1.1. Domenii de aplicare și tipuri de pompe 4 1.2 Evoluția pompelor centrifuge 6 1.3. Scopul și obiectivele cercetării 7 1.4. Structura lucrării 8… [305440]

CAPITOLUL 1 – INTRODUCERE 4

1.1. Domenii de aplicare și tipuri de pompe 4

1.2 Evoluția pompelor centrifuge 6

1.3. Scopul și obiectivele cercetării 7

1.4. Structura lucrării 8

Capitolul 2 – Aspecte teoretice privind pompele centrifuge 8

2.1. Generalități 8

2.2. Părțile componente ale unei pompe centrifuge 10

2.2.1 Tipuri de rotoare 12

2.2.2 Axul pompei și rulmenții 16

2.2.3 Carcasa pompei 17

2.3 Caracteristicile pompei centrifuge 19

2.4 Defecte ale pompelor centrifuge 21

2.4.1. Pompa centrifugă nu aspiră (nu se amorsează) 21

2.4.2. Pompa aspiră apa dar nu refulează 23

2.4.3. Pompa se dezamorsează 24

2.4.4. Debitul pompei se află sub valoarea normală (necesară) 24

2.4.5. Supraîncărcarea mașinii de antrenare 25

2.5 Mentenanța pompelor 25

2.6 Metode de monitorizare a pompelor centrifuge 26

2.6.1 Monitorizarea performanței 27

2.6.2 Monitorizarea condițiilor de funcționare 27

2.6.3 Aplicații ale monitorizării condițiilor de funcționare 28

2.6.4 Beneficiile monitorizării condițiilor de funcționare 28

Capitolul 3 – Fenomenul de cavitație și metode utilizate pentru detectarea acestuia 29

3.1 Conceptul de cavitație 29

3.2 Tipuri de cavitație 30

3.2.1 Cavitația vaporoasă 30

3.2.2 Cavitația gazoasă 31

3.2 Parametri cavitației 32

3.2.1 Coeficientul cavitației 32

3.2.2 NPSH 33

3.3 Simptomele cavitației 33

3.3.1 Zgomotul și vibrația 34

3.3.2 Scăderea presiunii și a randamentului 34

3.3.3 Coroziunea paletelor rotorului 35

3.4 Pagubele cauzate de cavitație 35

3.4.1 Principiile pagubelor cavitației 36

3.4.2 Mecanismul producerii daunelor cauzate de cavitație 38

3.5 Prevenirea cavitației 39

3.6 Metode utilizate pentru detectarea cavitației 40

3.6.1 Introducere 40

3.6.2 Detectarea începutului de cavitație prin metoda fotografiei 40

3.6.3 Detectarea cavitației prin metoda vizualizării curgerii 41

3.6.4 Detectarea cavitației cu metoda determinărilor acustice 43

3.6.5 Detectarea cavitației folosind metoda măsurării vibrațiilor 46

3.6.6 Detectarea cavitației prin metoda emisiilor acustice 49

3.6.7. Detectarea cavitației prin măsurarea vitezei unghiulare a axului pompei 51

CAPITOLUL 4 – Tehnici de analiză a datelor 54

4.1. Prelucrarea semnalului pentru monitorizarea stării 54

4.2. Domeniul timp 56

4.3 Domeniul-frecvență 61

CAPITOLUL 5. Proiectarea standului de test 65

5.1. Introducere 65

5.2 Instrumentele utilizate 66

5.2.1 Traductor pentru măsurarea vibrațiilor 67

5.2.2 Senzor pentru măsurarea zgomotului 68

5.2.3 Senzor pentru măsurarea presiunii sonore?? 68

5.2.4 Senzor pentru măsurarea debitului ?? 68

5.3 [anonimizat] (ADC) 68

5.4 Procesarea și analizarea datelor 68

Capitolul 6 – Analiza semnalul de vibrație pentru detectarea cavitației 69

6.1 Advantages and disadvantages of vibration methods 69

6.2 Time domain analysis 69

6.3 Conventional statistical measures from the time domain 69

6.3.1 Probability density function 69

6.3.2 [anonimizat] 69

6.3.3 Kurtosis 69

6.4 Spectrum analysis 69

6.4.1 Baseline spectral analysis 69

6.4.2 Spectral amplitude characteristics 69

6.5 Statistical measures from the frequency domain 69

6.5.1 Spectral crest factor 70

6.5.2 Spectral kurtosis 70

6.5.3 Spectral entropy 70

Capitolul 7 – Concluzii și sugestii pentru cercetările viitoare 70

7.1 Review of aims and objectives 70

7.2 Conclusions on merits of the detection techniques 70

7.3 Conclusions regarding time domain features 70

7.3.1 Probability density function 70

7.3.2 Peak value 70

7.3.3 RMS value 70

7.4 Conclusions regarding frequency domain features 70

7.4.1 Spectral crest factor 70

7.4.2 Spectral kurtosis 70

7.4.3 Spectral entropy 70

7.5 Spectral amplitude characteristics 70

7.6 Contributions to knowledge 70

7.7 Suggestions for future work 70

CAPITOLUL 1 – INTRODUCERE

1.1. Domenii de aplicare și tipuri de pompe

Majoritatea proceselor industriale au la bază transferul de lichid dintr-o parte în alta. Pompele sunt utilizate într-o gama foarte vastă de domenii, incluzând agricultura, mineritul, construcțiile grele, stingerea incendiilor, generatoare de energie electrică și nucleară, industria petrolului, industria farmaceutică și chimică, etc. Este bine de știut că sunt foarte multe domenii de aplicare ale pompelor, însă o repartiție generală a utilizării pompelor se poate vedea în figura 1.1. [57].

Fig. 1.1. Distribuția tipurilor de pompe existente pe piață (ISO/TC115, 2004)[57]

O pompă este o mașină care transformă energia mecanică în formă de energie hidraulică sau pneumatică, în scopul transportării fluidului dintr-un punct în altul. Pentru o înțelegere mai simplă, energia mecanică este utilizată pentru a crește presiunea fluidului și de a-l muta dintr-un punct în altul [1-3]. Pompele, se clasifică după principiul de lucru, în general, în două mari categorii: pompe cinetice, numite și pompe centrifuge și pompe volumetrice.

Pompele centrifuge transformă energia mecanică în energie hidraulică, unde refularea apei se realizează prin mișcare circulară continuă a u unui rotor într-o carcasă. Apa din jurul rotorului, din cauza forțelor centrifuge execută o mișcare de la interior spre exterior. [58]

Pompele centrifuge au un domeniu de utilizare foarte larg. Acestea reprezintă aproximativ 64% de pe piață.

Pompele volumetrice funcționează pe principiul modificării ciclice a volumului cavității de lucru. În primul fază are loc o creștere a acestui volum, ceea ce determină crearea unei depresiuni în cavitatea de lucru și implicit aspirația lichidului. În a doua etapă, volumul cavității descrește, ceea ce determină ca lichidul aspirat să fie refulat.

Pompele volumetrice reprezintă aproximativ 32% de pe piață. Dintre care aproximativ 11% sunt pompe cu piston, 12% rotative, iar aproximativ 9% sunt cu diafragmă.

În figura 1.2 este prezentată diagrama clasificării pompelor în funcție de principiul lor de funcționare.

1.2. Clasificarea pompelor după principiul de funcționare [97]

1.2 Evoluția pompelor centrifuge

Prima pompă centrifugă proiectată a fost atribuită fizicianului și inventatorului francez, Denis Papin în anul 1689. În anul 1846 W.H. Johnson a construit prima pompă centrifugă în trei etaje, iar în 1849 James Gwynne a investigat sistematic pentru prima data a pompelor multietajate. În timpul aceleiași perioade, inventatorul britanic John Appold a făcut cercetări pentru determinarea unei forme optime a rotorului, concluzionând că eficiența e în strânsă legătură de curbura lamei. În anul 1851 utilizarea unui rotor cu lame curbate a avut ca și urmare îmbunătățirea de trei ori a eficienței.

Pompele centrifuge sunt utilizate la scară largă datorită construcției simple, eficienței mari, gamă largă a capacității, ușurința în operarea și întreținerea ei. Ele sunt relativ ieftine, au destul de puține părți componente, respectiv au costuri de mentenanță mai mici în comparație cu alte pompe. Au de asemenea o dimensiune mică și o greutate mică și pot fi proiectate să transporte lichide conținând particule solide în suspensie, precum și lichide având vâscozități diferite. Datorită principiului de funcționare, pompele centrifuge trebuie acționate de un motor.

Pompele centrifuge sunt clasificate în general în funcție de forma lor. Ele se clasifică, după cum au afirmat Bachus și Custodio în anul 2003, în pompe radiale, pompe axiale, pompe mixte și turbine.

Pompe centrifuge radiale sunt probabil cele mai utilizate tipuri de pompe centrifuge. La acestea, lichidul intră în centrul rotorului și este direcționat de-a lungul paletelor rotorului într-o direcție în unghi drept cu axul pompei. Pompa centrifugă radială este alegerea ideală pentru pomparea deșeurilor, apei uzate, deoarece aceasta poate fi proiectată în așa fel încât arborele de antrenare să nu se extinde în conducta de aspirație. Astfel, materiale cum ar fi suspensiile solide, deșeurile din apele uzate, nu blochează funcționarea pompei prin obstrucționarea cu aceste materiale. Pompele centrifuge de tip radial sunt disponibile pentru presiune mare și debit scăzut [97].

Pompele axiale au fost proiectate inițial pentru transportul apei curate, fără impurități. Ele sunt des întâlnite sub denumirea de pompe propulsive. Spre deosebire de pompele centrifuge, energia specifică de presiune nu se obține cu ajutorul forțelor centrifuge, ci printr-o transformare parțială a energiei cinetice în canalul interpaletar. Debitele obținute de aceste tipuri de pompe sunt foarte mari, în schimb înălțimile de pompare sunt mici.

Pompele centrifuge mixte (diagonale) sunt o combinație dintre pompele axiale și pompele radiale, iar principiul de operare al lor este o combinație din cele două. La acestea, presiunea este generată parțial de forța centrifugă și de către acțiunea palelor rotorului întrucât acestea trec prin fluid mărindu-i viteza.

Pompele cu turbină sunt o formă aparte a pompelor centrifuge. Se aseamănă cu turbina dintr-un motor modern, cu mult mai multe pale decât se găsesc în rotorul pompele centrifuge. Sunt deseori utilizate să pompeze apele de suprafață ale lacurilor și rezervoarelor, în agricultură pentru irigare, pentru alimentarea cu apă a localităților, pentru asigurarea apei industriale. Aceste pompe au fost proiectate atât pentru debite mici (2-3 mc/h) cât și pentru debite mari (peste 5700 mc/h), respectiv înălțimi mari de pompare de până la 300 m (Karassik 2007).

1.3. Scopul și obiectivele cercetării

Pompele centrifuge sunt de departe cele mai utilizate pompe din majoritatea domeniilor, inclusiv sunt utilizate la stingerea incendiilor, domeniu în care eu profesez și de aceea am ales să studiez aceste tipuri de pompe. Lucrarea va investiga fenomenul de cavitație la pompele centrifuge, fiind un defect comun în aceste tipuri de pompe, care poate produce zgomot și vibrații puternice, poate produce daune mari componentelor pompelor, ducând la nefuncționarea acestora.

Scopul acestei cercetări este de a aduce contribuții personale în detectarea și diagnosticarea fenomenului de cavitație utilizând metodele adecvate și de a emite un punct de vedere în ceea ce privește alegerea eficientă a unor tehnici adecvate pentru detectarea cavitației în funcție de caracteristicile fiecărei pompe în parte.

Obiective cercetării sunt:

identificarea stadiului actual al cercetării în domeniu pompelor centrifuge, respectiv al fenomenului de cavitație;

descrierea dinamicii pompelor centrifuge și ale procesele care generează producerea cavitației, tipuri de cavitație, precum și eventualele pagube produse de acest fenomen;

revizuirea metodelor convenționale de monitorizare și detectare a cavitației;

proiectarea și construirea unei stand experimental, care va permite detectarea fenomenului de cavitație în pompa centrifugă, cu ajutorul semnalelor obținute de la senzorii de vibrație și zgomot cu ajutorul unui sistem de achiziție a datelor (aparatul PULSE Diagnostics Toolbox tip 9727);

achiziția, procesarea și analizarea datelor obținute de la senzorii de vibrație și zgomot cu ajutorul unui software special (Software-ul PULSE 7700);

efectuarea unei evaluări relative a metodelor utilizate în detectarea cavitației, respectiv a tehnicilor statistice și exprimarea unui punct de vedere în ceea ce privește stabilirea tehnicilor optime de detectare și diagnosticare a fenomenului de cavitație în pompele centrifuge;

formularea unor concluzii desprinde din procesul de cercetare.

1.4. Structura lucrării

Teza a fost structurată în x capitole.

Capitolul 1 –

Capitolul 2 –

Capitolul 3 –

Capitolul 2 – Aspecte teoretice privind pompele centrifuge

2.1. Generalități

Pompa este o mașină care transformă energia mecanică sau electrică în energie hidraulică (cinetică) necesară ridicării apei la înălțime învingând forța gravitației sau de a transforma la distanță învingând forțele de frecare de-a lungul conductei și pierderile de sarcină locală [21].

Fig. 2.1 Secțiune transversală printr-o pompă centrifugă

Principiul de funcționare a pompelor

Pompa este un aparat care se folosește la transportul fluidelor de la un nivel la altul superior. Pompa îndeplinește două operații. Prima operație constă în aducerea apei în corpul pompei cu ajutorul conductei de aspirație. Prin a doua operație este împinsă la înălțimea dorită, prin conducta de refulare.

Prin acțiunea mecanică a pompei, apa aspirată este împinsă cu presiune pe conducta de refulare. Deoarece apa este împinsă în corpul pompei de presiunea atmosferică. Înălțimea la care este așezată pompa deasupra nivelului sursei de apă (sarcina de aspirație Ha) nu poate depăși teoretic 10,33 m, știind că greutatea unei coloane de apă de această înălțime este egală cu forța produsă de presiune atmosferică.

În drumul ei pe conducta de aspirație, apa întâmpină rezistențe datorită frecării de pereții acesteia, la colțuri, teuri etc. Aceste rezistențe fac să scadă înălțimea teoretică de aspirație (10,33). Practic înălțimea de aspirație nu poate depăși 6-8 m.

Pe conducta de refulare apa întâmpină de asemenea rezistențe, care duc sarcina de refulare Hr la o valoare mai scăzută decât aceea corespunzătoare presiunii la ieșirea din pompă. Deci înălțimea utilă Hu este mai mică decât înălțimea manometrică deoarece, în realitate intervin rezistențele pe conducte, care reduc din înălțimea utilă ce s-ar putea realiza prin pompare.

2.2. Părțile componente ale unei pompe centrifuge

O pompă centrifugă se compune în general din următoarele organe principale: carcasa pompei cu racordul de aspirație și cel de refulare, organele directoare și rotorul pompei cu arborele, lagărele și presgarniturile sale.

Carcasa este în formă de spirală la pompele cu un etaj si cilindrică la pompele cu mai multe etaje. După numărul de intrări ea poate fi: simplă, când intrarea lichidului se face numai pe o parte, și dublă, când intrarea se face pe ambele părți.

Carcasele se execută prin turnare, din fontă pentru pompele de joasă și medie presiune și din oțel pentru cele de înaltă presiune.

Organele directoare (de conducere) au scopul de a da o direcție convenabilă curentului de lichid la intrarea în rotor, la ieșirea din rotor și la trecerea de la un etaj la altul, în cazul pompelor multietajate. Ele sunt imobile ca și carcasa, de aceea mai poartă numele și de stator. Profilul organelor directoare este astfel realizat, încât curentul de lichid să nu fie supus unor schimbări bruște de direcție sau vârtejuri, care ar duce la pierderi hidraulice inutile și deci la un randament scăzut al pompei.

Rotorul este principalul organ mobil al pompei. După modul de intrare a lichidului, rotoarele pot fi cu aspirație simplă sau dublă (pe ambele fețe). La pompele multietajate, rotorul este multiplu.

În funcție de condițiile impuse de presiune, turație și natura lichidului pompei, rotoarele se toarnă din fontă, bronz fosforos, oțel etcază sau se căptușesc cu cămăși din materiale speciale. Rotorul se fixează pe arbore prin presare și printr-o pană longitudinală.

Arborele este organul care transmite puterea de la motor la rotorul pompei, fiind prevăzut la un capăt cu cuplaj în cazul antrenării directe prin motor coaxial, sau cu roată pentru curele în cazul antrenării prin transmisie.

Fig 2.2. Pompa centrifuga:

1 – corpul de aspirație; 2 – conducta de intrare a apei; 3 – orificiul de intrare in corpul de presare si evacuare; 4 – orificiul de comunicare cu pompa de vid; 5 – corpul de presare si refulare; 6 – rotorul; 7 – statorul; 8 – camera in spirala (melc); 9 – axul pompei; 10 – rulmenți; 11 – dispozitivul de strângere a garniturii de etanșare; 12 – robinetul ac.

Arborele se confecționează de obicei din oțel-carbon sau oțeluri speciale tratate termic, iar în cazul pompării lichidelor corozive, din oțel inoxidabil; când se pompează lichide foarte agresive, el se protejează cu o bucșă de bronz sau se execută complet din bronz.

Lagărele pe care se sprijină arborele rotorului sunt fixate fie în carcasă sau în capacele acesteia, fie în exterior, fie și în carcasă și în exterior. Lagărele pot fi de alunecare sau cu rulmenți. În cazul pompelor de mare putere și de turație se folosesc lagăre de alunecare unse cu ulei sub presiune, circulația fiind asigurată de o pompă cu roți dințate.

2.2.1 Tipuri de rotoare

Rotația paletelor convertește puterea motorului în presiune și energie cinetică în lichidul pompat, iar traseul, mărimea și viteza determină capacitatea pompei. Rotorul este confecționat de regulă din alamă, bronz, plastic sau oțel și orice defect al rotorului va cauza o pierdere a eficienței și o scădere a eficienței pompe.

Există 3 tipuri de rotoare:

Rotor de tip închis

Rotor de tip semi-deschis

Rotor de tip deschis.

Închis Semi-deschis Deschis

Fig. 2.3. Tipuri de rotoare

Rotorul de tip închis (fig. 2.4.) este alcătuit din palete radiale, care sunt închise pe ambele părți de două discuri de rezistență. Acestea sunt prinse pe un inel la conducta de aspirație si poate sau nu poate avea încă un inel pe învelișul din spate. Pompele centrifuge cu rotorul de tip închis și care au inel pe ambele părți ale învelișului au o eficiență ridicată [23].

Fig. 2.4 Rotor de tip închis

Rotor de tip semi-deschis

Rotoarele de tip semi-deschis (fig. 2.5.) sunt mai eficiente datorită eliminării frecării discului din partea frontală și sunt des utilizabile când lichidul poate conține particule de suspensii sau impurități. Presiunea generată de un rotor de tip semi-deschis este în general mai mare decât cea generată de un rotor de tip închis [25].

Fig. 2.5. Rotor de tip semi-deschis

Rotor de tip deschis

Sunt 3 tipuri de astfel de rotoare. Primul tip este cel cu palete complet deschise, după cum se vede în figura 2.6. Învelișul lipsește complet, astfel forța axială cauzată de presiunea hidraulică este aproape eliminată [23].

Fig. 2.6 Rotor de tip deschis cu palete complet deschise

Al doilea tip de rotor deschis este cel cu palete parțial învelite și sunt prezentate în figura 2.7. Acest tip are o forță axială mai mare decât rotorul complet deschis, de asemenea având eficiență mai mare.

Fig. 2.7. Rotor cu palete parțial acoperite

Al treilea tip de rotor deschis este cel cu înveliș complet (figura 2.8.) în care paletele rotorului sunt deschise dar cu înveliș complet între ele. În general are o eficientă de 5% mai mare decât un rotor cu palete complet deschise, deși caracteristicile de funcționare a pompei sunt diminuate.

Fig. 2.8 Rotor cu palete complet învelite

2.2.2 Axul pompei și rulmenții

Axul unei pompe centrifuge (vezi figura 2.5) transmite cuplul necesar pentru rotația rotorului, sprijinind în același timp rotorul și alte piese rotative. Axul pompei este protejat de obicei de eroziune, coroziune, având la camerele de etanșare, îmbinări, rulmenții interni și pe căile de circulație, piese ce se pot schimba (vezi fig. 2.6). Ansamblul manșonului arborelui se extinde de obicei dincolo de fața exterioară a plăcii de etanșare. Îmbinările dintre ax și manșon nu trebuie confundate cu îmbinările prin etanșarea mecanică.

Fig. 2.5 Axul pompei și rulmenții

Fig. Manșonul axului

Camera rulmenților include rulmenții axului și menține axul sau rotorul într-o aliniere corectă cu părțile staționare, în ciuda sarcinilor radiale sau transversale. Camera rulmenților include de asemenea un rezervor de ulei pentru lubrifiere și o manta pentru răcire recirculând apa (Choi, 2006).

2.2.3 Carcasa pompei

Componenta care conține rotorul pompei este denumită în general carcasa pompei. Carcasa pompei are un orificiu pentru aspirare și un orificiu pentru refulare pentru traseul principal al curgerii fluidului și în mod normal are mici armături de golire și aerisire pentru a îndepărta gazele prinse în interiorul carcase pompei sau pentru drenarea acesteia în vederea mentenanței. În plus față de aceste funcții ale carcasei pompei, are încă alte cinci funcții important:

asigură stabilizarea presiunii;

încorporează colectorul;

permite instalarea și îndepărtarea rotorului;

este un suport pentru pompă;

menține alinierea pompei sub acțiunea presiunii și a sarcinilor din conducte.

Tipul necesar de colector clasifică pompa centrifugă în anumite categorii. Rolul colectorului este de a colecta și difuza lichidul având o viteză mare refulat de rotor. Acest proces micșorează viteza lichidului la o valoare utilizabilă și transformă energia cinetică în presiune, recuperând în acest fel cea mai mare parte a energiei pompei. Stabilirea tipului de carcasă a pompei depinde de aplicația pompei. Pe baza tuturor acești factori și funcții diferite menționate mai sus, carcasa pompei poate fi împărțită în două tipuri:

Carcasă spiralată

Aceste pompe au carcasa care înconjoară rotorul în formă de spirală. Secțiunea sa transversală crește treptat în jurul rotorului. Peretele ei, care separă partea de aspirație de duza de refulare a carcasei, poartă denumirea de limba spiralei sau etravă. Limba spiralei direcționează tot fluxul, colectat din jurul rotorului, prin flanșa de ieșire transformând energia cinetică în energie potențială. În figura 3.5 arată o pompă cu carcasa în spirală [3, 28 alhasmi].

Fig. 2.5 Carcasa spiralată a unei pompe centrifuge

Carcasă în formă de difuzor

În pompă în care sunt utilizate rotoare axiale, nu este practic să se utilizeze o pompă cu carcasă spiralată. În schimb, rotorul este închis într-o carcasă asemănătoare cu o conductă. Un difuzor are în compunerea sa un anumit număr de palete amplasate în jurul rotorului. Proiectarea unui difuzor este similar cu proiectarea unei spirale cu mai multe orificii de ieșire. Carcasa în formă de difuzor din figura 2.6 se aplică rar la o pompă radială monoetajată. Cu excepția anumitor modele de pompe multietajate de înaltă presiune, majoritatea cazurilor în care se utilizează pompe cu carcase în formă de difuzor sunt în pompele cu turbină verticală și pompe cu elice monoetajate de mică presiune.

Fig. 2.6 Pompă cu difuzor https://www.rodelta.com

2.3 Caracteristicile pompei centrifuge

Principalii parametrii funcționali ale pompelor centrifuge sunt debitul, înălțimea de pompare, puterea absorbită, puterea utilă, randamentul și turația.

Pompele centrifuge transformă energia mecanică în energie hidraulică, unde refularea apei se realizează prin mișcare circulară continuă a unui rotor dispus într-o carcasă. Datorită forțelor centrifuge, apa din jurul rotorului, execută o mișcare de la interior spre exterior (fig. 2.9).

Fig. 2.9. Reprezentarea schematică a construcției unei pompe centrifuge și a traseului urmat de lichid

În vederea caracterizării funcționarii pompelor centrifuge este necesară introducerea unor mărimi care să cuantifice cantitatea de lichid care trece prin pompă, schimbul energetic care are loc în pompă precum și eficiența acestuia. În cazul tuturor pompelor centrifuge, aceste mărimi, numite si parametri funcționali, sunt: debitul, înălțimea de pompare, puterea absorbită, puterea utilă, randamentul și turația. Ele se definesc după cum urmează:

1. Debitul Q – reprezintă cantitatea de lichid care trece prin secțiunea de ieșire (racordul de refulare) în unitatea de timp. În cazul pompelor centrifuge, în ipoteza incompresibilității lichidelor vehiculate, se utilizează debitul volumic, exprimat în unități SI in [m3/s]:

(2.1)

unde: reprezintă volumul de lichid care trece prin racordul de refulare în intervalul de timp .

2. Înălțimea de pompare H– reprezintă energia specifică totală primită de lichid la trecerea prin pompă și, prin urmare, poate fi determinată ca diferența între energia specifică totală a lichidului de la intrarea și ieșirea în pompă. Energia specifică totală poate fi exprimată atât ca energia unității de greutate de lichid, notată cu H și exprimată în SI în unități de lungime [m] sau ca energia ce revine unității de masă, exprimată în SI în [J/Kg].

(2.2)

unde: , – reprezintă cote față de planul de referință, , – presiunile în punctele 1 și 2, – densitatea lichidului iar – accelerația gravitațională.

3. Puterea utila reprezintă puterea transferată lichidului la trecerea prin pompă:

(2.3)

4. Puterea absorbită reprezintă puterea aplicată la axul motor pentru a realiza pomparea lichidului.

5. Randamentul :

(2.4)

Din punct de vedere al exploatării pompelor centrifuge, curbele cele mai utile sunt:

a. Familia de curbe H=f(Q) pentru n=constant, numite curbe de sarcină sau curbe caracteristice ale înălțimii de pompare;

b. Familia de curbe P=f(Q) pentru n=constant, exprimă variația puterii absorbite (puterea consumată) cu debitul la turația constantă;

c. Familia de curbe η=f(Q) pentru n=constant, sunt deosebit de importante pentru cunoașterea comportării pompelor la diferite debite.

Fig. 2.10. Caracteristicile de funcționare ale pompei centrifuge https://www.pumpsandsystems.com

În exploatarea pompelor centrifuge, rotoarele și carcasele pompelor sunt în mod special expuse la diferite sarcini. În funcție de aplicație, acestea pot conduce chiar până la distrugerea pompei. Principalii factori de influență a uzurii sunt fluidul și punctul de funcționare al pompei. Acești factori de influență determină tipurile corespunzătoare de uzură care trebuie să fie contracarate prin diferite măsuri, de ex. prin utilizarea unor materiale speciale.

2.4 Defecte ale pompelor centrifuge

2.4.1. Pompa centrifugă nu aspiră (nu se amorsează)

Acest tip de deranjament poate fi generat de următoarele cauze:

a) pompa și conducta de aspirație nu sunt umplute suficient cu apă:

– pentru remediere se reia operația de aspirație pentru umplere, completându-se lichidul care lipsește;

b) în conducta de aspirație pătrunde aer, prin punctele de legătură sau din etanșările pompei, în acest caz se mai spune că pompa aspiră “aer fals”:

– pentru remediere, se verifică etanșările pompei, determinându-se zonele de pătrundere pentru aer; măsurile de remediere constau în etanșarea corespunzătoare a racordurilor prin strângere cu chei fixe (în contra sens), schimbarea unor garnituri etc.;

c) înălțimea de aspirație este prea mare:

– acest lucru ne arată că pompa a fost greșit amplasată; aceasta se va amplasa la înălțimea de aspirație corespunzătoare;

d) ventilul de reținere al sorbului (clapeta) nu închide etanș (în cazul amorsării pompei prin inundare):

– se verifică sorbul, se schimbă garnitura și se corectează suprafața de etanșare a clapetei sorbului (se curăță ventilul de eventualele impurități etc.);

e) în cazul amorsării cu pompa de vid, nu se creează depresiunea necesară amorsării:

– se verifică etanșările, se remediază sau se înlocuiesc cele defecte, iar în cazul pompelor multietajate se verifică etanșarea între etajele acestora; de asemenea este probabil ca în timpul operației de amorsare să fie generate fire de vârtej care se pot închide pe suprafața sursei de apă (figura nr.2.2); pentru controlul acestui risc este necesar să se introducă un guler de metal pe care eventualele fire de vârtej să se închidă (figura nr.2.3).

f) temperatura sau greutatea specifică a apei se situează peste valoarea normală prevăzută la instalare (cartea tehnică a pompei centrifuge):

– în cazul executării operației de creare a vidului este necesar ca presiunea la aspirație să fie mult mai mare decât presiunea de vaporizare a apei întrucât, înălțimea practică de aspirație devine negativă pentru temperaturi ale apei mai mari de 72șC (figura nr. 2.4).

Fig. 2.2 Fire de vârtej la o conductă de aspirație [108]

Fig. 2.3 Fire de vârtej la o conductă de aspirație tip A, protejată [108]

Fig. 2.4 Înălțimea de aspirație în raport cu temperatura apei [108]

(a) – înălțimea teoretică de aspirație; (b) – înălțimea practică de aspirație.

2.4.2. Pompa aspiră apa dar nu refulează

Acest tip de deranjament poate fi generat de următoarele cauze [108]:

a) vana de refulare este închisă:

– vana de refulare se deschide, până când manometrul indică presiunea de lucru; se atrage atenția asupra faptului că pompa nu trebuie să funcționeze timp îndelungat cu vana închisă, ci doar până se efectuează amorsarea acesteia;

b) canalele rotoarelor sunt înfundate:

– se curăță canalele rotoarelor.

2.4.3. Pompa se dezamorsează

Acest tip de deranjament poate fi generat de următoarele cauze:

a) etanșările pompei sau ale conductei de aspirație sunt necorespunzătoare:

– se verifică etanșările și se remediază sau se înlocuiesc, dacă este cazul, defecțiunile;

b) înălțimea de aspirație este mai mare decât valoarea admisă de condițiile montării pompei:

– se corectează înălțimea de aspirație sau se înlătură pierderile suplimentare pe conducta de aspirație;

c) temperatura apei sau greutatea specifică (γ) crește peste valorile de funcționare prevăzute la instalare:

– se restabilesc valorile temperaturii sau greutății specifice (γ) a lichidului pompat la valori normale, și numai dacă este cazul se schimbă caracteristicile instalației.

2.4.4. Debitul pompei se află sub valoarea normală (necesară)

Acest tip de deranjament poate fi generat de următoarele cauze:

a) rezistențe hidraulice suplimentare la aspirație sau la refularea pompei – se înlătură toate aceste rezistențe; nu se acționează asupra vanei de aspirație decât pentru stabilirea ei în poziția „complet deschisă” sau în poziția „complet închisă”;

b) pompa este înfundată – se demontează și se curăță pompa (se curăță canalele rotorice, dispozitivele conexe etc.);

c) etanșările pompei sau ale conductei de aspirație sunt necorespunzătoare – se remediază etanșările sau se înlocuiesc cele defecte;

d) turație scăzută a motorului de antrenare – se verifică starea curelei de transmisie;

e) uzură pronunțată a rotoarelor sau a labirinților – se înlocuiesc piesele uzate;

f) sensul de rotație al pompei este greșit – se schimbă sensul de rotație al antrenării;

g) pompa nu a fost complet golită de aer – se deschid robinetele de aerisire, se evacuează aerul și apoi se amorsează pompa;

h) pompa funcționează în cavitație (când temperatura lichidului crește, presiunea de vaporizare atinge valori superioare presiunii de aspirație și se formează vapori) – în acest caz, temperatura sau greutatea specifică se corectează, iar dacă este cazul se modifică caracteristicile instalației.

2.4.5. Supraîncărcarea mașinii de antrenare

Acest tip de deranjament poate fi generat de următoarele cauze:

a) rezistențe hidraulice necorespunzătoare în refularea pompei:

– se modifică rezistențele hidraulice la valori pentru care puterea absorbită devine normală;

b) frecări accidentale ale pieselor din compunerea pompei:

– se demontează pompa și se înlătură deranjamentele, după caz prin schimbarea pieselor.

Toate deranjamentele se remediază prin respectarea cerințelor prezentate pentru fiecare defecțiune în parte. Atunci când deranjamentele sunt de natură mecanică, se procedează la demontarea pompei, avându-se în vedere nu numai înlocuirea piesei avariate ci și cercetarea stării funcțional-mecanice a celorlalte piese (existența: uzurilor, fisurilor, dereglajelor, zgomotelor, vibrațiilor, blocarea inelelor de ungere a lagărelor etc.).

2.5 Mentenanța pompelor

La pompele centrifuge, piesele cele mai expuse la uzură, atât abrazivă cât si corozivă, sunt: rotorul, labirinții, arborele, bucșa de protecție a arborelui (bucșa de uzură), etanșarea mecanică, garniturile moi si lagărele.

Carcasele de aspirație si refulare nu constituie de obicei piese de uzură, ele având pereții mult mai groși decât ai rotorului. În cazul vehiculării unor lichide puternic abrazive, carcasele sunt protejate cu blindaje confecționate din materiale cu mare rezistentă la uzură. Rotorul reprezintă una dintre cele mai importante piese ale pompei, si de aceea se recomandă ca, în caz de constatare a uzurii înaintate, el să se înlocuiască cu altul original, procurat din timp de la furnizor ca piesă de schimb. Uzura rotorului se manifestă prin ciupituri, știrbituri, discontinuități ale formei, subțieri de pereți, ovalizări ale alezajului butucului, deformări ale canalului de pană etc.

Indiferent de procedeul de confecționare a unui rotor, fie prin turnare, fie prin sudare-nituire, materialul din care este alcătuită piesa nu poate fi perfect omogen, astfel încât în timpul rotirii apar mase neechilibrate, care în funcționare dau naștere la forte si momente ce provoacă vibrații ale întregului ansamblu.

Efectele unei astfel de funcționări se manifestă negativ asupra pieselor pompei si conduc în final la uzura prematură a acestora si la întreruperea funcționării. Pentru a evita apariția acestui fenomen este necesar ca după prelucrare, fiecare rotor să fie supus unei operații de echilibrare și anume: statică și dinamică.

Pentru obținerea unei echilibrări cât mai corecte, dispozitivul trebuie să satisfacă următoarele condiții:

– Prismele trebuie să fie perfect paralele si orizontale.

– Suprafața lor de lucru trebuie să fie suficient de lată, pentru a nu lăsa urme pe fusurile arborelui, la rotoarele mai grele.

– Totodată, în scopul reducerii coeficientului de frecare, această suprafață trebuie finisată prin șlefuire;

– Arborele trebuie de asemenea să aibă fusurile bine șlefuite si executate cu o mare precizie.

De exemplu ovalitatea maximă admisă este de 0,01 mm. În fig. 1 este prezentat un dispozitiv de echilibrare statică a rotoarelor pompelor centrifuge.

2.6 Metode de monitorizare a pompelor centrifuge

Centrifugal pumps are the most common type of pumps used in applications with

moderate to high flow and low head. Therefore, adapting a system for monitoring

centrifugal pumps can significantly improve the financial output of a plant. Generally,

there are two ways of monitoring a centrifugal pump: (1) performance monitoring and

(2) condition monitoring [17, 18]. Depending on the parameters that may be used for the

pump monitoring, these two methods can be further classified. Figure 1.7 illustrates

these parameters and the benefits that can be gained by applying any one of these methods.

Concerning condition and performance monitoring, it should be understood that it is not

a question of choosing one or the other. Often, both methods can be found in the same plant and are very complementary.

Figure 1.7: Comparison of performance and condition monitoring

2.6.1 Monitorizarea performanței

Performance monitoring looks at the pump’s essential parameters and assesses how they

can be improved [19]. This means asking questions such as is the pump producing the

required flow rate. Is it working efficiently? Can its performance be improved by

refurbishment, trimming of the impeller or by installing a speed controller? [9, 17]

As presented in figure 1.7, many benefits can be gained from pump performance

monitoring. It can be used for recognising pumps performing poorly, pumps that are not

suitable for their application and most importantly, it will show when a pump can be

economically refurbished or replaced.

Worn or damaged internal pump components may not be detected by vibration or

temperature monitoring; however, the periodic monitoring and comparison of the trends of the flow and the head curve against the published performance curve can be good

indicators of damage to the internal pump components. The installation of accurate flow

and pressure instruments forms the core of performance monitoring [20]. However,

some studies indicate that cavitation occurs long before pump performance is affected

[21, 22].

2.6.2 Monitorizarea condițiilor de funcționare

Most failures give some indication that they are about to occur. This warning is called a

potential failure, an identifiable condition which indicates that a functional failure is

either about to occur, or is in the process of occurring.

Some industries have recently started to apply a new maintenance approach called

‘condition-based maintenance’ (CBM). The idea of this approach is based on the

acquisition, processing and analysis of different machine parameters. These parameters,

include vibration, acoustics, speed and current, provide valuable information about the

machine’s condition which can be used to assess the condition of the machine and help

for planning the scheduling of maintenance work.

Condition monitoring is one type of condition-based maintenance; based on collecting,

processing and analysing data from the monitored machine in order to determine the

actual operating condition of a system or component at any instant. A replacement or

repair decision is then taken based on the analysis of the data. This method is possible

because of the great developments achieved in sensors, data acquisition, signal

processing techniques and suitable software. A full review of all the conventional

methods, used in cavitation monitoring for centrifugal pumps, is presented in chapter 3.

2.6.3 Aplicații ale monitorizării condițiilor de funcționare

In recent years, there has been increasing interest in the implementation of conditionbased

maintenance in different plants and industries. In 2004, a survey was conducted

with a broad selection of industrial and business sectors in 15 different countries in

order to ascertain their usage of CBM systems [23]. The survey found:

• The most widely used maintenance strategy for industries such as manufacturing,

petroleum refining, chemicals and their associated business sectors is conditionbased

maintenance. • The most widely used analysis technique implemented in the CBM is the vibration

method.

• The users’ main objectives of implementing CBM systems are to adopt predictive

maintenance techniques to reduce unscheduled breakdowns, to improve product

quality and to save money.

• A variety of different methods is being readily used for presenting information

through Graphical User Interface (GUIs). These include discrete values, charts,

alarms, graphics and animation. Users prefer to present CBM information through

highly visual mediums such as charts, graphics and animation. Reports are also

commonly used for passing on CBM data and information.

• The stand-alone CBM system is more widely used than the networking system.

• At present, around a third of maintenance systems consist of failure diagnostic and

recording systems.

• Around 78% of users review the reliability of the CBM system in a positive light.

• A small number of businesses believe CBM implementation costs do not exceed the

resulting benefits.

2.6.4 Beneficiile monitorizării condițiilor de funcționare

Recent developments in the field of sensors, computer hardware and software have lead

to increased interest in condition monitoring. Various studies and surveys [23-25] on

condition monitoring cost/benefits have found that the adoption of condition monitoring

can provide the following benefits:

• 30% increase in revenue

• 50 – 80% reduction in maintenance cost

• 30% reduction in spare inventories

• A 20 – 60 % increase in profits.

Other benefits achieved by plants with condition monitoring systems include:

• A reduction in forced shutdowns

• A reduction in shutdown times

• An improvement in machine reliability and availability

• Increased equipment operating life

• Improved safety margins

• An improvement in machine performance and output quality

• Increased bottom-line profit

Capitolul 3 – Fenomenul de cavitație și metode utilizate pentru detectarea acestuia

3.1 Conceptul de cavitație

Cavitația înseamnă o evaporare parțială a lichidului într-un sistem de curgere. Când presiunea statică scade local sub presiunea de vaporizare a lichidului (poate să scadă până aproape de zero când lichidul atinge viteza critică) se formează o cavitate împlută cu vapori, astfel încât unele lichide se evaporă și se creează curgerea bifazică într-o mică parte a câmpului de curgere. Vaporii condensează brusc (implozia) de îndată ce sunt transportați în aval într-o zonă unde presiunea statică depășește din nou presiunea de vaporizare. Odată cu creșterea zonei de cavitație, a curgerii bifazice, presiunea și randamentul pompei poate fi afectat, zgomotul și vibrațiile cresc și componentele pompei se deteriorează [Centrifugal pumps – Johann].

Bulele cavitaționale de vapori se formează doar când fluidul conține nuclei. Acești sunt niște acumulări al moleculelor de gas sau vapori, fiind la nivel microscopic niște bule mici având diametrul între și mm. Prin procesul de difuzie, bulele libere de gaz într-un fluid nesaturat se vor dizolva gradual în acel fluid. Când bulele de vapori sunt transportați de lichid în zone unde presiunea locală depășește presiunea de saturație, echilibrul este perturbat iar vaporii conținuți în bulă condensează brusc. O bulă cavitațională ideală se contractă în mărime, apoi revine la forma inițială, doar ca să se mai contracte din nou trecând printr-o serie de procese de felul asta, până când dispare într-un final. O bulă cavitațională reală parcurge o singură dată acest proces deoarece bula se sparge în foarte multe bule mici, care constituie acei nuclei în lichid.

Dacă o pompă funcționează pentru orice perioadă de timp sub cavitație, atunci pot apărea următoarele defecte: corodarea lamelelor rotorului și a carcasei pompei, defectarea rotorului, defectarea prematură a rulmenților (cavitație severă), defectarea prematură a garniturilor (cavitație severă), ruperea axului pompei precum și alte defecte ca urmării a oboselii componentelor pompei.

3.2 Tipuri de cavitație

Cum se arată și în figura 3.1 , în contextul pompelor centrifuge, termenul de cavitație se referă la un proces dinamic implicând formarea, dezvoltare și impozia bulelor de vapori în interiorul lichidului.

Având în vedere mecanismul de formare al bilelor de vapori în lichid, cavitația poate fi grupată în două tipuri principale:

vaporoasă dacă presiunea scade sub nivelul presiunii de vaporizare al lichidului corespunzător temperaturii acestuia;

gazoasă caracterizată prin difuzia gazului din lichid în bula cavitațională și prin creșterea lentă a acesteia.

Fig. 3.1 Pași în formarea fenomenului de cavitație

În funcție de locul unde cavitația are loc și de tipurile de daune cauzate pompei, aceste două categorii pot fi divizate în diferite tipuri. Cu toate că această secțiune a lucrării face un rezumat al acestor tipuri de cavitație, cercetarea aceasta se concentrează pe cavitația vaporoasă.

3.2.1 Cavitația vaporoasă

Cavitația vaporoasă reprezintă aproximativ 70% din toate tipurile de cavitație [Karassik, I.J., Centrifugal pumps. second edition ed. 1998, London: chapman&Hall. 989.] și este cea mai frecventă formă de cavitație găsită în procesele de prelucrare. Există două tipuri de cavitație vaporoasă: cavitația clasică și cavitația de recirculare internă.

Cavitația clasică reprezintă aproximativ 70% din cavitația vaporoasă [Karassik, I.J., Centrifugal pumps. second edition ed. 1998, London: chapman&Hall. 989.]. Acest tip de cavitație are loc atunci când presiunea absolută a lichidului pompat este redusă la nivelul sau sub nivelul presiunii de vaporizare la intrarea în rotor [Shu, J.-J., Modelling vaporous cavitation on fluid transients. International Journal of Pressure Vessels and Piping, 2003. 80(3): p. 187-195. ] și are ca rezultat formarea de bule de vapori. Micșorarea presiunii la intrarea în rotor a lichidului este cauzată de variația vitezei lichidului și de pierderile de presiune, producându-se un sunet zgomotos datorită imploziei bulelor. Forța cu care bulele colapsează este suficientă pentru a provoca mici zone de coroziune pe suprafața rotorului. În funcție de severitatea cavitației se poate fi remarcată o scădere a performanței pompei. Pentru a preveni acest tip de cavitație, presiunea de absorbție disponibilă (NPSHA) trebuie să fie mai mare decât presiunea de absorbție necesară (NPSHR). Figura 3.2 arată o pompă care funcționează fără cavitație, cu început de cavitație, respectiv cu cavitație total dezvoltată. De obicei, pagubele datorate cavitației vaporoase se văd în spatele paletei rotorului, spre centrul rotorului.

Fig. 3.2 Fazele cavitației: a) fără cavitație; b) început de cavitație; c) cavitație complet dezvoltată

Cavitația de recirculare internă este denumită ca o stare a debitului scăzut, unde debitul la ieșirea din pompă este limitat și lichidul nu poate nu poate părăsi pompa. Lichidul este forțat să recirculeze din zonele cu presiune înaltă din pompă în zonele cu presiune joasă de-a lungul rotorului [3, 5, 28 from Alhasmi 2005]. Există două motive pentru acest tip de cavitație: primul, lichidul circulă în interiorul spiralei pompei cu viteza cu care motorul antrenează pompa, rezultând rapid supraîncălzirea. În al doilea rând, lichidul este forțat să treacă prin etanșările pompei cu viteză mare. Aceste garnituri se află peste benzile de uzură al rotorului închis, respectiv între marginile conducătoare ale rotorului și carcasa spiralei la un rotor deschis.

3.2.2 Cavitația gazoasă

Cavitația gazoasă este cauzată atunci când aerul se infiltrează în conducte și pompă. Acest lucru se întâmplă chiar și când pompa este amorsată, deoarece aerul poate fi adus în pompă prin lichid. [41, 43].

Un exemplu din acest proces se poate observa la o pompă de ridicare a presiunii. Pompele de ridicare a presiunii au tendința de a pierde din presiune și aspiră în conducta de aspirare și pompă. Aerul poate intra în pompă prin diferite puncte incluzând prin arborele pompei, flanșă sau inelele de îmbinare de pe conducta de aspirație. O anumită cantitate de aer (aproximativ jumătate de procent din volum) în interiorul pompei nu este dăunător. Însă, dacă cantitatea de aer crește la 6% din volum, apare cavitația.

3.2 Parametri cavitației

Pentru a putea efectua măsurătorile pe standul de test când pompa funcționează în cavitație, este necesară cunoașterea parametrilor pompei pe care îi vom utiliza pentru cuantificarea predispoziției la cavitație. Începutul de cavitație într-o pompă poate fi prezisă de foarte mulți parametri ca de exemplu coeficientul de cavitație, viteza specifică și NPSH-ul. Foarte mulți factori trebuie să fie luați în considerare înainte ca începutul de cavitație să poate fi detectat cu un grad mare de acuratețe. Cu toate astea, regula generală este aceea că începutul de cavitație are loc de îndată de presiunea fluidului scade sub presiunea de vaporizare [11, 22, 38, 39 alhasmi 2005].

3.2.1 Coeficientul cavitației

Probabil cel mai fundamental parametru non-dimensional de cavitație este coeficientul de cavitație [29, 35, 36 alhasmi 205]. Cavitația este cercetată și pe partea teoretică (Legarth and Tvergaard, 2010;), dar în practică situația este așa de complexă încât în prezent abordarea universală a investigațiilor experimentale de laborator și în industrie este una empirică. De exemplu, una din cele mai recente abordări dezvoltate de către D'Agostino și colegii săi, în anul 2008, caracterizează gradul de dezvoltare al cavitației utilizând acest parametru non-dimensional, coeficientul de cavitație, , definit astfel:

(3.1)

unde:

este presiunea lichidului la intrarea în rotor (m);

este presiunea de vaporizare (m);

este densitatea lichidului pompat (kg/);

este este viteza circumferențială (tangențială) la ieșirea din rotor (m/s).

Se observă foarte ușor faptul că un coeficient mare al cavitației corespunde curgerii non-cavitaționale: valorile mari ale coeficientului de cavitație corespunde unor valori mari a presiunii. În orice caz, presiunea va fi de fiecare dată peste presiunea de vaporizare iar pompa va funcționa fără cavitație.

Indiferent dacă cavitația are sau nu are loc, orice regim de curgere are o valoare a coeficientului . Valoarea lui atunci când apare pentru prima dată cavitația pe măsură ce scade presiunea, poartă denumirea de valoare critică și este definită astfel:

(3.1)

unde este presiunea la care are loc (m).

De asemenea, odată cu descreșterea coeficientului de cavitație, nivelul vibrației crește prima dată la o valoare punctuală maximă, apoi scade la o valoare locală minimă, și în final crește din nou [Ning Zhang, Minguan Yang, Bo Gao, and Zhong Li – Vibration Characteristics Induced by Cavitation in a Centrifugal Pump with Slope Volute].

3.2.2 NPSH

Un alt parametru important utilizat pentru a prezice și cuantifica cavitația într-o pompă centrifugă este NPSH-ul (acronim din limba engleză: Net Positive Suction Head, adică presiunea de saturație). NPSH-ul este energia cerută de pompă de a-și îndeplini funcția pentru care a fost proiectată în mod eficient. Valoare lui depinde de mai mulți factori, ca de exemplu conexiunile din conductele de aspirație, nivelul fluidului, presiunea absolută al fluidului din conducta de aspirație, viteza cu care este pompat fluidul și temperatura. Unii factori dintre cei menționați anterior contribuie la valoarea NPSH-ului în mod pozitiv, pe când alții scad valoarea acestui parametru [2, 4, 40 alhasmi].

NPSH-ul este împărțit în continuare în două tipuri: NPSHR și NPHHA. Definiția NPSHR-ul este energia minimă necesară a pompei de a acoperi pierderile de presiune din duza de aspirație până la intrarea în rotor fără a cauza vaporizarea lichidului. NPSHA-ul este definit ca energia în fluid la racordul de aspirație al pompei. Pentru ca pompa să funcționeze fără cavitație, trebuie să fie suficientă energie în fluid pentru ca rotorul să transforme această energie în presiune și debit, sau mai simplu NPSHR trebuie să fie mai mare decât NPSHA [4, 5, 11].

3.3 Simptomele cavitației

Unul sau mai multe dintre următoarele semne, toate afectând negativ performanța pompei și poate afecta în mod grav anumite părți ale pompei, pot identifica cavitație. Prin urmare, acești indicatori sunt foarte importanți în monitorizarea condițiilor de funcționare ale pompei.

3.3.1 Zgomotul și vibrația

Două din cele mai importante semne ale cavitației sunt zgomotul și vibrația, cauzate de implozia bulelor de vapori lângă o suprafață solidă. Acest lucru nu cauzează în mod obligatoriu o modificare majoră în funcționarea pompei sau orice deteriorare a suprafețelor solide [44-47].

Colapsul bulelor de vapori de îndată ce se ating punctele de înaltă presiune în pompă, cauzează pulsații de debit și presiune. Aceste pulsații excită pereții pompei, cauzând zgomot și vibrație. Cu cât pompa este mai mare cu atât zgomotul și vibrația cauzată vor fi mai mari [29, 36 alhasmi]. Experimentele au arătat că se produce un zgomot considerabil în urma colapsului cavitațiilor [23, 45, 46, 48]. Tipul de zgomot produs variază cu mărimea pompei, respectiv cu tipul de instalație. Intensitatea zgomotului și a vibrațiilor depinde de numărul și mărimea bulelor de vapori.

Amplitudinea vibrației și a zgomotului la o frecvență înaltă este considerabil mai mare când cavitația este prezentă. Un număr mare de bule mici de vapori produc. Un număr de parametri ai proiectării și funcționării pompei pot produce de asemenea zgomot și vibrații, însă nivelurile acestora vor crește întotdeauna odată cu instalarea cavitației. Zgomotul și vibrația în pompe pot fi cauzate de asemenea de funcționarea pompei în puncte mai mici decât punctul de eficiență maximă [29, 35].

Este, prin urmare, o diferență remarcabilă dintre tipurile de zgomot și vibrații cauzate de cavitație și tipurile de zgomot cauzate de alte aspecte. Zgomotul și vibrațiile produse de cavitație, cauzează niște impulsuri în intrările sistemului de achiziție a datelor, mai degrabă ca și niște semnale continue în timp [50].

3.3.2 Scăderea presiunii și a randamentului

În pompe având viteza specifică mică (până la 1500 rot/min), curbele de presiune, eficiență și puterea scad brusc atunci când debitul crește până la valoare la care cavitația are loc. O scădere a presiunii este un alt semn de început de cavitație. Relația dintre presiunea pompei, debit și eficiență depinde de viteza specifică a pompei.

În orice caz, cu o viteză specifică mare a pompei (1500-5000 rot/min), curbele de presiune și randament descresc gradual de-a lungul întregului interval înainte ca întreruperea bruscă să aibă loc. Atât rata de descreștere al curbei de presiune cât și a curbei de randament este dependentă de viteza specifică și de presiunea de aspirație, crescând cu creșterea vitezei specifice și micșorarea presiunii de aspirație [29, 51]. Figura 3.2 arată legătura dintre presiunea pompei și diferite valori ale debitului.

Fig. 3.2 Scăderea curbei de presiune în timpul cavitației

3.3.3 Coroziunea paletelor rotorului

Coroziunea paletelor rotorului este cel mai spectaculos și cel mai comun efect al deteriorării ca urmare a fenomenului de cavitație. Funcționarea pompei în cavitație pentru un timp lung cauzează corodarea paletelor rotorului [3, 4]. Cantitatea de metal care se pierde depinde de materialul din care este fabricat rotorul, de gradul de cavitație și de timpul dintre două valuri succesive de presiune [14]. Natura și severitatea corodării este de asemenea dependentă de tipul de cavitație și de viteza specifică a pompei [52].

Fenomenul de cavitație trebuie distins de coroziunea și eroziunea metalelor. Coroziunea este cauzată exclusiv de acțiunea chimică și electrolitică a lichidului pompat, eroziunea este îndepărtarea părților metalice dintr-o pompă de către organisme străine (exemplu nisip, pietriș, cocs, cărbune, ) purtate de lichidul pompat. Cavitația, coroziunea și coroziunea cauzează uzuri în componentele pompei, în special în paletele rotorului. Este ușor de distins aceste tipuri de uzuri prin aparența părților atacate și a locațiilor acestora [32, 53-55].

3.4 Pagubele cauzate de cavitație

3.4.1 Principiile pagubelor cavitației

Efectual cel mai recunoscut al fenomenului de cavitație este cunoscut ca și eroziunea de cavitație. Eroziunea ca urmare a cavitației poate fi definită simplu ca o îndepărtare a metalului de pe suprafața componentelor pompei cauzată de eforturi asociate cu implozia bulelor de vapori în lichid. Toate tipurile de metale solide, indiferent că sunt metale grele sau metale moi, casante sau elastice sunt susceptibile la eroziunea cauzată de cavitație. Cu toate eforturile care au fost făcute în proiectarea și aplicațiile pompelor centrifuge pentru a evita cavitație, nu este întotdeauna posibil acest lucru, în special în situațiile când capacitățile necesare sunt mai mari decât capacitatea nominală a pompei [3]. Sunt patru principii de bază pentru pagubele produse de cavitație:

Cu cât dimensiunea moleculelor lichidului este mai mică și vâscozitatea este mică, cu atât de ușor este ca lichidul să pătrundă în porii metalelor. De exemplu, apa poate penetra mai adânc pe suprafața metalului decât poate uleiul.

Cu cât presiunea este mai mare, cu atât lichidul penetrează mai rapid și mai adânc în porii metalului.

Cu cât este mai mică suprafața porilor, cu atât este mai mare presiunea produsă când bulele de vapori colapsează.

Cu cât este mai mare frecvența vibrațiilor, cu atât este mai intensă distrugerea stratului de pe suprafața metalelor.

Funcționarea pompei în regim de cavitație pentru o perioada lungă de timp poate provoca pagube serioase, în mod special asupra rotorului. Acest fenomen poate cauza corodarea marginii palei de aspirație, marginea palei de refulare, învelișului palei rotorului și carcasa pompei. Cavitația severă poate provoca găuri în rotor și daune palelor într-o asemenea măsură încât rotorul devine total nefuncțional [11]. Figura 3.6 și figura 3.7 arată un exemplu de daune pe care le poate provoca cavitația diferitelor tipuri de rotoare. Pe lângă daunele fizice, apar și daune privind performanța și randamentul pompei, care crește cu nivelul de dezvoltare al cavitației [3, 29, 36].

Fig. Daune cauzate de către cavitație la o pompă cu un rotor închis [57]

Fig. Daune cauzate de către cavitație la o pompă cu un rotor semi-deschis

3.4.2 Mecanismul producerii daunelor cauzate de cavitație

Eroziunea de cavitație are loc atunci când imploziile cavităților sunt suficient de puternice și au loc suficient de aproape de materialul solid. Eroziunea cauzată de cavitație poate fi recunoscută de semnele specifice grosolane lăsate pe suprafața componentelor pe unde lichidul circulă. Cu toate că multe experimente s-au făcut pentru a investiga cavitația și secvențele ei, mecanismul actual al eroziunii cauzate de cavitație nu este încă suficient de clar. Sunt două posibile mecanisme:

Colapsul bulei principale

Acest mecanism are legătură cu fenomenul că o bulă care colapsează poate fi instabilă din punct de vedere al formei sale când impactul are loc lângă o suprafață solidă. Se poate observa faptul că asimetria sferică în curs de dezvoltare ia forma unui jet de fluid care accelerează rapid, intrând în bula de vapori din partea cea mai îndepărtată de perete, după cum este ilustrat în figura 3.8 [35, 54].

Fig. 3.8 Unda de șoc dintr-un impact simetric al unei cavități [32]

Micro jetul cauzează viteză foarte mare, astfel încât impactul acestuia de cealaltă parte a bulei de vapori poate genera o undă de șoc și o presiunea localizată foarte înaltă afectând suprafața din apropierea peretelui.

Norul de bule de vapori

A doua perturbare intensă are loc când norul rămas de bule de vapori după ruptura micro jetului, colapsează la volumul său minim de gaz sau vapori. Acest mecanism generează o a doua undă de șoc care afectează suprafața solidă din apropiere. Dauna produsă pe suprafața metalului din cauzată de acest mecanism este de aproximativ două sau trei ori mai mare decât cea cauzată de mecanismul micro-jetului [35, 60].

Mulți factori afectează gradul de eroziune cauzat de cavitație, cei mai importanți dintre aceștia fiind geometria căilor de curgere, distribuția presiunii într-un sistem și proprietățile fluidului. Prezența materialului solid în sine nu afectează apariția cavitației, dar poate contribui în acele pompe unde cavitație este deja prezentă. Extinderea acesteia este dependentă de proprietățile materialului solid cum ar fi duritatea și granulozitatea sa [41].

3.5 Prevenirea cavitației

O metodă uzuală în rezolvarea apariției cavitației poate fi printr-o schimbare în proiectarea sistemului sau crescând NPSHA-ul pompei. Dacă NPSHA-ul poate fi crescut suficient de mult astfel încât să depășească NPSHR-ul, cavitația va înceta. O metodă pentru a realiza acest lucru este de a crește presiunea statică la intrarea în pompă prin ridicarea rezervorului de alimentare sau crescând nivelul de lichid din acest rezervor (în cazul rezervoarelor deschide) sau crescând artificial presiunea în spațiul de deasupra lichidului (în cazul rezervoarelor închise).

O altă alternativă de a crește NPSH-ul poate fi realizată prin reducerea NPSHR-ului, de exemplu scăzând temperatura lichidului astfel încât să scadă presiunea de vaporizare. Aceasta poate fi o metodă eficientă în situația în care temperatura inițială a fluidului este relativ apropiată de temperatură de fierbere a fluidului respectiv. O alternativă de a reduce NPSHR-ul ar fi prin reducerea pierderilor de presiune de pe traseul de aspirație, prin reducerea numărului de fitinguri, respectiv prin micșorarea traseului de la rezervor la intrarea în pompă. Reducerea pierderilor mai poate fi făcută prin înlocuirea conductelor și fitingurilor din metal cu cele din plastic, întrucât acestea din urmă au factorul de frecare mai mic. Acest lucru are o oarecare limitare, mai ales când vorbim de sistemele de stingere a incendiilor, care trebuie realizate exclusiv din conducte metalice.

Bachus and Custudio (2003) au punctat faptul că NPSHR-ul nu este o valoare constantă pentru o anumită pompă în toate condițiile de funcționare. Ei au explicat faptul că în general reducerea debitului pompei va scădea NPSHR-ul. Cu toate astea, debitul unei pompe este în legătură directă cu nevoile sistemului, astfel încât se pot face doar ajustări limitate.

3.6 Metode utilizate pentru detectarea cavitației

3.6.1 Introducere

Dintre toate metodele utilizate în detectarea începutului de cavitație, metoda bazată pe măsurarea nivelului total al presiunii sonore al zgomotului din interiorul lichidului prezintă sensibilitate și eficiență mare. [Liang Dong, Yuqi Zhao, Cui Dai – Detection of Inception Cavitation in Centrifugal Pump by Fluid-Borne Noise Diagnostic]. L. Dong și colegii săi [ ] comparând spectrul afectat al octavei 1/3 schimbând debitul pompei și coeficienții de cavitație, s-a obținut o bandă de frecvență foarte sensibilă a fenomenului de cavitate. Tot el a mai propus o metodă nouă de detectare a începere a fenomenului de cavitație bazată pe principiul Pauta, verificând-o cu ajutorul unei pompe având viteza specifică foarte mică (). Rezultatele au arătat faptul că nivelul presiunii totale al zgomotului din interiorul lichidului crește la începutul cavitației și apoi scade odată cu dezvoltarea acestui fenomen

3.6.2 Detectarea începutului de cavitație prin metoda fotografiei

Această metodă este una foarte precisă, detectarea de cavitație făcându-se în etapele inițiale, însă nu este folosită la scară largă deoarece presupune o limitare a construcției carcasei pompei, aceasta trebuind să fie realizată din materiale transparente pentru a permite fotografierea în interiorul rotorului cu o camera digitală de rezoluție și viteză înaltă. Liang și colegii săi [] au arătat faptul că au fost surprinse bule de vapori în lichidul pompat înainte ca presiunea lichidului să scadă cu 1%. Acest lucru denotă faptul că începutul fenomenului de cavitației a avut loc înainte ca pompa să își modifice caracteristicile de performanță. În fig. 3.1 sunt surprinse cinci capturi de ecran pentru diferiți coeficienți de cavitație. La punctul c) se pot observa bule de vapori care apar în interiorul pompei la un coeficient de cavitație mai mic decât coeficientul critic de cavitație . Coeficientul critic de cavitație este corespunzător scăderii presiunii cu 1%.

Fig. 3.1 Distribuția bulelor cavitaționale pe palele rotorului funcție de coeficientul de cavitație.

σ=1.452; (b) σ=0.319; (c) =0.284; (d) =0.271; (e) σ=0.248 []

– The most common method used to detect presence of cavitation in centrifugal pump is to identify the drop of head. Net positive suction head in accordance with 3% drop of total delivery head is usually defined as NPSHc (critical point), and cavitation is considered full developed under this working condition. But it is noted that cavitation inception starts to develop much earlier before usual critical point – [R. Balasubramanian, S. Bradshaw, and E. Sabini, “Influence of impeller leading edge profiles on cavitation and suction performance,” in Proceedings of the 27th International Pump Users Symposium, pp. 1–11, Houston, Tex, USA, September 2011. ]

– Christopher and Kumaraswamy [6] used noise and vibration signals to identify critical net positive suction head in a radial flow pump. – [S. Christopher and S. Kumaraswamy, “Identification of critical net positive suction head from noise and vibration in a radial flow pump for different leading edge profiles of the vane,” Journal of Fluids Engineering, vol. 135, no. 12, Article ID 121301, 2013. View at Publisher · View at Google Scholar · View at Scopus].

– Čudina [8, 9] adopted noise spectra to detect cavitation in a centrifugal pump and found a strong relationship between a discrete frequency 147 Hz and development process of cavitation.

– Ni et al. [10] used vibration method to detect cavitation in a centrifugal pump, and vibration signals at noncavitation and cavitation conditions were compared.

3.6.3 Detectarea cavitației prin metoda vizualizării curgerii

Detectarea directă a cavitației este posibilă folosind metoda vizualizării curgerii. Trebuie ținut cont de faptul că aceste cavități umplute cu gaz sau vapori pot fi văzute doar dacă fluidul este transparent într-o oarecare măsură(ceea ce, desigur, este cazul apei) iar dispozitivele vizuale/optice pot avea acces în zona curgerii cavitaționale. Observarea vizuală a cavităților a fost utilizată în cazul pompelor centrifuge, cu conducte transparente instalate în zona curgerii cavitaționale, adică în zona de refulare (Koivula, 2000) [73].

În fig. 2.1 este figurat un experiment simplu de laborator pentru punerea în evidență a curgerii apei fără cavitație. Diferența se poate observa pentru că aceasta (curgerea) este văzută printr-un tub de plastic transparent. În fig 2-1(a) apare curgerea fără cavitație, iar apa este limpede. . În fig 2-1(b) apare curgerea însoțită de fenomenul de cavitație, dar apa din circuit este mai puțin limpede, din cauza prezenței bulelor de vapori.

Fig. 2.1. (a) – Pompă centrifugă fără cavitație (b) – Pompă centrifugă cu cavitație

Metoda vizualizării curgerii poate fi utilă pentru confirmarea cavitației, dar nu este utilizată la scară largă, din trei motive:

pompa și rețeaua de conducte pot fi inaccesibile inspecției vizuale;

bulele de cavitație inițiale pot fi prea mici pentru a fi observate cu ochiul liber;

pentru observarea bulelor, fenomenul trebuie deja să fie deja în desfășurare (inițiat).

Unii cercetători au încercat să utilizeze surse de lumină și fotodiode sau stroboscoape și camere de luat vederi asistate de calculator, dar nu avem date care să ateste folosirea acestor metode la scară industrială. (Tropea, 2007). Čudina și Prezelj (2009) sugerează ca vizualizarea este potrivită în cazul pompelor de putere mare și a turbinelor pentru apă, dar nu dau exemple de folosire industrială a metodei [42][43].

3.6.4 Detectarea cavitației cu metoda determinărilor acustice

Metoda măsurării zgomotului produs de cavitație pentru detectarea începutului și progresului fenomenului de cavitație este bine cunoscută de mult timp [5, 11-15], dar aproape fiecare din aceste studii este limitat la investigarea frecvențelor înalte, mai sus de 20 kHz (adică într-un interval de frecvență al ultrasunetelor). Măsurările sunt deseori efectuate în interiorul pompei, în locuri unde cavitația este cel mai probabil să apară (de exemplu, la intrarea în rotor), folosind un hidrofon sau un senzor de emisie acustică. Zgomotul din frecvențele joase (sub 20kHz) este adesea eliminat deoarece conține prea mult zgomot în corelare cu rotația pompei (frecvența lamelelor, frecvența de rotație, respectiv armonicelor lor).

Caracteristic, la un debit constant, zgomotul crește când presiunea scade. [3]. Este cunoscut faptul că există o corelare între amplitudinea nivelului presiunii și intensitatea eroziunii de cavitație, care crește odată cu creșterea zgomotului [12]. Metoda de detectare utilizând zgomotul în intervale de frecvență perceptibile (între 20 Hz și 20 kHz) este încă într-o fază de dezvoltare și nu multe studii au acoperit acest câmp, cu toate că, în comparație cu alte metode, oferă unele avantaje importante.

Curentul de aer puternic are o influență importanță privind eroarea care poate apărea la măsurarea presiunii sunetului, în special la curenți instabili. În zone cu apă pulverizată, ulei sau alt lichid pulverizat, utilizarea metodei de măsurare standard cu un microfon este neacceptată. Este important să se ia în considerare faptul că microfonul are nevoie să fie amplasat într-un loc mai spațios la o distanță suficientă de suprafețele reflexive, unde câmpul de sunet se propagă cu disturbanțe minime. Pentru o măsurare a zgomotului cât mai precisă, acustica din împrejurime ar trebui să fie mai mult sau mai puțin stabilă. Dacă nu se întâmplă acest lucru, algoritmul de detecție al cavitației trebuie să fie adaptat de fiecare dată schimbărilor care au loc, sau trebuie izolată acustic zona în jurul microfonului pentru a minimiza efectul zgomotului de fundal.

Măsurarea zgomotului cu un microfon este utilă în special datorită simplității sale. Este ușor de a plasa microfonul lângă pompă și nu este nevoie de a alege cu grijă distanța de montare față de pompă (cum este în cazul utilizării accelerometrului). Prin urmare distanța între microfon și și pompă se stabilește ușor.

Un anumit nivel de zgomot este inerent pompelor centrifuge și motoarelor de acționare ale acestora, iar acest nivel atinge un minim la Punctul de Eficiență Maximă. Dacă punctul de operare trece de valorile proiectate, nivelurile de zgomot și vibrații cresc, din cauza instabilității și a pulsațiilor de presiune, mai ales la rate ale curgerii sub 65 % din valoarea Punctului de Eficiență Maximă. (Cernetic, 2009) [33].

Oricum, nivelurile ridicate de zgomot pot fi considerate ca o indicație a prezenței cavitației. Bulele produse de cavitație apar și dispar mai mult sau mai puțin aleatoriu și produc un spectru acustic de bandă largă. Sursele mecanice de zgomot din interiorul (compunerea) pompei vor contribui, de asemenea, la nivelul general de zgomot și vor conține componente discrete de frecvență, precum frecvența palelor pompei (generate la trecerea palelor rotorului prin zona de refulare) .

În această lucrare, ne vom limita la tipul de cavitație generată de rata scăzută a curgerii prin pompă. La apariția fenomenului de cavitație, zgomotul e produs de pulsațiile de presiune care iau naștere prin colapsul bulelor de vapori, în momentul intrării acestora într-o regiune de presiune ridicată. Deoarece diametrele bulelor sunt mult mai mici decât lungimea de undă a sunetului produs, acestea sunt considerate surse monopol de sunet. Bulele au dimensiuni mici, ca atare frecvența sunetului generat este înaltă. Iar zgomotul de cavitație este ușor de detectat de auzul uman, din cauza fâșâitului caracteristic. În etapa inițială a procesului de cavitație, bulele sunt produse în număr foarte mic și ca atare sunt greu de detectat (Cernetic, 2009) [33].

Experimente de măsurare în aer a zgomotelor produse la pompele centrifuge au fost desfășurate de Alfayez and Mba (2005) și Cudina (1998) [42]. Microfoane cu caracteristică liniară în spectrul audibil au fost plasate la 0.5m și 1.0 m de pompă, într-o zonă considerată drept câmp acustic de proximitate, deoarece zgomotul pompei în punctele respective a fost estimat a avea valori substanțial mai mari decât zgomotul de fond (în mod obișnuit, câmpul de proximitate este considerat a fi situat la o distanță de o pătrime din lungimea de undă a sursei, Dowling și Ffowcs-Williams, 1983).

În ambele cazuri, distanța este prea mare pentru a putea fi luată în considerare în aplicații industriale, din cauza nivelului ridicat al zgomotelor de fond.

Rezultatele celor două experimente au demonstrat că zgomotul de cavitație se poate discerne clar în orice analiză a sunetelor înregistrate. Zgomotul de cavitație depășește nivelul celor produse de pompă, motor și altele produse de fluidul de lucru cu nu mai puțin de 20 de dB, fiind decelată, în special, o creștere semnificativă în zona frecvențelor înalte. Presiunile din amonte și aval au fost variate, la fel concentrațiile de impurități solide și gazoase. La cantități mărite de impurități introduse în fluidul de lucru, cavitația a apărut mai rapid decât în cazul fluidului necontaminat.

McNulty și Pearsall (1982) au arătat că măsurătorile de zgomot, atunci când au fost normalizate la un nivel de referință, au avut aceeași formă distinctă, confirmând astfel rezultatele obținute de Knapp, et al., (1970), respectiv Ball și Tullis (1973) [79][17].

Inițierea fenomenului de cavitație a fost definită drept prima schimbare a pantei, așa cum este arătat în fig 2.2. Pe măsură ce presiunea din aval scade, emisia de zgomot crește puternic la inițierea cavitației și continuă să crească până la instalarea deplină a fenomenului, la o scădere a presiunii cu circa 3%.

Fig. 2.2. Schimbare abruptă (bruscă) în nivelul sunetului emis, demonstrând instalarea fenomenului de cavitație (adaptare după McNulty, et al. 1982)

Această metodă de detectare a cavitației prin metoda măsurătorilor acustice este încă destul de actuală. Descoperirile recente ale unor cercetători cum ar fi Čudina și Prezelj (2009) au la baza utilizarea frecvențelor discrete. De exemplu, ei au încercat să utilizeze multiple frecvențe ale paletelor rotorului, dar rezultatele lor par a fi specifice pompei (Cernetic, 2009).

O altă importantă dezvoltare este posibilitatea de procesare îmbunătățită, prin tehnici de extragere a informațiilor utile diagnosticate din semnalele acustice contaminate (Cudina, 2003; Elhaj, et al., 2003; Albarbar, et al., 2004). În timp ce asemenea tehnici s-au dovedit valoroase în detectarea defectelor de exemplu la compresoare reciproce și motoare electrice, puține date au fost obținute în domeniul zgomotelor cavitației. Probabil că cele mai utile indicații pentru cercetările viitoare provin din lucrarea lui Alhashmi, (2005) care a analizat domeniul apropiat de sunet provenit de la o pompă centrifugă. Acest cercetător a investigat semnalul obținut în mai multe feluri: nivelul de zgomot general RMS, analiza frecvenței (atât frecvența fină cât și banda de frecvență), funcția densității probabilității și abaterea standard. Funcția densității probabilității, respectiv nivelul de zgomot general RMS nu au arătat nimic nou, dar a confirmat rezultatul cercetărilor anterioare, aceea că amplitudinea semnalului acustic a crescut rapid după instalarea cavitației. A fost prezentat un spectru acustic – produs prin divizarea nivelului de zgomot RMS măsurat în intervalul de frecvență 2 kHz – 20 kHz cu nivelul de zgomot RMS măsurat în intervalul 20 Hz – 2 kHz – care a produs un grafic care a arătat un gradient îmbunătățit odată cu instalarea cavitației. Cu toate acestea, acesta poate fi un rezultat anomal întrucât singurul lucru care se poate citi din grafic pe intervalul 20 Hz până la 20 kHz, arată o formă necaracteristică a nivelului de zgomot la instalarea cavitației. Mai interesant a fost constatarea lui Alhashmi că abaterea standard a semnalului acustic a arătat o scădere chiar înainte de o creștere rapidă din cauza instalării cavitației (vezi fig. 2.3).

Alhashmi a plasat microfonul la 200 mm distanță de refularea pompei, in acest fel nefiind în câmpul apropiat frecvențelor de 6 kHz. Acest lucru este puțin probabil să fie important, atâta timp cât se recunoaște că măsurătorile de zgomot înainte și după instalarea cavitației sunt numai pentru a fi comparate între ele.

Fig. 2.3 – Abaterea standard a semnalului acustic de la o ponpă centrifugă cu început de cavitație (Alhasmi, 2005)

3.6.5 Detectarea cavitației folosind metoda măsurării vibrațiilor

Pentru detectarea vibrațiilor, pe lângă metoda determinărilor acustice, poate fi folosită metoda măsurării vibrațiilor pentru a obține rezultate mai sigure [1]. Atât semnalul de vibrație cât și semnalul zgomotului au caracteristici similare. Decizia privind care metodă se va folosi în mod particular ar trebui luată în acord cu cerințele mediului în care trebuie efectuate măsurătorile. În zonele în care sunetul mașinilor din vecinătate este prea mare, măsurările vibrației sunt mai oportune. De asemenea, este mai potrivită metoda măsurării vibrațiilor dacă sunt alte circumstanțe care contravin utilizării unui microfon.

Analiza vibrațiilor s-a dovedit a fi un instrument puternic pentru detectarea timpurie a defectelor și a potențialelor defectări ale sistemelor mecanice. În mod ideal, la efectuarea unei astfel de analize, amplasarea senzorilor ar trebui să furnizeze date despre valorile vibrațiilor în plan vertical, orizontal și axial, dar acest lucru nu este întotdeauna posibil sau necesar în situații practice. Pentru detectarea cavitației, cel puțin unul dintre traductori trebuie plasat pe carcasă, cât de aproape posibil de sursa cavitației. (Beebe, 2004), vezi Fig 2.3 [18].

Fig. 2.3. Poziționarea traductorilor de vibrații pentru detectarea cavitației (Cernetic 2009)

Semnalul este măsurat, invariabil, pe carcasa (externă) a pompei și constă, în principiu, dintr-o combinație de răspunsuri la două tipuri principale de excitație: vibrații induse de curgere, de tipul celor care apar atunci când fluidul interacționează cu palele sau carcasa, ori alte părți ale sistemului, generând oscilații periodice în curgere și vibrații generate de părțile mobile, care se apropie periodic unele de altele (Scheffer, 2008) [91].

În mod uzual, vibrațiile de joasă frecvență au fost măsurate folosind dislocarea fluidului, iar pe măsură ce frecvențele cresc, viteza și accelerația s-au dovedit mai potrivite acestui scop. Dezvoltarea tehnologică a înzestrat accelerometrele moderne cu posibilitatea efectuării unor determinări într-o plajă de frecvențe foarte largă, ale cărei limite sunt determinate mai degrabă de felul în care sunt montați senzorii decât de traductorii înșiși.

O metodă des folosită de montare a accelerometrelor este cea a montării pe un suport atașat rigid de suprafața cărei accelerație urmează să fie măsurată. Accelerometrul este prins strâns, cu șuruburi, în suport (dar nu atât de strâns încât să genereze voltaj piezoelectric în aparat) și poate fi folosit până la frecvențe de cel puțin 20 de kHz. (Bies and Hansen, 2003) [19].

Mai mulți autori – Cernetic (2009), Cudina (2003), Dister (2003) și Escaler (2004) au cercetat și dezbătut principalele caracteristici ale vibrațiilor înregistrate la pompele centrifuge și turbinele la care a apărut cavitația. Ei au confirmat ceea ce a fost descoperit anterior, că semnalul de vibrații de la pompele centrifuge în timpul fenomenului de cavitație este de bandă largă, cu un conținut pronunțat în zona frecvențelor înalte și cu un conținut de frecvențe discrete. Limita superioară a spectrului de frecvențe a fost determinată mai mult de către limita traductorului decât de către sursă [40].

Ei au confirmat, de asemenea, că în ce privește zgomotul înregistrat în aer, apariția vibrațiilor pronunțate din cauza cavitației a avut loc rapid. Acești autori au descris însă, o creștere a nivelurilor de zgomot situate în jurul valorii de 10dB, mai degrabă decât una cu 20dB, din cauza nivelurilor mari de vibrații prezente deja în sistem, vezi fig. 2.4. Progresele apărute în procesarea semnalelor au oferit posibilitatea unor progrese în detectarea instalării cavitației. Deocamdată această abordare nu este încă folosită la scară largă, deoarece procesarea semnalelor este utilizată mai mult în analiza spectrală și definirea maximelor în cadrul semnalelor de vibrații de bandă largă.

Fig. 2.4 Vibrații înregistrate la o pompă centrifugă în prezența și absența cavitației (Cernetic, 2009) – de editat in romana

Alhasmi (2005) a făcut primii pași în direcția procesării spectrului de vibrații de la o pompă centrifugă, în încercarea de a detecta inițierea cavitației. El a efectuat analiza standard în intervalul de timp, precum RMS și spectru de frecvență, dar a utilizat și funcția probabilitate de densitate și deviația standard pentru analiza datelor înregistrate în intervalul de timp (domeniul timp). Metodele lui Alhasmi au constituit un pas util înainte și nu rezultatele lui în sine, deoarece în ceea ce privește analiza vibrațiilor, singura lui sugestie a fost că amplitudinea semnalului vibrațiilor în partea inferioară a plajei de frecvențe(<4kHz) ar putea fi suficientă pentru detectarea cavitației. Acest lucru a fost apoi sugerat și de către Cernetic (2009). [33].

Čudina și Prezelj (2009) au comparat metodele sunetului înregistrat în aer, a analizei vibrațiilor și emisiilor acustice (AE) pentru detectarea cavitației și au ajuns la concluzia surprinzătoare că ultimele două metode sunt mai puțin performante decât cele care folosesc detecția sunetelor în aer.

3.6.6 Detectarea cavitației prin metoda emisiilor acustice

Metoda emisiilor acustice (MEA) se referă la undele elastice variabile în timp generate de eliberarea de energie sau alte procese dintr-un material solid și implică, în general detectarea undelor din domeniul 40 kHz – 1 MHz. Acest domeniu de frecvențe este în mod normal mult mai înalt decât zgomotul de fond și are drept consecință faptul că duce la obținerea unui raport semnal/zgomot mai bun. În prezent (MEA) este utilizată mai ales în detectarea modificărilor microscopice în materiale în care deformațiile și fisurările produc unde elastice care se propagă în masa materialului și sunt detectate de traductori piezoelectrici.

MEA poate fi utilizată și în detectarea cavitației pentru că bulele de vapori care colapsează se comportă ca surse ce generează zgomot acustic (și vibrații) cu un conținut care variază în domeniul de frecvențe de la <1 kHz până la aproape 100 kHz. (Sachse, 1991). Emisia aparent continuă care apare odată cu cavitația este generată de fenomenele care apar rapid și poate fi alcătuit dintr-o multitudine de semnale discrete care se suprapun astfel încât decelarea pulsațiilor individuale nu este posibilă.

Este o regulă generală în acustică aceea că frecvențele înalte sunt atenuate mai rapid decât cele joase, de unde rezultă o scădere relativă în amplitudine a frecvențelor înalte la măsurarea sunetelor la o anumită distanță de sursă. Mai mult, în industrie este des întâlnită situația în care mai multe pompe fac parte din mai multe circuite și sunt alimentate dintr-o singură sursă. Curgerea apei în conducte generează, de asemenea, zgomot, mai ales la trecerea prin valve și la coturi. Ca atare, este important din punct de vedere practic ca hidrofoanele să fie amplasate cât de aproape de sursă posibil, deoarece caracteristicile MEA în cadrul semnalului se vor schimba odată cu poziția senzorului, în raport cu locul în care se manifestă cavitația. Cu cât senzorul este amplasat la distanță mai mare de locul cavitației, cu atât mai slab și mai contaminat va fi semnalul detectat. Chiar și în aval, o mare parte a informației utile poate fi pierdută.

Se recomandă uzual ca hidrofoanele să fie amplasate imediat în aval de zona de refulare a pompei (Chu et al., 1995; Neill et al., 1997; Rose, 2007). Semnalul de la hidrofon va fi, de asemenea, contaminat de vibrații provenite de la structurile din jur, iar acesta este un motiv în plus pentru amplasarea hidrofoanelor cât mai aproape de zona de manifestare a cavitației, deși unii cercetători, precum Čudina și Prezelj (2009) au utilizat filtre de eliminare a zgomotului de fond nedorit [89].

MEA a fost multă vreme o metodă acceptată pentru detectarea cavitației în pompe. Courbiere (1984) a utilizat traductori de presiune piezoelectrici ca și hidrofoane instalate în secțiunile de aspirație și de refulare ale unor pompe de dimensiuni diverse, operând la parametri diferiți. El a reușit să detecteze instalarea fenomenului de cavitație în momentul în care debitul în interiorul pompei a fost micșorat, vezi fig. 2.5 [39].

De modificat figura

Fig 2.5. Presiunea pompa și intensitatea relativă a emisiei acustice ca funcție de coeficientul de cavitație, indicând instalarea fenomenului de cavitație Courbiere (1984)

3.6.7. Detectarea cavitației prin măsurarea vitezei unghiulare a axului pompei

Pulsațiile (variațiile) de presiune sunt inevitabile într-o pompă centrifugă și pot apărea, de exemplu, din cauza acțiunii palelor rotorului în momentul trecerii lor în zona de curbură de la refularea pompei, ceea ce duce la fluctuații în încărcarea hidraulică a motorului și o schimbare subsecventă în derivata întâi a vitezei unghiulare a axului pompei. Există metode standard de măsurare a vitezei axului, care presupun utilizarea unui senzor ce detectează aceste fluctuații. (Vezi, de exemplu, Elhaj, 2003)

Pulsațiile de presiune din interiorul pompei vor fi funcție atât de caracteristicile de formă ale pompei cât și de condițiile de operare precum refularea și sincronizarea acustică cu sistemul de conducte. Desigur, dacă o pompă funcționează în cavitație, aceasta va produce o modificare semnificativă a încărcării motorului de acționare, ceea ce va afecta viteza axului și va oferi informații utile asupra funcționării pompei.

Alhasmi (2005) a analizat spectrul vitezei unghiulare și a descoperit că graficul obținut prin figurarea mediei pătratice a amplitudinii semnalului derivatei întâi a vitezei unghiulare (accelerație unghiulară) în funcție de debit a arătat o creștere semnificativă a vitezei de instalare a cavitației în banda de frecvențe de la 100 Hz la 2500 Hz, vezi fig. 2.6a. Interesant de notat a fost creșterea mult mai abruptă în amplitudine a celei de-a 3-a armonici a derivatei vitezei axului, care a apărut la instalarea cavitației, fig. 2.6b.

Fig. 2.6 (a) Graficul mediei pătratice a amplitudinii semnalului derivatei întâi a vitezei unghiulare în funcție de debit în banda 100 – 2500 Hz. (Alhasmi 2005)

Fig. 2.6 (b) Graficul amplitudinii celei de-a 3-a armonici a derivatei întâi a vitezei unghiulare a axului în funcție de debit

3.6.8. Detectarea cavitației prin analiza curentului în motor (MCSA)

Timp de mai bine de douăzeci de ani, curentul din statorul unui motor electric a fost utilizat pe scară largă pentru evaluarea stării de funcționalitate nu doar a acestuia, dar și a echipamentului acționat de motorul respectiv. A fost demonstrat că defecțiunile din aval duc la deranjamente în funcționarea rotorului, iar acestea transmit în modificări ale curentului din stator, care pot fi detectate și analizate. (Naid et al., 2009) [81].

Spectrul curentului de la motor este complex, chiar fără adăugarea unei pompe. Alhasmi (2005) a arătat că, așa cum e și normal, vârful de 50 Hz domină spectrul. Mai sunt prezente însă două benzi secundare, apărute din cauza frecvenței axului, la 47.5Hz și 53Hz vezi Fig. 2.7.

Fig. 2.7. Spectrul de putere al curentului motorului de acționare a unei pompe centrifuge în stare bună de funcționare (Alhasmi, 2005)

Este de așteptat ca, pe măsura instalării fenomenului de cavitație, încărcarea rotorului pompei să scadă deoarece vaporii au densitate mai mică decât apa, iar curentul din motor să scadă, de asemenea. Acest fenomen a fost pus într-adevăr în evidență, de către Alhasmi (2005). Un fapt interesant în acest caz este că rădăcina medie pătratică (media pătratică) a semnalului de curent de la motor crește cu debitul, până la instalarea cavitației, apoi scade. Aceasta ar putea indica faptul că graficul va prezenta modificări mult mai mari decât în cazul parametrilor cercetați anterior. Vezi fig 2.8, dar Alhasmi nu a continuat cercetările în această direcție.

Alhasmi (2005) a cercetat, de asemenea, diferența dintre frecvența electrică principală și prima bandă secundară (50Hz- frecvența primei benzi secundare) și a constatat că diferența crește odată cu creșterea debitului. Dar odată cu producerea fenomenului de cavitație a apărut o scădere rapidă a valorii diferenței astfel încât curba avea o formă foarte apropiată cu cea arătată în fig. 2.8, de mai jos și indică, de asemenea, că gradientul curbei ar putea fi un parametru util în detectarea apariției cavitației, dar Alhasmi nu a continuat cercetările nici în această direcție.

Fig. 2.8 Media pătratică a semnalului curentului de la un motor de acționare a unei pompe în perfectă stare de funcționare (Alhasmi, 2005)

CAPITOLUL 4 – Tehnici de analiză a datelor

4.1. Prelucrarea semnalului pentru monitorizarea stării

Utilizarea unui dispozitiv pentru monitorizarea condiției de funcționare și diagnoza corectă a erorilor, deseori depinde de utilizarea adecvată a metodelor de analiza a semnalului. Aceste metode sunt divizate în domeniul timp, domeniul frecvență și domeniul frecvență – timp. Figura 1.1 preluată de la Norton și Karczub (2003) arată schematic o imagine de ansamblu a tehnicilor de prelucrare a semnalului, utilizate în mod frecvent în scopul monitorizării stării de funcționare.

Fig. 1.1 – Tehnici de procesare a semnalului

Domeniul timp al semnalului constă în înregistrarea energiei conținute în semnal, tinzând astfel să fie dominat de acele elemente care sunt ʺmai nuanțateʺ. Valoarea rădăcinii medie pătratice al semnalului obținut din domeniul-timp, poate furniza informații utile despre prezența unui defect, dar, în general, defectele trebuie să fie suficient de avansate pentru ca zgomotul produs ca urmare a acestora să fie delimitat de zgomotul de fundal. Periodicitățile pot uneori să fie detectate cu ochiul liber în semnalul domeniului-timp, dar acest lucru trebuie luat ca și o indicație, fiind necesară o analiză a domeniului-frecvență. Analiza domeniului-timp necesită, de obicei, doar instrumente simple și ieftine, fiind utilizați diferiți senzori pentru diferite intervale de frecvență și parametri de interes. Graficul semnalului în domeniul-timp, va fi în general rădăcina medie pătratică al amplitudinii față de timp, sau din loc în loc o valoare instantanee față de timp.

Orice semnal al cărei amplitudine variază în timp, va avea o corespondență în domeniul-frecvență. De obicei, se presupune că semnalul domeniului-timp este staționar, adică semnalul domeniului-timp dintr-un ciclu va fi același cu semnalul domeniului-timp obținut de la oricare alt ciclu (celelalte lucruri fiind constante). În realitate acest lucru se întâmplă foarte rar, de aceea în majoritatea cazurilor se obțin valori medii care ajută la eliminarea variațiilor aleatorii nedorite. Transformata Fourier este metoda preferată de a transforma un semnal din domeniul-timp în domeniul-frecvență, descriind energia conținută în semnal ca funcție de frecvență. Marele avantaj al analizei semnalului în domeniul de frecvență este acela că semnalul generat de componente individuale poate fi vizualizat. De exemplu o defecțiune la un rulment în etapele inițiale va fi ascuns în general, de către zgomotul de ansamblu al rulmentului, atunci când utilizăm analiza funcție de timp, însă după ce aplicăm transformata Fourier, se poate observa clar în spectru un vârf caracteristic al defecțiunii. Graficul obținut din semnalul domeniului de frecvență va fi în general un grafic amplitudine – frecvență, purtând denumirea de spectru.

În orice caz, atât în domeniul timp cât și în domeniul frecvență, semnalele sunt limitate. Analiza în funcție de timp conține puține informații despre conținut de frecvență al semnalului, în timp ce domeniul frecvență nu poate urmări dezvoltarea unei defecțiuni, adică când semnalul variază în timp. Pentru a trece peste aceste limitări se utilizează analiza în funcție de timp și frecvență. Simplu, FFT (transformata Fourier) este utilizată pentru a reprezenta grafic spectrul semnalului la intervale de timp date, și aceste reprezentări sunt apoi combinate într-un grafic 3D (fig. 1.2). Această reprezentare 3D, are amplitudinea în axa z, timpul în axa x, respectiv frecvența în axa y. În această reprezentare grafică, pe primul interval frecvența vârfului amplitudinii scade cu timpul, apoi este o perioadă în care amplitudinea semnalului scade brusc, apoi crește la fel de brusc, după care frecvența amplitudinii crește în timp.

Fig. 1.2 – Domeniul frecvență-timp

Variația domeniului frecvență-timp se poate observa la acea cascadă din grafic, unde în loc să fie pur și simplu un interval de timp dat între spectre consecutive, fiecare spectru se referă, de exemplu, la un debit specific al pompei. În felul acesta este reprezentat un grafic 3D care arată variația spectrului pompei funcție de debit.

Altfel spus, atât domeniul-timp cât și domeniul-frecvență pot fi considerate 2D, iar domeniul frecvență-timp considerat 3D. Tehnicile analitice asociate domeniului frecvență-timp sunt de așteptat să fie mai sofisticate.

4.2. Domeniul timp

Domeniul-timp este considerat cea mai fundamentală formă de colectare a datelor pentru monitorizarea condițiilor. Datele colectate și înregistrate de la senzori constau în valori reprezentând amplitudinea semnalului în diferite situații. În mod normal, pentru sistemele analogice, semnalul obținut funcție de timp a fost considerat continuu, dar în zilele noastre datorită erei digitale, amplitudinea este înregistrată în situații specifice, independente. Pentru o imagine exactă a semnalului, eșantionarea ar trebuie să fie făcută pe un interval de cel puțin două ori mai mare decât frecvența maximă pentru intervalul care vrem să îl măsurăm.

Doi dintre cei mai importanți parametri utilizați pentru a descrie semnalul în funcție de timp sunt valoarea rădăcinii medie pătratice al semnalului care descrie energia conținută de semnal, respectiv valoarea de vârf care descrie valoarea maximă a semnalului. Pentru simple semnale sinusoidale, valoarea de vârf este ori valoarea rădăcinii medie pătratice, neexistând spre exemplu o astfel de relație simplă și pentru semnalele reale de la pompele centrifuge. Într-adevăr, fără a elimina efectele care apar din când în când, este puțin probabil ca aceleași valori maxime, respectiv valorile rădăcinii medie pătratice să fie returnate pentru măsurători consecutive.

Media timpului – este o binecunoscută și tradițională tehnică de extragere a unui semnal periodic dintr-o formă de undă diferită a domeniului-timp (Braun, 1975). Tot procesul este explicat ca fiind un semnal constând în suma dintre un semnal periodic și zgomotul aleatoriu, .

(1.1)

Presupunând că valoarea instantanee este citită de mai multe ori, este de știut că dacă valoarea funcției rămâne constantă, zgomotul aleatoriu va avea cel mai probabil atât valori pozitive cât și valori negative. La însumarea semnalului , semnalul periodic se adaugă în mod coerent, dar zgomotul adăugându-se incoerent, într-o anumită măsură se vor anula unul pe altul. În aplicații ale pompelor, media timpului necesită un semnal de referință pentru a permite fiecărei citiri să se facă din același unghi. Într-o formă simplă, semnalul de referință ar putea consta dintr-o serie de impulsuri sincronizate cu rotirea pompei.

Parametri statistici – au fost utilizați de către cercetători în monitorizarea condițiilor, de exemplu la cutii de viteze (Baydar, 2000), dar ei nu sunt utilizați frecvent în industrie. Se tinde o abordare mai simplistă: indicatori cu o singură valoare obținuți direct de la semnalul din domeniul-timp, care pot fi ușor de comparat cu standardele acceptate (de ex. nivelurile admisibile de vibrații pentru motoarele electrice, Entek IRD, 1993). Măsurarea unei singure valori are de asemenea avantajul că tendințele pot fi identificate cu ușurință și pot fi luate măsuri de remediere la atingerea nivelurilor prestabilite. Cu toate astea, stabilirea nivelurilor de acțiune în ce privește dependența costuri-eficiență, nu este de obicei o sarcină simplă de făcut. Indicarea naturală a defectelor tinde să vină într-o etapă târzie a procesului (Ball, 1991; Starr, 1999).

Cu toate acestea, presiunea pentru depistarea și diagnosticare timpurie a defectelor, a însemnat o cercetare continuă pentru măsurători mai potrivite, ca mijloc de detectare a semnalelor mici dintr-un nivel ridicat de zgomot de fond, iar analiza statistică reprezintă un mod de a face acest lucru. Considerând cazul de dezvoltare a unei defecțiuni la o pompă, modificările în domeniul-timp ale semnalului vibrațiilor, cum ar fi o creștere a rădăcinii medie pătratice sau apariția unor vârfuri ascuțite, reprezentă informații de luat în seamă pentru dezvoltarea defecțiunilor și a eventualelor daune. Extracția de informații utile (caracteristici) din domeniul-timp poate fi realizată calculând statistic parametri care pot fi responsabili cu modificarea semnalului apărut din cauza unor defecțiuni. Cel mai evident este utilizarea valorii de vârf sau a valorii rădăcinii medie pătratice pentru a constata severitatea defectelor apărute în funcționarea unei pompe (Sun, et al., 1999). Figura 1.3 arată valoarea rădăcinii medie pătratice a amplitudinii vibrației în funcție de debit. Poate fi observat, cum e de așteptat, o creștere a vibrațiilor odată cu instalarea cavitației.

Fig. 1.3 – Rădăcina medie pătratică a amplitudinii semnalului vibrației

pentru o pompă centrifugă (Alhashmi, 2005)

Semnalele complexe care sunt compuse dintr-un număr mare de sinusoide ale căror amplitudini și faze relative nu sunt constante, necesită parametri suplimentari. Astfel, au fost incluși factorul „vârf – RMS”, mai fiind cunoscut ca și factorul Crest, (Cf) și parametrul Kurtosis (K). Factorul Crest este dat de următoarea formulă: , unde este valoarea de vârf a semnalului, iar este valoarea rădăcinii medie pătratice. Factorul Crest este o măsură a numărului și clarității vârfurilor și poate fi utilizat pentru a determina dacă un semnal conține impulsuri repetate. O valoare ridicată a coeficientului obținut din semnalul vibrațiilor să zicem, de la un rulment cu role, poate fi considerată un semn de defecțiune a acelui rulment (Al Kazzaz, et al., 2002). Explicația pentru creșterea factorului Crest la apariția unei defecțiuni, respectiv sensibilitatea acestuia la apariția unor vârfuri ascuțite în formă de undă este acela că aceste apariții ale vârfurile durează foarte puțin, neconținând foarte multă energie, iar valoarea rădăcinii medie pătratice este proporțională cu cantitatea de energie din semnal, motiv pentru care este un aspect de luat în seama în detectarea instalării cavitației.

Parametrul Kurtosis (se mai numește și indice de aplatizare sau coeficient de boltire) este dat de relația:

(1.2)

unde este deviația standard a fiecărui eșantion, N este numărul total de eșantioane, este valoarea eșantionului , este media probelor. Împreună cu indicele de asimetrie, fac parte din indicii de apreciere a formei unei distribuții. Un indice de aplatizare mare arată o repartiție cu abateri mari (sunt prezente categorii depărtate de medie), în timp ce un indice de aplatizare mic arată o repartiție în care sunt prezente mai puține categorii depărtate de medie. În cazul unei repartiții apropiate de repartiția normală, coeficientul de aplatizare este în jurul valorii de 3 (teoretic, repartiția normală are indicele de aplatizare β = 3, K fiind o estimație a lui β). Pe baza acestui rezultat se definește excesul ca fiind E= K-3. Pentru E > 0, repartiția se numește leptocurtică, iar pentru E < 0, se numește platicurtică. Dacă E = 0, repartiția este mezocurtică (fig. 1.4). La aproximarea prin repartiția normală, probabilitățile laterale reale vor fi mai mari decât cele aproximate în cazul unei repartiții platicurtice și vor fi mai mici în cazul unei repartiții leptocurtice. Aproximarea este cu atât mai bună cu cât excesul de sondaj este mai apropiat de 0. O observați ar fi că unii cercetători numesc excesul ca fiind însuși indicele de aplatizare.

Fig. 1.4 – Tipuri de repartiție în funcție de indicele de aplatizare (Kurtosis)

Parametrul Kurtosis a fost integrat cu succes în sistemele de diagnosticare inteligente și prezintă un mod util de a detecta și a face distincția dintre diferite defecțiuni (Naid, 2009; Li, 2000), dar are o slăbiciune importantă. Dacă defectul va fi suficient de sever, semnalul va pierde din puterea lui și atunci valoarea lui K va scădea și nu va mai fi utilă măsurarea defecțiunii. De asemenea, Kurtosis nu poate fi utilizat, spre exemplu, să localizeze în mod direct dintre mai multe piese, care sunt defecte.

Densitatea de probabilitate (PDF) pentru un spectru continuu, este o expresie care descrie valoarea probabilă a energiei spectrale între oricare două frecvențe. Curba de distribuție Gauss reprezintă densitatea de probabilitate, și aceasta este egală cu (Piersol and Paez, 2010):

(1.3)

Densitatea de probabilitate (PDF) a semnalului vibrației odată ce cavitația este instalată se aseamănă cu clopotul lui Gauss (Li and Pickering, 1992). Figura 1.5 arată repartiția normală a densității de probabilitate a spectrului de vibrații al pompei. Se poate observa faptul că valoarea maximă și deviația standard al curbei densității de probabilitate se schimbă în funcție de debitul pompei. Ecuația 1.3 arată faptul că maximul curbei densității de probabilitate este invers proporțional cu (deviația standard) și ca atare este o măsură a lățimii curbei. Astfel valoarea maximă și lățimea curbei sunt invers legate, și doar una, mai exact valoarea maximă (de vârf), trebuie luată în considerare atunci când se încearcă să se găsească un indiciu legat de instalarea cavitației.

Curba densității de probabilitate obținută de la semnalele de vibrație a fost utilizată pentru monitorizarea condițiilor de funcționare, iar Li și Pickering (1992) au arătat că normala densității de probabilitate al semnalului de vibrație de la pompă se extinde dacă starea pompei se deteriorează, cel puțin în etapele inițiale ale deteriorării mecanice. În cazul în care forma undei are un nivel ridicat al densității de probabilitate la o frecvență mediană, iar o largă răspândire la probabilități mici sunt caracteristice formei de undă al domeniului-timp, este posibilă cuantificarea variației distribuirii probabilității prin luarea de momente statice. Dacă defecțiunile progresează suficient de mult, atunci curba densității de probabilitate returnează o formă Gauss (clopotul lui Gauss).

Alhasmi a descoperit că odată cu creșterea debitului, forma curbei densității de probabilitate se schimbă în mod regulat. Lățimea curbei crește gradual, iar amplitudinea corespunzătoare descrește (fig. 2.12).

Fig. 1.5 – Densitatea de probabilitate al spectrului de vibrații al pompei

în funcție de debitul pompei (Alhashmi, 2005)

4.3 Domeniul-frecvență

Transformata Fourier este utilizată la scară largă și transformă semnalul din domeniul timp în domeniul frecvență pe presupunerea că componentele frecvenței ale semnalului de vibrație sunt întotdeauna direct proporționale cu starea mecanică a componentelor mașinii. Transformata Fourier produce un spectru de frecvență care este media semnalului de intrare peste perioada de eșantionare. Un aspect important care se desprinde din seria Fourier constă în faptul că forma de undă originală poate fi reconstruită cu ajutorul coeficienților, cu alte cuvinte, este posibilă transformarea semnalului din domeniul de frecvență înapoi în domeniul timp, fără pierderi de informații. Este însă greu de calculat în zilele noastre transformata Fourier așa cum este ea. Pentru a depăși obstacolul, Wilhelm Friederich Gauss a conceput transformata Fourier discretă care generează un spectru în domeniul frecvență, pornind de la un eșantion de semnal sau un semnal discret în domeniul timp. Transformata Fourier discretă este dată de formula:

, =1,2,…(N-1) (1.4)

Unde este valoarea eșantionului , reprezintă numărul de eșantioane, este transformata discretă a frecvenței semnalului.

Analizarea domeniului de frecvență are importante avantaje în monitorizarea stării mașinilor iar, astăzi, transformata Fourier rapidă discretă este cea mai populară metodă în derivarea acestuia (Mathew, 1989).

Cu toate acestea, trebuie sa fie asigurat faptul că nu se pierd informații atunci când semnalul din domeniul timp este transformat în domeniul de frecvență: transformata Fourier rapidă discretă a spectrului de frecvență se bazează numai pe un număr de eșantioane finite, deci trebuie presupus faptul că semnalul este staționar (Körner, 1996); funcția introdusă să reducă erorile rezultate poate fi chiar ea o sursă de erori (Kaiser, 1994); iar eșantionul ales de frecvență trebuie să fie suficient de mare, de cel puțin două ori frecvența de interes (Smith, 2007). În ciuda tuturor acestor limitări, transformata Fourier rapidă discretă a avut un succes enorm și a fost o unealtă de nădejde în investigarea a numeroase programe de cercetare, în mod particular în monitorizarea stării mașinilor ca motoare, compresoare, cutii de viteze și pompe.

Transformata Fourier rapidă discretă s-a dovedit deosibit de utilă în monitorizarea stării de funcționare deoarece este strâns corelată cu caracteristicile fizice ale mașinilor. Analizarea domeniului de frecvență este utilizat la scară largă pentru examinarea semnalelor provenite de la mașinile rotative, permițând atât detectarea cât și identificarea defecțiunilor ca urmare a citirii spectrului de frecvență. Transformata Fourier rapidă discretă a spectrului de frecvență este interogat pentru frecvențe discrete, demonstrând amplitudini neobișnuite (Randall, 1977). Nivelul și forma domeniului de frecvență al spectrului vor reflecta starea mecanică a mașinii și vor furniza informații despre defecțiunile avute (Bayder, 2000).

Este cunoscut faptul că mașinile rotative care funcționează fără defecțiuni produc fiecare un spectru de bază al frecvenței care poate acționa ca un șablon față de care se poate compara spectrul unei alte mașini similare operând în aceleași condiții. Întrucât spectrul de bază al unei mașini în stare perfectă de funcționare, diferă puțin de la o mașină la alta, se ia o medie a unui număr de mașini, iar variațiile semnalelor trebuie avute în vedere la interpretarea datelor. Orice creștere semnificativă peste linia de bază la oricare frecvență caracteristică este luată în considerare pentru indicarea prezenței unor anomalii nedorite.

Zeci de ani de aplicații practice au confirmat că analizarea domeniului de frecvență poate foarte bine identifica componentele frecvenței din semnalul unei stări de defect al unui sau mai multor componente. În practică, componentele de frecvență care identifică prezența unui defect, pot să arate nu în mod obligatoriu ca niște vârfuri la propriu, ci și ca niște benzi laterale la anumite frecvențe ale spectrului, iar o modificare a amplitudinii acestor benzi laterale poate indica prezența unor probleme mecanice într-o pompă.

Figura 1.6 arată spectrul vibrației pentru un debit al pompei care nu generează cavitație. O modificare clară a spectrului este de așteptat să apară pentru diferite debite cu o creștere în amplitudine odată cu creșterea debitului, respectiv o creștere categorică si distinctă în amplitudine la momentul instalării cavitației. De asemenea, forma spectrului este de așteptat să se modifice odată ce banda largă a zgomotului generat de cavitație crește în amplitudine în raport cu elementele discrete.

Fig. 1.6 – Spectrul de bază al vibrațiilor pentru o pompă centrifugă, de la 20 Hz la 1 KHz (Alhashmi, 2005)

CPB – 1/n octave

Entropia spectrală este descrisă de către Pan în anul 2009, ca fiind o formă generalizată de entropie informațională, concept propus pentru prima dată în anul 1948 de către Shannon ca o măsură a incertitudinilor.

Pentru o variabilă continuă , având funcția densitate de probabilitate , Shannon a definit entropia informaționala astfel:

(1.5)

unde b este o bază pentru logaritmi, reală și supraunitară (de obicei 2, caz în care unitatea de măsură a informației se numește bit, sau e, caz în care ea se numește nat).

În 2009, Pan a arătat că pentru o variabilă discretă, semnalul entropiei spectrale () pentru o serie de valori eșantionate de la , ,… este dat de relația:

(1.6)

Unde , este numărul de eșantioane, iar este valoarea eșantionului .

Dacă eșantioanele sunt, să spunem, provenite de la spectrul vibrației al unei componente a mașinii, atunci valoarea descrie contribuția eșantionului a spectrului, așadar entropia spectrală este capabilă să evalueze structura spectrală a semnalului de vibrație.

Qui împreună cu colegii lui, în 2003, au sugerat faptul că entropia spectrală să fie normalizată pentru a evita efectele datorate lungimii datelor, acest lucru însemnând simplu divizarea SE cu .

(1.7)

Entropia spectrală normalizată are cea mai mare valoare, și anume 1 atunci când distribuția amplitudinii este plană și fiecare component de frecvență este egal (zgomot alb), respectiv are valori mici când distribuția are un număr mic vârfuri înguste, corespunzătoare unor amplitudini mari. Dacă distribuția este peste tot zero în afară de un singur vârf îngust, atunci entropia spectrală normalizată are cea mai mică valoare foarte apropiată de zero. Entropia spectrală a fost utilizată pentru a diferenția defectele (Qiu, 2003; Tao, 2001; Liu, 1997).

Pan și colaboratorii lui au constatat în anul 2009 două limitări semnificative ale analizării entropiei spectrale. Modificările în entropia spectrală care au loc odată cu dezvoltarea defecțiunilor nu sunt întotdeauna suficient de consistente pentru a fi o măsură a degradării performanței, respectiv că entropia spectrală nu are sensibilitate până la finalul defecțiunii. Cercetătorii au descoperit că entropia spectrală este mai potrivită în detectarea defectelor în etapele inițiale când vârfurile asociate cu defecțiunile sunt relativ ascuțite, chiar dacă nu au o amplitudine mare. Figura 1.7 arată entropia spectrală de vibrație al unei pompe centrifuge calculată pentru 14 debite între 10l/min și 370 l/min. Rezultatul este unul promițător, deoarece se observă o schimbare bruscă a entropiei spectrale la un anumit debit unde cavitație este de așteptat să se instaleze.

Fig. 1.7 – Entropia spectrală al spectrului de vibrație pentru o pompă centrifugă (Al Thobiani,, 2011)

CAPITOLUL 5. Proiectarea standului de test

5.1. Introducere

Unul din obiectivele acestei cercetări este de a identifica tehnicile pentru detectarea și diagnosticarea cavitației în pompele centrifuge. Acest lucru poate fi făcut prin monitorizarea unui set de parametri cu ar fi vibrația, zgomotul, debit, presiune. Pentru a putea atinge acest obiectiv a fost necesară proiectarea și punerea în practică a unui stand de probe adecvat.

Standul de proba este deja instalat, fiind un sistem activ format dintr-o pompă centrifugă de tipul ʺSPP Pumps Unisteamʺ, model KP08E, un rezervor de apă închis având o capacitate de 250 , un sistem de conducte, atât la aspirația cât și la refularea pompei, manometre, debitmetru și un robinet pentru controlul debitului pe conducta de refulare. În vederea efectuării măsurătorilor se vor instala senzorii pentru măsurarea vibrației și a zgomotului, care vor fi conectați la un sistem de achiziție a datelor, urmând ulterior să se efectueze procesarea și interpretarea lor.

În figura 2.1 este reprezentat schematic standul de testare.

Fig. 2.1 – Schema standului de testare

Fig. 2.2 – Caracteristicile de performanță a pompei centrifuge

Figura 2.2 arată curbele de performanță (presiune, randament, putere și NPSHR în funcție de debit)ale pompei centrifuge la o viteză de 2950 rpm.

5.2 Instrumentele utilizate

Pentru a atinge obiectivele cercetării este necesar să monitorizăm următorii parametri:

– debitul apei, cu ajutorul debitmetrului deja instalat in sistem (informativ);

– presiunea din sistem, cu ajutorul manometrului montate pe instalație (informativ);

– vibrația pompei, utilizând doi traductori plasați unul în zona de refulare a pompei și unul în zona de aspirație a pompei (la intrarea în pompă);

– zgomotul din aer emis de pompă, utilizând un microfon, plasat la 100 de mm de pompă;

Măsurarea parametrilor din sistem se face cu ajutorul unor senzori și cu ajutorul aparatului ʺMachine Diagnostics Toolbox tip 9727ʺ, produs de firma Brüel & Kjaer. Pe suprafața superioară a aparatului există 6 intrări pentru senzori, deci se pot efectua concomitent măsurători în 6 puncte. Se pot utiliza concomitent categorii diferite de senzori, corelându-se rezultatele măsurătorilor prin crearea grupurilor de semnale.

5.2.1 Traductor pentru măsurarea vibrațiilor

Măsurarea vibrațiilor se face cu ajutorul unui accelerometru tip TEDS 752A12 (fig. 2.2) produs de firma americană ENDEVCO care a fost instalat pe carcasa pompei …… Acesta este un accelerometru piezoelectric de mărime mică cu electronică integrală, compatibil cu standardul IEEE 1451.4 – Transductor Electronic Data Sheet, fiind detectat automat de sistemul de achiziție a datelor. Acest traductor oferă un răspuns exemplar pentru o gamă mare de frecvență, menținând excelent caracteristicile măsurate în toată gama de frecvențe în care operează [https://www.bksv.ro].

Fig. 2.2 – Accelerometrul pentru măsurarea vibrațiilor model TEDS 752A12

5.2.2 Senzor pentru măsurarea zgomotului

5.2.3 Senzor pentru măsurarea presiunii sonore??

5.2.4 Senzor pentru măsurarea debitului ??

5.3 Convertorul analog-digital (ADC)

ADC-ul este o componentă esențială din sistemul de achiziție a datelor întrucât convertește o valoare fizică cum ar fi vibrația, zgomotul, viteza, curentul etc. într-o formă digitală. Transformarea datelor achiziționate din analog în formă digitală dă posibilitatea unor calculatoare să le citească, să le salveze și să le proceseze.

După cum se vede și în figura 2.2 pentru a putea converti corect un semnal analog și a fi procesat de calculator sunt necesare următoarele elemente hardware: amplificator, filtru pentru frecvențe joase, convertor A/D, calculator.

Imagine cu această schemă

5.4 Procesarea și analizarea datelor

Pentru procesarea și analizarea datelor obținute de la traductori s-a folosit aplicația software PULSE Labshop 7700 fiind o platformă pentru analiza zgomotelor și a vibrațiilor dezvoltată de firma Brüel & Kjaer. Aplicația utilizează FFT(Transformata Fourier rapidă, despre care am vorbit în capitolul 1), CPB (Constant Percentage Bandwidth, 1/n-octave) și analiza nivelului total cu măsurători simultane ale diferiților parametri, cum ar fi nivelul valorii de vârf, amplitudine etc. Este o interfața ușor de utilizat deoarece oferă soluții de măsurare definite de utilizator, cerințele de bază incluzând achiziția de date, calibrare, măsurare, analiză, procesare ulterioară, raportare. [https://www.bksv.ro]. În figura 2.3 este surprinsă o captură de ecran a interfeței aplicației.

Fig. 2.3 – Interfața aplicației software PULSE 7700 [https://www.bksv.ro]

Capitolul 6 – Analiza semnalul de vibrație pentru detectarea cavitației

6.1 Advantages and disadvantages of vibration methods

6.2 Time domain analysis

6.3 Conventional statistical measures from the time domain

6.3.1 Probability density function

6.3.2 Peak value, RMS and Crest factor

6.3.3 Kurtosis

6.4 Spectrum analysis

6.4.1 Baseline spectral analysis

6.4.2 Spectral amplitude characteristics

6.5 Statistical measures from the frequency domain

6.5.1 Spectral crest factor

6.5.2 Spectral kurtosis

6.5.3 Spectral entropy

Capitolul 7 – Concluzii și sugestii pentru cercetările viitoare

7.1 Review of aims and objectives

7.2 Conclusions on merits of the detection techniques

7.3 Conclusions regarding time domain features

7.3.1 Probability density function

7.3.2 Peak value

7.3.3 RMS value

7.4 Conclusions regarding frequency domain features

7.4.1 Spectral crest factor

7.4.2 Spectral kurtosis

7.4.3 Spectral entropy

7.5 Spectral amplitude characteristics

7.6 Contributions to knowledge

7.7 Suggestions for future work