt som eksempel på balancering på den i fig. 11 viste prøvestand. Side 91 af 157

92 Fig. 11: Prøvestand til balancering og vibrationsmåling Før man kan gå i gang er der nogle informationer der skal på plads. Som tidligere nævnt må man først gøre sig klart hvilken balanceringsgrad maskinen skal have ud fra ISO Hvad er omdrejningstallet for rotoren? Hvad er rotorens vægt? Hvor kan kompensationsvægtene placeres? Skal der balanceres i et eller to plan? Man kan nøjes med at balancere i et plan når forholdet mellem rotorens diameter og tykkelse er større end 10. Til det sidste punkt har VIBSCANNEREN nogle menu billeder man kan vælge imellem. Billederne er vist i fig. 12. Side 92 af 157

93 Fig. 12: Menu billeder til balancering med VIBSCANNER Side 93 af 157

94 1-plans balancering. Man starter med setup og får følgende menu På billedet til højre ses et udsnit af setup. Man fortæller udstyret at der er nogle bestemte positioner hvor kompensatiosmasserne kan placeres (fixed location) antallet er 24. Man skal også fortælle om prøvemasser og kompensationsmasser skal tilføjes eller fjernes (Trial/Trim Masses: add). Balanceringsgrad sættes til 04 (Bal. Quality). Prøvestandens fundament kan betragtes som fleksibelt (Fundation: flexible). Maskinen startes med transducer og trikkerlampe monteret og køre til billedet har stabiliseret sig, så stoppes måling og maskine. Som det fremgår af billedet er ubalancen placeret 187 fra refleks-brikken, målt mod omdrejningsretningen, og ses som den lille firkant i venstre side af cirklen. Jodstikket på VIBSCANNER bevæges mod højre. Nyt billede foreslår nu at der placeres en prøvemasse (Trial mass) i hul nr. 11 på 4,2 gram. Prøvemassens størrelse foreslår den på baggrund af at den har fået rotorens vægt at vide i setup. Maskinen startes igen og en ny måling foretages. Når målingen har stabiliseret sig standses måling og maskine igen. Jodstikket på VIBSCANNER bevæges mod højre. Ved næste billede spørges der om man vil fjerne prøvemassen eller man vil lade prøvemassen blive. I dette eksempel vælger man at sige nej til at fjerne prøvemassen. Side 94 af 157

95 På baggrund af det svar beregner VIBSCANNEREN så kompensations massens (Trim mass) størrelse og placering. Som det ses skal der placeres 2,2 gram i hul nr. 22 og 1,4 gram i hul nr. 23. Maskinen startes igen og en ny måling foretages. Når målingen har stabiliseret sig standses måling og maskine igen Jodstikket på VIBSCANNER bevæges mod højre. Endnu en gang bliver vi spurgt om vi vil bibeholde prøvemassen eller ej. Også denne gang lader vi prøvemassen blive og svare nej. Jodstikket på VIBSCANNER bevæges igen mod højre. Så er der igen beregnet en ny kompensationsmasse og dens placering. Der er ikke meget tilbage, der foreslås 0,1 gram i hul nr.18 og 0,5 gram i hul nr. 19, men det er faktisk ikke nødvendig, for vi har fået en smiley, hvilket betyder at vi har opfyldt kravene til en balanceringsgrad på 04. Side 95 af 157

96 2-plans balancering Først vælges den maskintype som passer bedst. Den på billedet viste passer til prøvestanden. Man skal i gang med setup. Det er stort set de samme informationer, som ved etplans balancering. Man skal fortælle udstyret at der er nogle bestemte positioner hvor kompensatiosmasserne kan placeres (fixed location) antallet er 24. Man skal også fortælle om prøvemasser og kompensationsmasser skal tilføjes eller fjernes (Trial/Trim Masses: add). Prøvestandens fundament kan betragtes som fleksibelt (Fundation: flexible). Det er også nødvendigt på forhånd, at fastslå hvor man vælger at placere målepunkt A og B på maskinen. Man arbejder kun med en vibrationstransducer, men udstyret fortæller, efter hver måling, hvor vibrationstransducer skal placeres til næste trin. Maskinen startes med transduceren placeret i målepunkt A og køre til billedet har stabiliseret sig, så stoppes måling og maskine. Så placeres transduceren i målepunkt B og det hele gentages. Som det fremgår af billedet er ubalancen placeret 189 O fra refleksbrikken, målt mod omdrejnings-retningen, og ses som den lille firkant i venstre side af cirklen. Et tilsvarende billede af målepunkt A er vist. Jodstikket på VIBSCANNER bevæges mod højre. Side 96 af 157

97 Ubalancens placering vises for målepunkt A og B, som de små firkanter i cirklerne. Jodstikket på VIBSCANNER bevæges mod højre. På baggrund af begyndelsesmålingerne i A og B foreslår næste billede at der placeres en prøvemasse (Trial mass) i hul nr. 11 på 4,2 gram. Prøvemassens størrelse foreslår den på baggrund af at den har fået rotorens vægt at vide i setup. Maskinen startes igen og en ny måling foretages i A. Når målingen har stabiliseret sig standses måling og maskine igen. Transduceren placeres i B. Maskinen startes igen og en ny måling foretages igen i B. Når målingen har stabiliseret sig standses måling og maskine igen. Ved næste billede spørges der om man vil fjerne prøvemassen eller man vil lade prøvemassen blive. I dette eksempel vælger man at sige nej til at fjerne prøvemassen. Side 97 af 157

98 På baggrund af målinger i A og B med en prøvemasse i A foreslås en prøvemasse (Trial mass) i B på 4,2 gram i hul nr. 5. Herefter foretages der nye målinger i A og B, nu med prøvemasser både i A og B. Det samlede resultat ses på billedet. På baggrund af resultatet foreslås en kompensations-masse (Trim mass) i A på 0,7 gram i hul 22 og 3,8 gram i hul 23. I B foreslås kompensationsmaser på 1 gram i hul 15 og 3 gram i hul 16. Det samlede resultat af de efterfølgende målingerne i A og B viser at ubalance nu er placeret i centrum. Side 98 af 157

99 Næste billede viser at der i A ikke er meget at komme efter, 0,1 gram i hul 19. Smileyen viser at der ikke er grund til at gå videre, idet balanceringsgraden er opfyldt. I B er der heller ikke meget at komme efter. Der foreslås 0,2 gram i hul 11 og 0,2 gram i hul 12, der er imidlertid ingen grund til at gøre noget for Smileyen viser, at også her er balanceringsgraden opfyldt. Balanceringen er nu gennemført, men det vil være en god ide at foretage en ny FFT analyse på maskinen, for at sikre sig at vibrationsniveauet er faldet. Ovenstående forløb skulle gerne vise at balancering af maskiner ikke længere er så kompliceret, når man benytter sig af de nye vibrationsværktøjer som i dag er på markedet. Side 99 af 157

100 Bestemmelse af tiloversbleven ubalance. Ønsker man at bestemme den tiloversblevne restubalance, så kan det gøres på nedenstående måde: Del rotoren op i lige store buestykker, f.eks. hver på Monter derefter en og samme prøvemasse af kendt størrelse (f.eks. 50 g mm.) på skift i hver af delepunkterne. For hver montering køres rotoren op i omdrejninger og vi måler amplituden. Disse amplitudeværdier afsættes som ordinater i et koordinatsystem, hvor abscissen er inddelt i grader svarende til en hel omgang, se fig. 11. Når alle målinger er taget, så tegner vi en graf gennem koordinatpunkterne. Vi beregner middelværdien af alle amplitudeværdierne, i eksemplet på fig. 11 er dette 10. Vi afsætter en ekstra ordinatakse, der også starter fra koordinatsystemets begyndelse og har en akselængde der svarer til prøvemassen (på figuren skal 50 g mm svare til amplitudeværdi 10). Alle akser er lineære. Max. punktet på kurven tegnes derefter ud til restubalance aksen, i eksemplet rammer vi 60 g mm. Det vil med andre ord sige, at restubalancen er 10 g mm (60-50 g mm). Og placeringen for restubalancen kan måles på abscisseaksen til at ligge ca fra første placering af prøvemassen. Restubalancen på 10 g mm Ubalance pga. prøvemassen på 50 g mm Ubalancen i g mm. Amplitudeaksen. Differencen mellem middel og max. amplituden. Middelamplituden svarende til prøvemassen. Vinklen på restubalancen. Restubalancen = (60-50) g mm. Fig. 11: Bestemmelse af rest ubalance. Vinklen på prøvemassen. Side 100 af 157

101 Eksempler på praktiske vibrationsløsninger. Køletårn CT5 koblingssammenbrud på drivakslen (element 1) Man anmodede om en vibrationsundersøgelse af element 1 af et køletårn med 6 elementer. Denne anmodning fremkom som følge af driftspersonalets rapport om usædvanlige stærke vibrationer fra motoren. Tidligere havde man noteret vibrationsniveauet ved motoren til at være mellem 0,8 mm/sek. og 2 mm/sek., se figur 1. Fig.1 Vibrationsmålinger udført den 7. januar 1997 viste en betydelig stigning fra de tidligere noterede værdier. Det værste område var ved drivenden i lodret retning, hvor der måltes en størrelse af 19,8 mm/sek. - beregnet som kvadratroden af gennemsnittet af anden potens af målingerne - se figur 2. Side 101 af 157

102 Fig.2 Et vibrationsspektrum på dette sted viste en dominerende komponent ved 25 Hz (motorens omdrejningsfrekvens), se figur 3. Det blev anbefalet at undersøge tilstanden af koblingen imellem kulfiberdrivakslen og ventilatorgearet. Fig.3 En undersøgelse af Rexnord (Omega) koblingen viste, at den ene halvdel af gummiet i koblingen havde løsnet sig, se figur 4. Side 102 af 157

103 Fig.4 Efter at koblingen var udskiftet og maskinen genstartet, blev der atter foretaget vibrationsmålinger. Som det kan ses på figur 5, var det tydeligt, at fejlen var fundet og rettet. Som følge af den øjeblikkelige handling fra alle involverede parter var følgeskader undgået. Fig.5 Side 103 af 157

104 Fejl i den indre ring af et kugleleje. Vibrationsmålinger på en motor og pumpe P272 over de sidste 32 måneder havde vist lave og acceptable værdier, typisk omkring 1,5 mm/sek. overalt - beregnet som kvadratroden af gennemsnittet af anden potens af målingerne. Vibrationsmålinger i januar 1997 viste en stigende tendens ved pumpens drivende, hvilket antydede en mulig fejl inden i pumpen, se figur 1. Figur 1 - Fortsat forøgelse af vibrationsniveauet ved pumpen. Et vibrationsspektrum optaget ved lejet i pumpens drivende den 13. januar 1997 viste ingen af de beregnede grundlæggende fejlfrekvenser for et SKF 6311C3 leje, selvom der var tegn på en stigning af grundlinien imellem omdr./min og omdr./min, hvilket angav et støjende leje, se figur 2. Figur 2 - Tidlige tegn på slid/beskadigelse af lejet Side 104 af 157

105 Ud fra vibrationsniveauerne i spektret og de tidlige tegn på en lejefejl blev det besluttet at fortsætte driften indtil videre og vurdere sagen igen ved næste måling. Denne blev foretaget efter 35 dage og viste en yderligere stigning i vibrationsniveauet samt en forøgelse af bredbåndsaktiviteten i spektret, se figur 3. På dette grundlag blev det besluttet at udskifte pumpelejerne så snart produktionskravene kunne tillade det. Figur 3 - Tiltagende slid/beskadigelse af lejet En nøje undersøgelse af pumpelejerne fremviste afskalling over et område på kuglelejets indre ring med efterfølgende beskadigelse af den ydre ring og adskillige af kuglerne. Figur 4 viser det beskadigede område af kuglelejets indre ring. Figur 4 - Afskalling på kuglelejets indre ring Side 105 af 157

106 Et tvungent driftsstop af denne maskine ville ikke have haft konsekvenser for produktionen, da der fandtes en reserveenhed. Men, hvis stærke vibrationer eller et lejesammenbrud havde medført beskadigelse af en mekanisk tætning, ville dette have haft alvorlige konsekvenser for miljøet på grund af typen af det fremstillede produkt. Lejerne blev udskiftet og maskinen genindsattes i driften med minimal driftsforstyrrelse. Omkostningsbesparelsen på reservedele og arbejdsløn blev anslået til som følge af den tidlige opdagelse af fejlen. Side 106 af 157

107 Fejl i den ydre ring af et kugleleje. På ATV s arbejdspladskontor modtog man en anmodning om at foretage en vibrationsundersøgelse af pumpe P9917 (VIL) på værkstedspumpeinstallationen, da man havde en formodning om, at der var en fejl på elektromotoren. Denne pumpeenhed var ikke en af de maskiner, som var underkastet rutinemæssig overvågning, hvorfor der ikke forelå tidligere vibrationsmålinger. Efter at have fastlagt omdrejningshastighed og lejetyper blev der valgt 5 tilfældige målepunkter på motoren. Disse var i den lodrette og den vandrette retning på motorens frie ende og de samme på drivenden, hvor der desuden blev målt i aksial retning. Der blev valgt et frekvensområde på Hz, da dette var påregnet at være højt nok til at fange mulige lejefejl. Vibrationer og vibrationsspektra blev optaget fra alle målepunkter og overført til vibrationsdatabasen på computeren i ATV s kontor. En gennemgang af vibrationsspektret angav frekvenskomponenter, der kunne stamme fra lejefejl. De stærkeste vibrationer fandtes i vandret retning ved motorens frie ende; men det mest interessante spektrum blev optaget i aksial retning. I spektret er der en tydelig spids ved 155 Hz med medfølgende harmoniske svingninger, se fig. 1. Fig.1 - Tydning af komponenterne i spektret Spidsen ved 155 Hz blev henført til en fejl i den ydre ring af lejet i motorens frie ende (se SKF 6314-C3) og blev fundet ved følgende beregning: BPFO = 0,5 Nn (1-(d/D)) cosß, hvor: N = motorhastighed divideret med 60 = 49,4 (Hz) n = antallet af kugler eller ruller = 8 d = kugle/rullediameter (mm) = 24 mm D = kugle/rullebanediameter (mm) = 110 mm ß = kontaktvinkel imellem kugle og ring = 0 Side 107 af 157

108 0,5 x ((49,4 x 8) x (1 - (24/110))) x cosß = 154,5 Hz Et vibrationsspektrum optaget fra samme målepunkter på motoren efter udskiftning af lejet ses i fig. 2. Fig.2 - Vibrationsspektrum optaget ved det nye leje Undersøgelse. En undersøgelse af lejet fra motorens frie ende afslørede et område med metalmangel (afskalling) på cirka 6 mm i diameter på lejets ydre ring, se fig. 3. Fig.3 - Fotografisk bevis på den rigtige fejlfinding. Side 108 af 157

109 Smørefejl. Lejer med rullende elementer er de vigtigste komponenter i de fleste maskiner og skal opfylde store krav til belastningsevne og driftsikkerhed. Den fortsatte forskning i - og udvikling af - disse lejer har medført, at det i dag er muligt at beregne den effektive levetid af et leje med rullende elementer med betydelig nøjagtighed således, at lejets levetid og maskinens levetid kan nøje overensstemmes. Uheldigvis kan det forekomme, at et leje ikke opnår den beregnede effektive levetid. Der kan være mange årsager til dette - hårdere belastning end beregnet, utilstrækkelig eller uhensigtsmæssig smøring, skødesløs behandling, ineffektive pakninger eller for stram pasning med medfølgende utilstrækkelig indvendig slip i lejet. Hver af disse faktorer medfører en særegen beskadigelse og sætter sit særegne præg på lejet. Dette eksempel vil vise, at det er muligt i visse tilfælde at spore en dårlig smøring af et leje. Der er tale om en 90 hk køletårnsmotor med to hastigheder 1475 og 990 omdr./min.. Man iagttog under prøvekørsel af motoren, at der fremkom en højfrekvent lyd fra - formodentlig - lejet i den frie ende af motoren. Det generelle vibrationsniveau overalt på motoren var mindre end 1 mm/sek. - beregnet som kvadratroden af gennemsnittet af anden potens af målingerne - hvilket ansås for lavt og acceptabelt. For at fastlægge oprindelsen af lyden blev der foretaget et sæt accelerationsmålinger ved Hz ved både lejet i drivenden af motoren som ved lejet i den frie ende af motoren i vandret, lodret og aksial retning. Ved undersøgelsen af vibrationsspektret i lodret retning fra lejet i drivenden såvel som fra lejet i den frie ende kunne man iagttage en høstak effekt i området til Hz, se fig. 1. Erfaringsmæssigt skyldes denne type spektrum en nedsat smøring, der resulterer i en vis grad af metal mod metal kontakt i lejet. Hvis denne tilstand ikke korrigeres, vil der hurtigt fremkomme slid i lejet, som fører til en stigning i driftstemperaturen og en nedbrydning af lejet, se fig. 1. Fig. 1 - Før smøring af lejet Side 109 af 157

110 Da tilstanden var bestemt, besluttede man at tilføre dette leje en vis mængde smørefedt. Med vibrationsmåleren forbundet til analysatoren var det muligt at se den øjeblikkelige virkning af smørefedtet på vibrationerne. Efter at denne mængde smørefedt var tilført og fordelt i lejet, viste vibrationsmålingen en tilbagevenden til den tidligere tilstand, hvorfor det blev besluttet at tilføre endnu et par skud smørefedt. Effekten heraf kunne ses med det samme, idet vibrationen straks blev formindsket. Den samme procedure blev anvendt ved lejet i drivenden af motoren, se fig. 2. Fig.2 - Nedsat højfrekvent vibration. Konklusion: Ved at fastslå og udbedre manglen på smøring, blev et muligt lejesammenbrud undgået. Side 110 af 157

111 K 9451 Kobling ude af balance. Det hele begyndte med en opringning til pladskontoret fra en produktionsingeniør, som bad om en vibrationsundersøgelse af en af produktionsenhedens store dampturbinedrevne Demag kompressorer under indkøring efter et planlagt stop. Ingeniøren havde fået oplyst, at det fast installerede Nevada tilstandsovervågningssystem viste vibrationer på turbinen, som var højere end man tidligere havde set. Tidligere målinger indeholdt i pladsens database angav normale vibrationsniveauer for tiden inden det planlagte stop både ved målinger på toppen af lejehusene og fra forskydningsmålerne i det faste Bently Nevada overvågningssystem. Målinger på toppen af lejehusene viste stadig acceptable vibrationsniveauer; men under indkøring ved omdr./min viste forskydningsmålerne fra Bently Nevada systemet en maksimum aksel- vibration i forhold til lejerne på cirka 32 mikrometer, og når hastigheden blev forøget til omdr./min steg denne værdi til mere end 43 mikrometer, se fig. 1. Fig.1 - Tendenskurve, der viser forandringen i det generelle vibrationsniveau En gennemgang af vibrationsspektret viste en dominerende komponent ved drifts- hastigheden med en amplitude på 38 mikrometer - spids til spids - som angav, at turbinens roterende del muligvis var ude af balance. Ved forespørgsel blev det opklaret, at den roterende del af turbinen var blevet udskiftet ved stoppet i januar 1995 hvilket indikerede, at vibrationerne måtte stamme fra turbinen, da kompressoren samtidigt ikke viste synderlige ændringer fra tidligere målinger. For at få denne antagelse bekræftet blev turbinen koblet fra kompressoren og kørt op til omdr./min med koblingsnavet på akslen. Vibrations- komponenten ved driftshastigheden var nu mindre end 10 mikrometer og det var klart, at selve turbinen ikke var synderen, hvorfor opmærksomheden blev rettet mod koblingen. Da dette var den samme kobling, som inden stoppet frembragte mindre end 15 mikrometer, blev opbygningen af koblingen med de dertil hørende mellemlægsplader nu genstand for mistro. Ved en undersøgelse af koblingen blev det iagttaget, at afstandsstykkerne imellem navene og spolestykket var monteret på en anden måde end før stoppet. Koblingen blev nu genmonteret i henhold til alle de oprindelige sammenmærkninger og den sammenkoblede enhed blev kørt op til omdr./min. Side 111 af 157

112 En maksimalaflæsning på cirka 10 mikrometer viste nu helt klart, at årsagen til ubalancen var blevet fundet og udbedret, se fig. 2 og fig. 3 (før og efter). Fig.2 - Før genmontering af koblingen Fig.3 - Efter genmonteringen af koblingen. Enheden blev sat ind i produktionen 12 timer før planlagt, hvorved der blev opnået ekstra produktion til en værdi af cirka Som følge af den hurtige indsats med at finde og udbedre problemet - hvorved man forhindrede en mulig følgeskade såsom et ødelagt leje i drivenden af turbinen - anslås det, at der er sparet følgende beløb: Forudsat at lejet i turbinen var blevet beskadiget, reparationstid for lejet 2-3 dages produktionstab á per dag = materialeomkostninger = anslået besparelse = Side 112 af 157

113 Balancering af en køletårnsventilator. Vibrationsdata indsamlet fra ventilatormotorerne på et køletårn med 4 elementer havde over et stykke tid vist svingende niveauer - især i aksial retning - op til 7 mm/sek. ved ventilatorernes omdrejningshastighed - beregnet som kvadratroden af gennemsnittet af anden potens af målingerne. Man havde også bemærket, at selve køletårnet svejede frem og tilbage i en øst/vestlig retning. Vibrationsmålinger på ventilatorskorstenen viste endvidere, at komponenten ved ventilatorernes omdrejningshastighed var dominerende. Vibrationerne øgedes eller mindskedes afhængigt af hvilke ventilatorer, der var i brug. Fordi de fire ventilatorer var ens og kørte med samme hastighed, kunne de vibrationer, der opstod i en af ventilatorerne, i nogen grad overføres til én eller flere af de andre. Hvor store de overførte vibrationer ville blive i den enkelte ventilator afhang af flere faktorer, for eksempel stivheden i hver enkelt enhed, overførselsmuligheden og afstanden imellem enhederne. Før det var muligt at rette fejlen, var det nødvendigt at finde ud af, hvilken enhed frembragte vibrationerne i tårnet (forudsat, at der kun var én ansvarlig enhed). For at gøre dette, blev der udarbejdet et prøveprogram, hvor to vilkårlige ventilatorer kunne køre samtidigt - kravene til køletårnets brug tillod ikke, at man kun kørte med én ventilator. Resultaterne af dette program ses i fig.1. Fig.1 - Resultaterne af prøveprogram med 2 ventilatorer i brug af gangen. Man anbefalede, at der blev udført en in-situ afbalancering af ventilator B for at formindske vibrationsniveauet og tillade fortsat brug af køletårnet i de kommende sommermåneder, hvor belastningen af tårnet ville være høj. En optisk fase-reference måler og en accelerationsmåler blev anbragt på gearets udgangsaksel og kabelforbundet til et sikkert sted. Under dette arbejde bemærkede man, at en stor stålklods på et eller andet tidspunkt var fastgjort til vingehjulets nav samt, at drænhullerne i enden af bladene var forstoppede. Disse huller blev rengjorte. Uden at fjerne stålklodsen blev ventilatoren sat i drift og målinger af fase og vibrationer foretaget. Resultatet af denne første kørsel viste en spids ved ventilatorens omdrejningshastighed på 6,6 mm/sek. - beregnet som kvadratroden af gennemsnittet af anden potens af målingerne. Strømforsyningen til ventilatoren blev derefter afbrudt og massen af Side 113 af 157

114 stålklodsen på navet målt til 10 kg. En indvendig inspektion af ventilatorskorstenen afslørede vand i hele omkredsen i højde med spidsen af vingehjulsbladene, og det blev antaget at dette vand var kommet fra bladene som følge af, at drænhullerne var blevet åbnet. Ventilatoren blev derefter sat i drift igen uden stålklodsen, og fase og amplitude blev målt. Amplituden ved ventilatorens omdrejnings- hastighed var nu mindre end 0,5 mm/sek. - beregnet som kvadratroden af gennemsnittet af anden potens af målingerne - og det var klart, at problemet havde været en følge af den 10 kg tunge stålklods. Yderlige tiltag var ikke nødvendige, da ubalancen var blevet fundet og rettet. Fig., 2 og fig. 3 viser situationen før og efter. Fig.2 - Før afbalanceringen Fig.3 - Efter afbalanceringen Det er muligt, at stålklodsen var anbragt på navet for at afbalancere vandet inde i bladene - men dette er ikke sikkert. Side 114 af 157

115 Balancering på stedet af koblingen på en hurtiggående pumpe. P2152B er en kedelfødepumpe drevet ved en elektromotor og koblet til et gear med to aksler beregnet til at forøge omdrejningshastigheden fra omdr./min (indgangssiden) til omdr./min (udgangssiden). Denne pumpe indgår i 5-ugers programmet for vibrationsovervågning med både dynamisk og forskydningsmålinger foretaget direkte på maskinen såvel som målinger fra Bently Nevada målesteder anbragt på udvalgte steder på pumpen og gearet. Vibrationsmålinger på motoren ligger typisk under 1,2 mm/sek. - beregnet som kvadratroden af gennemsnittet af anden potens af målingerne - og vækker ingen bekymringer. Forskydningsmålinger fra gearets langtsomt gående aksel var i gennemsnit 10 mikrometer - spids til spids - medens gearets hurtiggående aksel viste i gennemsnit 11,5 mikrometer - spids til spids. Forskydningsmålingerne på pumpen helt tilbage fra august 89 og frem til december 92 var konsekvent mindre end 30 mikrometer - spids til spids - hvilket blev betragtet som værende tilfredsstillende. Man havde dog bemærket en mindre stigningstendens over tiden. Fra december 92 frem til april 94 begyndte forskydningsmålingerne fra lejet i pumpens drivende at blive mere og mere uregelmæssige, og var nået op på 65 mikrometer - spids til spids - hvilket angav, at der muligvis var et problem med pumpen eller koblingen. En gennemgang af spektret viste tydeligt, at den fremtrædende aktivitet forekom ved driftshastighedskomponenten på 90 Hz (5.400 omdr./min). I maj 94 var det gennemgående vibrationsniveau nået op på 95 mikrometer - spids til spids - og pumpen blev taget ud af produktionen og sendt til hovedreparation og afbalancering, se fig. 1. Fig.1 - Gennemgående forskydningstendenser ved pumpens drivende. Efterfølgende blev pumpen genindsat i produktionen; men viste nu målinger ved driftshastigheden, som oversteg 42 mikrometer - spids til spids - uanset afbalanceringen af rotoren. I januar 95 tilbød AVT at foretage en in-situ afbalancering af koblingen for at formindske en eventuel tilbageværende ubalance i selve koblingen. For at gøre dette var det nødvendigt at foretage fasemålinger på koblingen ved pumpens drivende således, at størrelsen og retningen af ubalancekomponenten kunne fastslås. Ved en række forsøg, hvor der anvendtes slæbevægte, lykkedes det at beregne korrektions- vægten og vinkelstillingen for denne. Derefter var pumpen i drift i cirka 7 måneder med målinger under 30 mikrometer indtil det tidspunkt, hvor koblingen blev berørt i forbindelse med vedligeholdelse. Efter afslutningen på vedligeholdelsesarbejdet viste vibrations- målinger, at den tidligere ubalance igen var tilstede, hvorfor man øjeblikkeligt fik mistro til koblingen. Side 115 af 157

116 En undersøgelse af koblingen viste at de indsatte korrektionsvægte ikke var blevet genindsat, hvorfor det var nødvendigt at foretage afbalanceringen endnu engang. Fig. 2 og fig. 3 bevidner resultatet. Fig.2 - Ubalance før afbalancering (50 µm spids til spids) Fig.3 - Ubalance efter afbalancering (11µm spids til spids) Denne in-situ afbalancering medførte, at enheden kunne forblive i drift indtil forholdene var sådanne, at man kunne fjerne den og foretage en tilbundsgående undersøgelse af problemet. Side 116 af 157

117 Vibrationsanalyse brugt til at afsløre beskadigelse af gear. Vibrationsfrekvenser fra tandindgreb er nemme at genkende, men svære at tyde. Dette skyldes to ting: 1) Det er ikke normalt muligt at anbringe transduceren tæt på gear med problemer. 2) Det store antal mulige oprindelsespunkter for vibrationer i en drivenhed med flere gearhjul resulterer i et indviklet billede af frekvenser fra tandindgreb, modulation og driftshastighed. Til brug for analysen af mulige gearproblemer er det nødvendigt at have et spektrumsanalyseudstyr med stor opløsning således, at der kan optages et spektrum med stor frekvensspændvidde uden tab af sidebåndsdata. Sidebåndene er meget vigtige, da disse i de fleste tilfælde gør det muligt at fastslå, hvilket af de to tandhjul i indgreb har en fejl. Eksemplet hér viser hvordan en analyse af et vibrationsspektrum var afgørende i bestemmelsen af hvilket gearhjul i et køletårnsventilatordrev var beskadiget. Vibrationsdata opsamles fra elektromotoren ved hjælp af en vibrationsspektrumanalysator og en magnetisk fastholdt accelerationsmåler. Da ventilatorens gearkasse er vanskeligt tilgængelig, er der monteret permanente accelerationsmålere på lejerne for indgangsakslen og udgangsakslen med kabelforbindelse til et sikkert sted. Fig. 1 viser det spektrum, der er optaget fra gearkassens udgangsaksel. Fig.1 - Vibrationsspektrum, der viser beskadigelse i gearet. Med ovenstående spektrum og den viden, at ventilatoren kørte ved lav hastighed, var det muligt at udpege frekvensen fra kronhjulindgrebet på indgangssiden. Oversvingninger til indgangsakslens frekvens på 16,5 Hz ses på hver side af frekvensen for kronhjulindgrebet på indgangssiden. Ud fra disse oplysninger samt med tekniske data for gearkassen (Fig. 2) blev der draget den konklusion, at tænderne på indgangskronhjulet var beskadigede. Side 117 af 157

118 Fig.2 - Gearkassens indretning En undersøgelse af gearkassen bekræftede denne konklusion med tydelig beskadigelse af flere af tænderne på kronhjulet. Fig. 3 er fotografisk bevis på beskadigelserne. Fig.3 - Beskadigede tænder på indgangskronhjulet Side 118 af 157

119 Det anslås, at der var en besparelse på som følge af opdagelsen af beskadigelserne på et tidligt tidspunkt. Var gearet imidlertid brudt sammen, kunne de sekundære konsekvenser være løbet op i mange TUSINDE pund, da faren for en beskadigelse af ventilatorblade og ventilatorhuset er høj. Side 119 af 157

120 Balancering på stedet af et udkraget ventilatorhjul. De fleste maskiner er mere eller mindre ude af balance, hvilket giver sig udtryk i vibrationer ved en frekvens af én gang per omdrejning. Hvis der ikke forefindes analyseudstyr med stor opløsning, vil ubalance være det første, der får skylden for eventuelle høje vibrationer ved en frekvens af én gang per omdrejning. Ubalance optræder, når tyngdepunktet af massen i en roterende enhed ikke falder sammen med omdrejningscenteret Ubalance kan være forårsaget af en hel række ting - for eksempel forkert montage, udbøjning af rotoren, varmeudvidelse og komponenttab. Dette eksempel viser, hvordan en in-situ afbalancering kan gennemføres uden nødvendigheden af et kostbart stop af maskinen. Vibrationsdata indsamlet fra motoren til en udkraget ventilatorenhed angav, at den højeste én gang per omdrejning vibration forekom i vandret retning ved motorens drivende. Amplituden var 30 mm/sek. som vist på fig. 1. Fig.1 - Stor én gang per omdrejning vibration Amplituden for vibrationen ved én gang per omdrejning samt vinkelstillingen ud fra et referencepunkt blev afsat i et vektordiagram som O v. Maskinen blev stoppet og en forsøgsmasse på 30 gram blev fæstnet til vingehjulets yderkant i en vilkårlig stilling. Maskinen blev genstartet og kørt op til fuld hastighed, og den nye amplitude og fasevinkel for vibrationen ved én gang per omdrejning indført i diagrammet som O + T. Ud fra disse to vektorer kunne vektorændringen som følge af den påsatte vægt på 30 gram bestemmes og indtegnes i diagrammet som T v. På grundlag af disse værdier kunne korrektionsmassen beregnes og vinkelstillingen i forhold til forsøgsmassen bestemmes, se fig. 2. Korrektionsmassen var 30 gram og skulle anbringes 35 o i omdrejningsretningen fra forsøgsmassens stilling. Da korrektionsmassen var anbragt og forsøgsmassen fjernet blev maskinen genstartet til fuld hastighed. Side 120 af 157

121 Fig.2 - Vektordiagram med vibrationsniveau og fase Nye vibrationsdata angav, at oprindelsen af ubalancen var fundet og afbødet som vist i fig. 3. Side 121 af 157

122 Fig.3 - Ubalancen formindsket til 1,6 mm/sek. - beregnet som kvadratroden af gennemsnittet af anden potens af målingerne Hvis maskinen var brudt sammen, ville de anslåede reparationsomkostninger have beløbet sig til 700 foruden et muligt produktionstab til en værdi af mange hundrede pund. Side 122 af 157

123 Pumpediagnose ved vibrationsmålinger (Bredbånd contra spektrum) Vibrationer er nok den vigtigste indikator for den mekaniske tilstand af roterende maskiner. Hvis tendensen i bredbåndsmålinger fra en maskine overvåges, vil denne øjeblikkelig give varsel om en eventuel ændring i maskinens tilstand. Imidlertid vil målingen af bredbåndet vibrationer kun give et numerisk vibrationsniveau og tillader ikke en udpegning af et specifikt oprindelsessted for disse i maskinen og giver ingen indikation af en bestemt fejl eller type fejl. Oplysningerne i et vibrationsspektrum gør det muligt at udpege uheldige frekvenskomponenter, hvorved man kan bestemme fejltypen og betydningen heraf. Dette eksempel fremhæver vigtigheden af brugen af data fra vibrationsspektret ved at vise, hvorledes disse kan udpege to vidt forskellige typer fejl på to identiske maskiner. K510 er en væskerings vakuumpumpe direkte drevet af en 18½ kw motor omdr./min. I april 1997 blev kompressor-delen af maskinen udskiftet i overensstemmelse med programmet for planlagt vedligeholdelse. Et bredbåndsvibrationsniveau optaget på lejet i den frie ende af den nye kompressor var omkring 18 mm/sek. - beregnet som kvadratroden af gennemsnittet af anden potens af målingerne - hvilket var en forøgelse på 72 % over det gennemsnitlige niveau ved tidligere målinger, se fig. 1. Dette vibrationsniveau var selvfølgeligt ikke acceptabelt. Fig.1 - Vibrationsniveauer ved kompressorens frie ende En gennemgang af vibrationsspektret viste bredbåndsaktivitet op til en værdi af 2 khz, hvilket gav en formodning om et beskadiget leje, se fig. 2. På dette grundlag blev det anbefalet at udskifte lejerne i kompressoren. Side 123 af 157

124 Fig.2 - Vibrationsspektrum, der viser beskadigelse af leje Kompressoren blev fjernet og erstattet af endnu en reservekompressor. Da maskinen blev genstartet (8. juli 1997) viste det sig at vibrationsniveauet ved lejet i kompressorens frie ende også var omkring 18 mm/sek. - beregnet som kvadratroden af gennemsnittet af anden potens af målingerne. Ved gennemgang af vibrationsspektret viste det sig, at den dominerende komponent svarede til omdrejningshastigheden, hvilket indikerede en balancefejl, se fig. 3. Fig.3 - Vibrationsspektrum med tegn på ubalance i maskinen Denne kompressorer blev også fjernet for at blive gennemgået og afbalanceret. En undersøgelse af lejerne fra den første kompressor viste tydeligt, at der var trængt vand ind i lejerne under oplagringen. Smørefilmen imellem lejeoverfladerne brød sammen på grund af alvorlig vandætsning (galvanisk korrosion) på rullerne og lejesporene, se fig. 4. Side 124 af 157

125 Fig.4 - Galvanisk korrosion på rullelejets ydre spor Det er anslået, at besparelsen i reparationsomkostninger var i omegnen af ved at forhindre et sammenbrud af den første kompressor. Det ville dog have været muligt at holde den anden kompressor - med ubalance - i drift om nødvendigt for produktionen, indtil en udskiftningskompressor kunne fremskaffes, eller indtil der viste sig tegn på beskadigelse af en komponent i kompressoren. Side 125 af 157

126 Sammenbrud af et leje i drivenden af en motor. P9801A og P9801B er to pumpeenheder, som sørger for cirkulationen af Santotherm 66 (en varmeførende væske som typisk har en driftstemperatur på 296 o C). Begge maskiner er underkastet C.I.M.A. H regulativet 1984 (Kontrol med større industrielle ulykkerisici) og er absolut nødvendige for produktionen. Hver af pumperne er direkte koblet til en 950 kw (1200 hk) Mather & Platt vekselstrømsmotor med en omdrejningshastighed på omdr./min. Begge disse motorer er med i et 5-ugers rutinemæssig vibrationsovervågningsprogram. Dette eksempel fremhæver hvordan vibrationsdata (både generelle og i spektrumform) blev brugt til at opdage en fejl i lejet i drivenden af motoren for P9801A. Vibrationsdata indsamles fra lejerne i både drivenden og den frie ende af motoren i vandret, lodret og aksial retning. Det generelle vibrationsniveau for lejerne før april 1987 var typisk omkring 1mm/sek. - beregnet som kvadratroden af gennemsnittet af anden potens af målingerne - og gav ingen grund til bekymring i denne periode. P9801A enheden blev taget ud af produktionen og P9801B sat ind i stedet for (kun én af maskinerne er i brug af gangen). Da man cirka 4 måneder senere igen skiftede om på maskinerne, noterede man en trinændring i det generelle vibrationsniveau i begge ender af motoren for P9801A, se fig. 1, medens vibrationsniveauet for selve pumpen var uændret. Vibrationsniveauet for lejet i motorens drivende var højere end for lejet i den frie ende, hvilket angav, at problemet sand- synligvis stammede fra drivenden. Selve årsagen var dog endnu ikke kendt. Vibrationsspektra blev optaget fra alle målepunkter på motoren, da det netop er disse spektre, der gør det muligt at udpege fejltypen(erne) og således fremkomme med en anbefaling. Fig.1 - Trinændring i det generelle vibrationsniveau En gennemgang af vibrationsspektret viste en betydelig spids-energi i 2kHz området, hvilket udelukkede en hel række mulige fejltyper, såsom ubalance, opretningsfejl, koblings- problemer, etc.. Den umiddelbare analyse af vibrationsspektret syntes at angive en fejl på lejet i drivenden af motoren; men en mere dybtgående analyse var nødvendig for at være sikker. Da de grundlæggende fejlfrekvenser for lejet var fastlagte, var det muligt at henføre nogle af disse frekvensværdier til spidserne i spektret. Herved lykkedes det at udpege en grundlæggende fejlfrekvens på 215 Hz, som antydede stærkt, at der var en fejl på det ydre spor/rullerne af det enradede rulleleje i motorens drivende, se fig. 2. Side 126 af 157

127 Fig.2 - Vibrationsspektrum, der angiver et lejeproblem En undersøgelse af de oprindelige lejer viste, at denne analyse af problemet var rigtig, da der var flere områder på lejets ydre rullespor, såvel som på rullerne, der var beskadiget, som vist på fotografiet i fig. 3. Fig.3 - Beskadigelse af lejets ydre rullespor Som følge af en korrekt analyse og hurtig handling blev følgeskader på motoren undgået, og reparationsomkostninger til en anslået beløb på blev sparet. Et godt eksempel på, at Maskiner taler, og det betaler sig at lytte. Side 127 af 157

128 Sammenbrud af et støtteleje for en drivskive på en motor. K er en to-trins stempelkompressor, som drives af en Laurence Scott elektromotor med to hastigheder (960/400 omdr./min) igennem et kileremstræk med 9 remme, som giver en kompressorhastighed på 345 omdr./min henholdsvis 144 omdr./min. Denne maskine er med i et 5-ugers rutinemæssig vibrationsovervågningsprogram, og er én af tre identiske enheder, som fremstiller CO 2 til brug i en proces, som frembringer flydende klor. Fig. 1 viser maskinopstillingen. Fig.1 - To-trins stempelkompressor Det målte generelle vibrationsniveau overalt i enheden havde altid været lavt (omkring 1,4 mm/sek.) - beregnet som kvadratroden af gennemsnittet af anden potens af målingerne - og havde aldrig vakt bekymring. Målinger foretaget den 30. september 1997 på støttelejet for drivskiven på motoren udviste imidlertid en mærkbar forøgelse af vibrationerne i aksial retning (position 3A), se fig. 2. Side 128 af 157

129 Fig.2 - Støttelejet for drivskiven på motoren En gennemgang af vibrationsspektret fra dette målepunkt viste flere harmoniske spidser hen over 500 Hz båndbredden, hvilket angav 1 mulig fejl i lejet, se fig. 3. Fig.3 - Vibrationsspektrum, der antyder en mulig lejedefekt Fabrikkens Mekaniske Ingeniør blev med det samme gjort opmærksom på ændringen i vibrationsniveauet og blev anbefalet at udskifte lejet så snart som muligt. Maskinen blev herefter taget ud af produktionen og lejet blev udskiftet. En undersøgelse af det oprindelige leje viste, at der var et stort område med afskalling på det ydre spor, se fig. 4. Side 129 af 157

130 Fig.4 - Fotografi af det afskallede område på lejets ydre spor Som følge af en korrekt analyse og hurtig handling fra fabrikkens vedligeholdelsesafdeling, havde men undgået et sammenbrud af enheden - og sparet direkte omkostninger på adskillige tusinde pund. Et klart eksempel på, at Maskiner taler, og det betaler sig at LYTTE, Side 130 af 157

131 Lejesammenbrud i den frie ende af motor K6321. K6321 er en Stork centrifugalkompressor, som drives af en 450 kw motor (2.970 omdr./min) igennem et planetgear, der giver kompressoren en hastighed på omdr./min. Maskinen anvendes til at komprimerer H 2 S (svovlbrinte) og luftformigt brændstof fra 0,5 bar til 7,5 bar og er med i et 5-ugers rutinemæssig vibrationsovervågningsprogram. Vibrationsniveauet ved lejet i motorens frie ende havde altid tidligere ligget omkring 0,8 mm/sek. - beregnet som kvadratroden af gennemsnittet af anden potens af målingerne - men ved målingen den 4. november 1997 viste der sig en trinændring, som bragte vibrationerne over de forud indstillede alarmniveauer på 1 og 1,3 mm/sek. Flere målinger blev foretaget den følgende dag, og viste en yderligere mindre forøgelse af niveauet. På denne tid var AVT i færd med at lave en bedømmelse af hardware og software for et nyt overvågningssystem, og dette var en fin lejlighed til at afprøve systemet på en aktuel opgave. Det nye system indebar en bedre analysefunktion som følge af en større opløsningsgrad af vibrationsspektret end det bestående system, som kun tillod et maksimum af 400 linier. Man opstillede krav for dataindsamling fra elektromotoren over en bredde på Hz og en opløsning på linier. Da vibrationsniveauet stadig var ret lavt, og man var opmærksom på, at det var stigende, blev det besluttet at lade maskinen fortsat køre og undersøge motoren igen efter 5 dage, i løbet af hvilken tid man kunne udarbejde planer for at fjerne motoren. Den 11. november foretog man nye målinger, som igen viste en yderligere stigning, se fig. 1. Fig.1 - Fortsat stigning i det generelle vibrationsniveau En gennemgang af vibrationsspektret afslørede en spids ved 292,5 Hz, som stemte overens med den beregnede frekvens for en fejl i det indre spor af lejet i motorens frie ende, se fig. 2. På dette grundlag blev det anbefalet at fjerne motoren. Da der ikke forefandtes en reservemotor, var det nødvendigt at stoppe produktionen. Motoren blev fjernet og sendt til lejeudskiftning uden for fabrikken. Man fik de gamle lejer tilbage til undersøgelse, som afslørede, at lejet fra motorens drivende var i god stand med rigelig fedt, medens lejet fra motorens frie ende fremviste et beskadiget område på 8 mm gange 10 mm på sporet i den indre ring, som forudsagt ved vibrationsanalysen, se fig. 3. Side 131 af 157

132 Fig.2 - Spektrum med stor opløsningsgrad som angiver beskadigelse af lejet Efter at være forsynet med nye lejer blev motoren sat på plads og rettet op, hvorefter der blev foretaget vibrationsmålinger under indkøringen og efter 10 minutter i fuld drift. De målte generelle vibrationsniveauer ved motorens frie ende viste sig nu igen at være mindre end 1 mm/sek. - beregnet som kvadratroden af gennemsnittet af anden potens af målingerne. Fig.3 - Fotografisk bevis på beskadigelsen af lejets indre spor Som følge af korrekt analyse og hurtig handling fra produktionsafdelingen mener man, at et sammenbrud af elektromotoren var undgået og et anslået beløb på pund i direkte omkostninger sparet. Et klart eksempel på, at Maskiner Taler, Og Det Betaler Sig At Lytte Side 132 af 157

133 Ubalance i det andet trin af centrifugalkompressor K3851A. Denne maskine - K3851A - er med i en 2-ugers rutinemæssig tilstandsovervågnings- procedure for afdeling 3850 af PPLS-fabrikken i Montell Carrington. Maskinen er én af tre maskiner som forsyner hele fabrikken med trykluft til instrumenteringen. Dette medfører, at et sammenbrud eller en fejl på én af disse maskiner vil have indvirkning på hele fabrikken og ikke kun på den afdeling, hvor de er installerede. Tendensdiagrammet i fig. 1 viser en trinændring ved drivenden af gearet fundet ved målingerne den 6. december Det generelle niveau på 9,0 mm/sek. var den største værdi nogensinde målt. Fig.1 Spektret vist i fig. 2 blev gennemgået og afslørede, at en dominerende spids ved 1075 Hz var hovedårsagen til den trinændring, der ses på fig. 1. Fig.2 Side 133 af 157

134 Spektret i fig. 2 angiver også, at der sandsynligvis er tale om en ubalance. Driftshåndbogen for maskinen blev konsulteret, og man fandt, at driftshastigheden for det andet kompressortrin var omdr./min, hvilket svarer til en frekvens på 1075 Hz. Dette var tegn på, at der var ubalance i andet trin. Fabrikkens vedligeholdelsesafdeling blev underrettet og anbefalet at undersøge vingehjulet i andet kompressortrin for mulige påbakninger eller tegn på beskadigelse, som kunne forårsage ubalance. Efter planen skulle denne maskine have haft et serviceeftersyn cirka 3 måneder senere; men vedligeholdelsesafdelingen besluttede at foretage dette eftersyn med det samme. Service-rapporten fandt, at der var en opbygning af snavs og korrosion på vingehjulet. Aflejringer fandtes også på spredeskærmens indgangside. Endvidere var der tegn på, at vingehjulet havde været i let berøring med spredeskærmen, men der var ikke spor af en egentlig beskadigelse af vingehjulet i andet trin. Alle disse iagttagelser bidrager til den trin- ændring, som ses på fig. 1. Fig.3 Som det kan ses på det spektrum i fig. 3, som blev resultatet af målingerne efter serviceeftersynet, var komponenten ved driftshastigheden nu nedbragt fra 9,0 mm/sek. til et acceptabelt niveau på 1,8 mm/sek. Sammenholdes omkostningerne til et nyt andet trin af kompressoren med omkostningerne til udbedringen af de fundne fejl, har vibrationsundersøgelsens resultater givet en omkostningsbesparelse på Side 134 af 157

135 Lejesammenbrud i en vandpumpe for et køletårn. Pumpen P502D er én af et sæt på fire pumper, som forsyner produktionsenheden med kølevand. Hvor mange af disse pumper, der er i drift af gangen, afhænger af årstiden - og dermed af den mængde kølevand, der skal bruges af produktionsenheden. Vibrationsmålinger over de sidste 4 år på lejerne for elektromotoren og pumpen havde vist generelle niveauer og givet spektre med lave og acceptable vibrationsniveaer - typisk omkring 1,5 til 2,5 mm/sek. - beregnet som kvadratroden af gennemsnittet af anden potens af målingerne. Denne pumpe havde været ude af drift for at blive efterset og var ikke blevet undersøgt for vibrationer i flere uger. Ved den rutinemæssige vibrationsundersøgelse den 21. januar 1998 bemærkede man, at de generelle vibrationer målt ved drivenden af pumpen var mærkbart forøgede, se fig. 1. Fig.1 - Tendens for lejet i drivenden af pumpen En gennemgang af vibrationsspektret viste frekvenskomponenter, som var sammenfaldende med de beregnede fejlfrekvenser for et RHP 318 C rulleleje med hastighed af det indre spor på 740 omdr./min. Fejlfrekvensen var beregnet til 192,5 Hz, se fig. 2. Side 135 af 157

136 Fig.2 - Vibrationsspektrum, der angiver fejl på lejets indre spor Ved nærmere undersøgelse af spektret viste det sig, at ikke blot kunne man se frekvenserne som følge af en beskadigelse af det indre spor; men der var også en hel del undersvingninger over hele båndbredden, som muligvis var et resultat af rullernes passage henover de små metalstykker fra den oprindelige beskadigelse, som var trykket ned i overfladen på både den indre og den ydre ring af lejet. Man anbefalede en udskiftning af pumpelejet og bad om at få det gamle leje til undersøgelse. Fig. 3 er et fotografi fra denne undersøgelse, der viser en revne hele vejen henover og helt igennem den indre ring som gør, at der er fremkommet et lille spring i rullesporet, som uden tvivl har været oprindelsen til frekvenskomponenten fra den indre ring som følge af de vibrationer der opstår, når rullerne passerer henover springet. Side 136 af 157

137 Fig.3 - Fotografi af revnen i den indre ring Yderlig undersøgelse af rullerne og rullesporene fremviste overfladeujævnheder i form af fordybninger forårsaget af små stykker materiale fra lejet, som var trykket ned i sporene ved rullernes passage. Det var disse ujævnheder, der var årsag til de undersvingninger, som kunne ses i vibrationsspektret. Heldigvis roterede lejets indre ring ikke på pumpeakslen, hvorfor denne ikke var blevet beskadiget, og det var muligt at udskifte lejet in-situ, hvorefter pumpen blev sat i drift med minimal forstyrrelse af produktionen. Målinger på pumpelejerne viste, at vibrations- niveauerne var tilbage til tidligere værdier. Den anslåede besparelse for denne maskine var omkring Side 137 af 157

138 Lejefejl på en cirkulationspumpe for en reaktor. Tilstandskontrol udføres på cirka 181 stykker roterende udstyr på en fortløbende 5-ugers basis i adskillige af produktionsafdelingerne hos SHOP. Dette eksempel angår én ud af et sæt på tre identiske Dresser Pacific type SVH pumper, som cirkulerer en butanediol & catalysator opløsning med en hastighed på 500 tons/time. Fig. 1 viser tendensen for de generelle vibrationer målt på lejet i pumpens drivende over en periode på 8 måneder. Vibrationsspektret - som også er vist på fig. 1 - er forbundet med den sidste tendensværdi og viser klart, at der ikke foreligger noget problem. Fig.1 - Tendensdiagram og spektrum, som viser sunde lejer Det næste tendensdiagram for målingerne 5 uger senere viste en mindre stigning i de generelle vibrationer (fra 0,7 mm/sek.) til 1,2 mm/sek. - beregnet som kvadratroden af gennemsnittet af anden potens af målingerne). Vibrationsspektret i forbindelse med denne stigning viser tydelige tegn på en snarlig fejl på den indre ring i lejet i drivenden af pumpen, se fig. 2. Side 138 af 157

139 Fig.2 - Vibrationsspektrum, der viser tidlig beskadigelse af lejet Disse opdagelser blev noteret i tilstandskontrolrapporten til genovervejelse ved det næste planlagte eftersyn, da det generelle vibrationsniveau og oplysningerne om vibrationerne fra spektret gjorde, at vibrationerne for tiden blev betragtet som acceptable. De generelle vibrationsniveauer ved den næste måling var betydeligt over den tidligere fastlagte A2 alarmgrænse og var bekræftede ved en klar ændring i spektret, hvor nye spidser kunne sammenholdes med de beregnede frekvenser for den indre ring af lejet i pumpens drivende og der var opstået sidebåndsaktivitet ved driftshastigheden, se fig. 3. Fig.3 - Forøgelse af tendensværdien samt øget aktivitet i spektret På grundlag af disse betragtninger blev produktionsafdelingen anbefalet at udskifte lejet i drivenden af pumpen ved første lejlighed. På grund af produktionskravet til en fortsat drift af pumpen blev denne overvåget med jævne mellemrum over de næste par uger indtil det var muligt at tage den ud af driften. En undersøgelse af lejet i drivenden af pumpen viste, at analysen var korrekt, da der fandtes to områder med afskalling i lejet, som vist på fig. 4. Side 139 af 157

140 Fig.4 - Fotografi, der viser beskadigelse af det indre spor i lejet. Det anslåede beløb, der var sparet i direkte omkostninger som følge af den tidlige og rigtige analyse, var efter sigende omkring 2.000, hvilket tydeligt beviser, at Maskiner taler, og det betaler sig at lytte. Side 140 af 157

141 Lejefejl på en HVAC ventilator til en off-shore gas platform. Dette eksempel viser, hvor stor en hjælp et effektivt tilstandsovervågningssystem kan være i den nøjagtige fastlæggelse af underliggende fejl i mekaniske komponenter således, at vedligeholdledelsespersonalet kan udføre udbedringer og reparationer på den mest økonomiske måde med kortest mulig stop-tid og minimum afbrydelse af produktionen. Eksemplet har imidlertid to historier at fortælle, idet fastlæggelsen og udbedringen af ét problem uheldigvis medførte et andet problem, som ikke kunne forudses på det tidspunkt, hvor udbedringsarbejdet blev gennemført. Maskinen i eksemplet er en udkraget HVAC ventilator, som er én af to ventilatorer, som forsyner luft til en fælles kanal. Ventilatorerne sørger for overtryk i et centralkontrolrum og et motorkontrolcenter for at forhindre, at giftige/eksplosive gasser kan trænge ind i bygningerne. Da disse to ventilatorer blev underkastet tilstandsovervågning, opdagede man hurtigt, at der var en underliggende lejefejl i én af akselunderstøtningerne på den ventilator, som vendte mod nord. Dette kunne ses ved en fortsat stigende tendens for det generelle vibrationsniveau målt ved ventilatorlejerne, se fig. 1. Fig.1 - Fortsat stigning i det generelle vibrationsniveau ved ventilatorleje En gennemgang af de vibrationsspektre, som svarede til målingerne af det generelle niveau, viste spidser og undersvingninger, som svarede til de beregnede frekvenser for en fejl på det ydre spor (kuglepassagefrekvens ydre spor BPFO) og bekræftede således, at der måtte være nogen beskadigelse af dette. Efterfølgende målinger viste hver gang, at disse vibrationer var stadigt stigende - se fig. 2, som svarer til den sidste tendensmåling. Man anbefalede en udskiftning af ventilatorlejerne ved først lejlighed for at undgå et sammenbrud af ventilatoren og mulig følgeskader. Side 141 af 157

142 Fig.2 - Vibrationsspektrum, der angiver beskadigelse af leje En undersøgelse af ventilatorlejet bekræftede analysen, idet der var tydelig tab af metal på det ydre spor som følge af spalling fremkaldt af slid/metaltræthed, se fig. 3. Fig.3 - Fotografi, der viser beskadigelsen af lejet Da lejerne var udskiftet, blev der igen udført målinger, som nu viste, at det generelle vibrationsniveau var højere end før. En analyse af vibrationsspektret afgjorde, at ventilatoren nu Side 142 af 157

143 var ude af balance - muligvis på grund af materialetab fra vingehjulet som følge af forstyrrelsen ved udbedringsarbejdet. Det oprindelige problem var løst; men da denne ventilator havde været i brug i cirka 25 år uden synderlig vedligeholdelse af vingehjulet, var det nærliggende at tro, at der kunne forekomme materialetab af rustdannelser eller påbakninger af skidt. Det næste trin vil være at lukke ventilatoren op og undersøge vingehjulet i den hensigt at udskifte det eller foretage en in-situ afbalancering (afhængig af resultatet af undersøgelsen). Den anslåede besparelse i direkte omkostninger er Side 143 af 157

144 Ubalance i pumpe eller hvad? I afsvovlingsanlægget på et større dansk kraftværk har denne pumpe til opgave at pumpe det udledte afsvovlingsmedie (absorberen) tilbage i absorbertanken. Der foretages på denne pumpe løbende tilstandskontrol ved hjælp af vibrationsanalyser. Dette foregår med ca driftstimers interval. På denne maskine har tilstandskontrollen primært til formål at overvåge lejetilstanden på både motor og pumpe samt checke, om der er afsat for store belægninger på pumpehjulet eller i pumpehuset. Ved en målerunde ryster maskinen ret kraftigt. Man fristes umiddelbart til at konkludere, at pumpehjulet er ude af balance, formodentlig på grund af asymmetriske belægninger. Maskinen kører med et omløbstal på 1490 o/min (24,8 Hz). Hvis der er tale om forøget ubalance, vil man opleve en niveaustigning på omløbsfrekvensen (og muligvis de lavere harmoniske, hvis ubalancen er tilstrækkelig stor). I spektret herunder (målt i motorens drivende) ses det imidlertid, at de komponenter, hvor der forekommer de største niveaustigninger, ikke har noget med ubalance at gøre, da det er niveauet på omløbsfrekvensen, der er et mål for ubalancens størrelse. Niveaustigningerne ses hovedsageligt på ½ - henholdsvis 1½ x omløbsfrekvensen. Det er altså ikke ubalance, som får maskinen til at ryste så voldsomt (Totalniveauet i henhold til ISO lå på 9,2 mm/s). ½-ordens frekvenskomponenter Omløbsfrekvensen + 2. harmoniske Side 144 af 157

145 ½-ordens frekvenskomponenter har oftest noget med løse maskinkomponenter at gøre: løst leje i et lejehus, løst pumpehjul, osv. Disse komponenter er normalt kun til stede, når der er noget galt med maskinen. Pumpen blev derfor trukket op for at gennemgå et nærmere eftersyn. På billedet til højre ses pumpen liggende. Her viste det sig, at gummipakningen, som er markeret på billederne, havde løsnet sig og derfor kunne rotere løst omkring akslen lige over pumpehuset (på billederne er pakningen sat på plads igen). Det er jo herligt at opleve at teori og praksis endnu en gang passer sammen. Aksel og lejepart blev udskiftet med renoverede dele, og der blev monteret ny gummipakning. Man benyttede samtidig lejligheden til at skifte motorlejerne, som havde siddet siden anlægget blev sat i drift for ca. 8 år siden. Pumpehjul og -hus var ok. Gummipakning Pumpehus Pumpeaksel Side 145 af 157

146 Eksempel på opretningsfejl og resonans. Turbinefødepumpe. På et større dansk kraftværk af ældre dato er hovedgeneratoren (ca. 600 MW) drevet af en dampturbine. Fødevandet til kedlerne, som laver dampen til denne turbine, tilføres ved hjælp af en dampturbinedrevet fødevandspumpe. Pumpen har kørt gennem flere år uden væsentlige driftsproblemer. Pumpeindsatsen er skiftet ca. hvert 6. år af leverandøren, senest juni Det observeres efter dette tidspunkt, at 2. harmoniske af omløbsfrekvensen er vokset en del i relation til omløbsfrekvensen. Årsagen kan skyldes, at opretningen kunne være bedre udført. Der blev omkring samme tidspunkt med mellemrum observeret en kraftig støj fra pumpen, hvilket kunne lokaliseres til at være en resonans fra rotoren ved et bestemt omløbstal, altså et såkaldt kritisk omløbstal. Leverandøren har efterfølgende (dec. 99) inspiceret pumpeindsatsen og fundet, at rotoren har haft et påløb muligvis på grund af fejljustering af rotor eller opretningsfejl. Dette blev herefter kontrolleret og efterjusteret, men havde ikke den ønskede virkning på vibrationsniveauerne. Efter at leverandøren har foretaget opretning af maskinen går det helt galt med den 2. harmoniske. Ikke mindst er resonansen virkelig blevet til noget, der kan ses i spektret. Dette høje niveau gjorde da også, at man så vidt muligt valgte at køre med omløbstal der lå uden for resonanspunktet. (Med hensyn til resonansen skal det siges, at man gennem mange år har kørt stort set fuldlast, hvilket kan være årsag til, at man ikke har observeret resonansen; men det ses faktisk af diagrammet, at der har været en niveaustigning på omløbsfrekvensen i august 1995). Man blev kort tid efter enig med leverandøren om, hurtigst muligt at få skiftet pumpeindsatsen til den forrige, som i mellemtiden skulle være hovedrenoveret. Samtidig blev det besluttet at lade en anden leverandør forestå opretningen. Førstkommende mulighed for at foretage ovennævnte udskiftning og opretning var juli 2001, hvilket man da også benyttede sig af. De næste målinger (juli 2001) viste helt klart, at opretningen var væsentlig bedre udført denne gang, idet 2. harmoniske igen er nede på et ubetydeligt niveau. Resonansen er der stadig men også på et betydelig lavere niveau og ikke højere, end at man kan leve med den. Det er i skrivende stund endnu ikke lykkedes at opklare den egentlige årsag til den kraftige resonans. Side 146 af 157

147 Turbinefødepumpe, Vibrationer Niveau (mm/s) Omløbstal x Dato 1. harmoniske 2. Harmoniske Omløbstal x 1000 Side 147 af 157

148 Appendiks: Appendiks 1: Et Minikursus fra VibroConsult. Tilstandskontrol ved hjælp af vibrationsanalyse Et minikursus som særlig henvender sig til ejere af vindmøller. Ved Palle Aggerholm fra VibroConsult. At lave tilstandskontrol på en maskine vil sig at følge dens tilstand over tiden. Formålet er først og fremmest at detektere, om der er fejl under udvikling. Til dette formål er vibrationsmåling det vigtigste og mest effektive værktøj. Processen starter med at måle på maskinen, når den er i driftsmæssig god tilstand. Denne måling defineres som reference for alle følgende målinger. Herefter måler man på maskinen med regelmæssige intervaller for at følge med i, om der sker ændringer i vibrationsniveauet. Forudsat at maskinen kører under samme driftsbetingelser under målingerne, vil enhver ændring i vibrationsniveauet være tegn på en ændring af maskinens tilstand og dermed også tegn på en mulig fejludvikling. Der vil imidlertid altid være mindre udsving i måleværdierne fra gang til gang, uden at det nødvendigvis betyder fejl. Det er Maskintilstand x 10 x 2,5 VIBRO CONSULT Palle Aggerholm Tilstandskontrol derfor praktisk at indlægge en grænse (f.eks. en faktor 2,5), under hvilken man ikke bekymrer sig om udsvinget. Først når niveauet viser en konstant stigning fra gang til gang skal alarmklokken tændes. På dette tidspunkt vil det være en god ide at gøre måleintervallerne mindre. Man kan derved med langt større sikkerhed forudsige, hvornår maskinen risikerer at havarere. Det kan være svært at sætte grænser for, hvor højt niveauet kan stige, før maskinen havarerer, men som tommelfingerregel vil en faktor 10 være en udmærket grænse for, hvor længe man bør køre med maskinen. Den viste graf kan være fremkommet både ud fra en bredbåndsmåling, som er et mål for den samlede energi i signalet, men kan også være niveauet på en enkelt frekvenskomponent i et frekvensspektrum. Princippet er det samme i begge tilfælde. Fejl Havari Driftstid Side 148 af 157

149 Vibrationssignaler fra roterende maskiner er oftest meget komplekse signaler. Men uanset, hvor komplekse de er, kan de altid opløses i en lang række sinusformede signaler. Eller sagt på en anden måde: Ethvert vibrationssignal fra en roterende maskine består af en lang række sinusformede signaler. Hvert af disse signaler har sin egen frekvens et bestemt antal svingninger pr. sekund (Hz). I nærværende figur består det sammensatte signal af tre forskellige sinussignaler. De har hver sin frekvens og hver sit niveau. Det røde signal har 4 svingninger pr. sek., det blå signal har 8 svingninger pr. sek. og et grønne signal har 12 svingninger pr. sek. Disse tre frekvenser afsættes i frekvensdiagrammet med sine respektive niveauer og danner nu et simpelt frekvensspektrum af det sammensatte signal. Sammensat signal 1 sek. VIBRO CONSULT Palle Aggerholm Hvad er en frekvens? t Niveau = Harmoniske signaler sek f (Hz) Hvad er formålet med at lave frekvensanalyser i forbindelse med tilstandskontrol af roterende maskiner? Ideen med frekvensanalysen er, at man kan relatere hver eneste roterende del af maskinen til ganske bestemte frekvenser i frekvensspektret. Niveau VIBRO CONSULT Palle Aggerholm Frekvensanalyse 1. Motoren kører med 3000 o/min = 50 Hz. Som alle roterende maskiner har den en større eller mindre ubalance, som resulterer i et bestemt vibrationsniveau. Dette niveau er afsat som en top i spektret ud for 50 Hz. 2. Motoren trækker, gennem et gear, en arbejdsmaskine, lad os kalde den en pumpe. Tandhjulet på indgangsakslen har 40 tænder. Disse tænder griber ind i deres modpart 40 gange for hver omdrejning af akslen, det vil sige 40 x 50 = 2000 gange pr. sek. svarende til 2000 Hz eller 2 khz. Denne frekvens kaldes tandindgrebsfrekvensen. Niveauet på denne frekvenskomponent afhænger af, hvor hårdt tænderne slår mod hinanden og Pumpehjulets omløbsfrekvens k 10 k Motorens omløbsfrekvens Pumpens skovlfrekvens Tandindgrebsfrekvens Lejeresonanser Frekvens (Hz) Side 149 af 157

150 er derfor belastningsafhængigt. 3. Gearet har jo til formål at sænke hastigheden på pumpehjulet, f.eks. til 12,5 Hz. Dette hjul har ligesom motoren en ubalance med et bestemt niveau. Niveauet af denne ubalance afsættes som en top ud for 12,5 Hz. 4. Pumpehjulet har 8 skovle. Disse skovle passerer et bestemt punkt i pumpehuset 8 gange pr. omdrejning svarende til 8 x 12,5 = 100 Hz. Dette kaldes pumpens skovlfrekvens. Niveauet på denne frekvens afhænger af pumpens konstruktion og belastning og afsættes som en top ud for 100 Hz. 5. Maskinens lejer (rulningslejer) opfører sig på tilsvarende måde i spektret, idet kugler og ruller frembringer frekvenser som er afhængige af, hvor hyppigt en fejl i ringene passeres af rulleelementerne eller en fejl i rulleelementerne rammer en ring. Når man skal benytte frekvensspektret til at pege på, hvor i maskinen en given fejl er ved at udvikle sig, er det meget væsentligt at kende sin maskine i detaljer. Man skal bl.a. kende omløbstal, lejetyper og fabrikat samt tandantal. Som vist på billedet har hver roterende maskindel sit eget frekvensspektrum, som hver især er er forholdsvis simpelt og kan bestå af f.eks.: Omløbstal inkl. harmoniske (2 x -, 3 x -, 4 o.s.v. x omløbstallet). Tandindgrebsfrekvens inkl. harm. (2 x -, 3 x -, 4 o.s.v. x tandindgrebsfrekv.). Et lejes fejlfrekvens inkl. harm. (2 x -, 3 x -, 4 o.s.v. x fejlfrekvensen). Desværre vises alle disse spektre på samme tid med større eller mindre vægt afhængigt af, hvor på maskinen der måles. På en så kompleks maskine som denne vindmølle vil de målte frekvensspektre naturligvis også blive komplekse. Men om spektrene er mere eller mindre komplekse er i virkeligheden mindre væsentligt. Det vigtigste mm/s VIBRO CONSULT Palle Aggerholm Vibrationsspektre fra møllegear Tandindgreb 203 Hz Hz mm/s er at holde øje med spektrene fra tid til anden og holde øje med, på hvilken eller hvilke frekvenskomponenter, der sker ændringer ud over den vedtagne varselsgrænse. Med et indgående kendskab til maskinen er det herefter relativt simpelt at se, om den frekvenskomponent, der er vokset, kan relateres til kendte dele af maskinen. 700 mm/s ,1 Hz 20 Hz ,5 Hz Hz mm/s Tandindgreb 700 Hz Tandindgreb 41,0 Hz Hz 41 mm/s 0,45 Hz 5.8 Hz Hz Side 150 af 157

151 VIBRO CONSULT Palle Aggerholm Vibrationsspektrum fra aktuelt møllegear Tandindgrebsfrekvens: 41 Hz Tandindgrebsfrekvens: 203 Hz Tandindgrebsfrekvens: 700 Hz Side 151 af 157

152 VIBRO CONSULT Palle Aggerholm Niveauudvikling (trend) af planetgearets tandindgrebsfrekvens sammenholdt med møllens belastning. Dette frekvensspektrum er en optagelse fra det virkelige liv. Det er målt på gearkassen fra før. Her kan man tydeligt se alle tandindgrebsfrekvenserne og i øvrigt også deres harmoniske. Disse er dog ikke markeret. Side 152 af 157

153 På dette billede ses to grafer fra gearkasse fra før. Øverst er vist udviklingen af niveauet på planetgearets tandindgrebsfrekvens (41 Hz). De enkelte niveauer kan sammenholdes med møllens belastning på det givne tidspunkt, hvilket kan give et overblik over, om niveaustigning skyldes reel slitage af gearet, eller om niveauet blot følger belastningen. Hvorfor er det så vigtigt at foretage en frekvensanalyse i forbindelse med tilstandskontrol? Ideen med tilstandskontrol er jo at få et varsel om fejl i så mange maskindele som muligt. Dette kan man kun, hvis man kan trække så mange informationer ud af spektret som muligt. Derfor er det vigtigt, for det første at måle i et så bredt frekvensområde som muligt, og for det andet at følge udviklingen at de frekvenskomponenter, som har et meget lavt niveau i forhold til dem med et højt niveau. Man skulle jo umiddelbart forestille sig, at eksempelvis vibrationer fra et tandindgreb vil have et meget højt niveau, da der her overføres meget store kræfter mellem to maskindele. Det har de da som regel også, men ikke nødvendigvis altid. Det man måler på maskinens overflade er jo et vibrationsniveau. Dette niveau er ikke nødvendigvis proportionalt med de kræfter, som optræder inde i maskinen. Maskinens struktur har nemlig VIBRO CONSULT Palle Aggerholm Vibration = Kraft x Mobilitet Kraft Mobilitet Vibration Pumpehjulets omløbsfrekvens Motorens omløbsfrekvens Pumpehjulets skovlfrekvens Tandindgrebsfrekvens Lejeresonanser forskellig evne til at overføre vibrationer afhængigt af, hvor på maskine man måler den har forskellig mobilitet (evne til at blive sat i bevægelse). Hvis maskinen tilfældigvis har en meget lav mobilitet omkring tandindgrebsfrekvensen, vil dennes niveau målt på overfladen af maskinen være meget lille, så hvis ikke man foretager en frekvensanalyse, vil man måske opdage en eventuel niveaustigning for sent. Side 153 af 157

154 Billedet viser et konstrueret frekvensspektrum fra en gearkasse. Hvis der sker en fejl i dette gear, f.eks. et slidt tandindgreb, vil tandindgrebsfrekvensen vokse mere og mere med tiden. Hvis man i forbindelse med tilstandskontrol benytter et bredbånds-måleinstrument, vil man på instrumentet aflæse de måleværdier, som de vandrette linier øverst i grafen angiver. Disse linier er et mål for det totale energiindhold i spektret, sædvanligvis målt i frekvensområdet: Hz. Den grønne kurve svarer til referenceniveauet. Med tiden stiger tandindgrebsfrekvensens niveau til orange, over brun og lilla til blå kurve. Samtidig ses det, at det totale niveau først stiger målbart, når niveauet er nået op på lilla niveau eller højere. Det betyder med andre ord, at man med VIBRO CONSULT Palle Aggerholm Bredbåndsmåleinstrument anvendt på gearkasse Niveau Omløbstal F.eks. tandindgreb Frekvens Samlet niveau bredbåndsmåleinstrumentet først opdager fejlen på et meget sent tidspunkt, muligvis så sent at gearet havarerer, uden at man har fået et forvarsel. Meningen med at lave tilstandskontrol er jo netop, at man skal have et forvarsel, inden det går galt. Det er derfor vigtigt, at man benytter bredbåndsmåleinstrumenter med omtanke. Palle Aggerholm VibroConsult Side 154 af 157

155 Appendiks 2: Testbænk. Prøvestande til vibrationsanalyse og balancering. Prøvestandene skal bruges til at forbinde teorien med praksis, dvs. at kursisterne skal kunne efterprøve den teoretisk opnåede viden. Det skal også gøre at kursisterne kan se nogle af de muligheder der er med at foretage vibrationsmålinger. De målinger vi vil foretage på prøvestandene (roterende maskine) er: SPM - stød puls måling RMS bredbåndsmåling (CPB) FFT frekvensanalyse Envelope spektre (demodulation) Derudover kan der udføres balanceringsøvelser på prøvestandene. Fejl som skal kunne detekteres på en prøvestand er: Ubalance Opretning (evt. både vinkel- og parallelopretningsfejl) Lejefejl Fundamentfejl Der er valgt at se på disse fire fejltyper, også kaldet the big four. Dvs. de fejl som ofte forekommer på roterende maskiner. Det er målet at dette skal kunne ske på en prøvestand. For at det skal kunne lade sig gøre stilles der krav til hurtig omstilling mellem fejlene. Der kan selvfølgelig altid suppleres med målinger på rigtige maskiner. Af hensyn til undervisningsholdets størrelse er det ofte fordelagtigt med flere prøvestande, således at holdet kan inddeles i flere grupper. Dette kræver naturligvis også flere sæt måleapparater. Fejlene skal som udgangspunkt ikke sløre hinanden, men det at have flere fejl samtidig giver dog udfordringer i analysearbejdet til de øvede. De erfaringer vi har gjort os med hensyn til at fabrikere fejl på prøvestandene har vist at det er svære at dosere fejlene. Det er nemt at komme til at lave fejlene for grove og så skal man derfor til at fejle forfra. Side 155 af 157

156 Appendiks 3: Øvelsesoplæg. En prøvestand som den er opbygget på Fredericia Maskinmesterskole. Prøvestanden består af: Totallængden er ca. 600 mm. Højden er 240 mm. Bredden er 230 mm. Afstand imellem de to skiver er 340 mm. En motor 0,37 kw VEM o/min En kobling valgfri Ø25 mm aksel med 2 skiver m. bolthuller 2 lejebukke f.eks. SKF SNL En ramme med afbryder Afskærmning af plexiglas Et vibrationsdæmpende underlag Tilbehør: kasse med forskellige skruer (vægt) Det er ikke afgørende for prøvestandens funktion, hvilke materialer der er brugt. Det kan være at man kan få delene sponseret af firmaer og derfor vælger at bruge disse komponenter. Det kan være en fordel at have ens lejer, da det er nemmere at holde styr på og der er noget direkte sammenligneligt. Side 156 af 157

157 Appendiks 4: Oplæg til øvelser: Ubalance. Her monteres en skrue i en af skiverne. Der måles RMS, SPM og optages FFT-analyse. RMS vil vise forøget niveau SPM vil ingen (eller lille) forandring vise FFT vil vise en peak på 1X Hvis der optages et envelope spektre vil den have en peak på 1X Opretning. Her løsnes boltene i lejebukkene, lejebukkene forskubbes og spændes derefter fast igen. Der måles RMS, SPM og optages FFT-analyse. RMS vil vise forøget niveau SPM vil ingen forandring vise eller kun en lille forandring. FFT vil vise peak på 1X, ofte på 2X, og undertiden på 3X og 4X. Ved parallel opretningsfejl vil 2X ofte være højest. Ved vinkel opretningsfejl vil 1X ofte være højest. Lejefejl. Med en ridsespids ridses en smule i den ydre lejebane. Start forsigtigt og hvis det ikke er nok, så gå evt. hårdere til værks derefter. Der måles RMS, SPM, samt optages FFT-analyse og envelope spektre. RMS niveauet er omtrent konstant, pga. det lave energiniveau i lejefejl, men der vil dog kunne måles en stigning i peakværdien afhængig af hvor fremskreden fejlen er. SPM vil vise fejlen. I FFT spektret vil vi se en stigning i vibrationsniveau ved lejets frekvens. Frekvensen afhænger af hvor fejlen er i lejet. En yderringsfejl har den længste udviklingstid og det kan af denne grund være fordel at lave fejlen i yderringen (BPFO) Til detektering af lejefejl er envelope spektret oplagt at bruge. Her vil lejefejl vise sig på et meget tidligt tidspunkt også før det kan ses i et almindeligt FFT-spektre. Fundamentsfejl Fejlen fås ved at løsne boltene til lejebukkene. Der måles RMS, SPM og optages FFT-analyse. Det er svært at få vist andet end de harmoniske (1,2,3) RMS niveauet vil stige lidt SPM viser ingen eller kun en lille stigning FFT vil vise peak på 2X og subhamoniske. Side 157 af 157