موازنة الدوار: عدم التوازن الساكن والديناميكي، والرنين، والإجراءات العملية
يشرح هذا الدليل موازنة الدوار ل دوارات صلبة: what “unbalance” means, how static and dynamic unbalance differ, why resonance and non-linearity can prevent a quality result, and how balancing is typically performed in one or two correction planes.
محتويات
- ما هو الدوار وما الذي يُصححه التوازن؟
- أنواع الدوارات وأنواع اللاتوازن
- اهتزاز الآليات: ما يمكن وما لا يمكن إزالته من خلال الموازنة
- الرنين: عامل يمنع التوازن
- النماذج الخطية مقابل النماذج غير الخطية: متى تتوقف الحسابات عن العمل
- أجهزة الموازنة وآلات الموازنة
- موازنة الدوارات الصلبة (ملاحظات عملية)
- كيفية إجراء الموازنة الديناميكية (طريقة التشغيل الثلاثي)
- معايير تقييم جودة الموازنة
- المعايير والمراجع
- FAQ
ما هو الدوار وما الذي يُصححه التوازن؟
الدوار هو جسم يدور حول محور ما ويتم تثبيته بواسطة أسطح محامل في الدعامات. تنقل أسطح محامل الدوار الأحمال إلى الدعامات عبر محامل دوارة أو منزلقة. وأسطح المحامل هي أسطح الأعمدة الدوارة أو الأسطح التي تحل محلها.
في الدوّار المتوازن تمامًا، تتوزع كتلته بشكل متناظر حول محور الدوران، أي أن أي عنصر من عناصر الدوّار يمكن مطابقته مع عنصر آخر متناظر حول محور الدوران. في الدوّار المتوازن، تتوازن قوة الطرد المركزي المؤثرة على أي عنصر من عناصر الدوّار مع قوة الطرد المركزي المؤثرة على العنصر المتناظر. على سبيل المثال، تؤثر قوتا الطرد المركزي F1 وF2، متساويتان في المقدار ومتعاكستان في الاتجاه، على العنصرين 1 و2 (المُشار إليهما باللون الأخضر في الشكل 1). ينطبق هذا على جميع عناصر الدوّار المتناظرة، وبالتالي فإن إجمالي قوة الطرد المركزي المؤثرة على الدوّار يساوي صفرًا، ويكون الدوّار متوازنًا.
ولكن إذا انكسر تناسق الدوار (يُشار إلى العنصر غير المتناسق باللون الأحمر في الشكل 1)، فإن قوة الطرد المركزي غير المتوازنة F3 تؤثر على الدوار. وعند الدوران، يتغير اتجاه هذه القوة مع دوران الدوار. ويتم نقل الحمل الديناميكي الناتج عن هذه القوة إلى المحامل، مما يؤدي إلى تسارع التآكل والتلف.
In addition, under the influence of this variable-direction force there is a cyclic deformation of supports and foundation, on which the rotor is fixed, i.e. there is vibration. In order to eliminate rotor unbalance and the accompanying vibration, balancing masses must be installed to restore symmetry to the rotor.
Rotor balancing is an operation to correct unbalance by adding balancing masses. In other words, the goal of balancing is to bring the principal central axis of inertia of the rotor as close as possible to its axis of rotation, so that the residual unbalance falls within specified limits.
تتمثل مهمة الموازنة في تحديد حجم وموضع (زاوية) كتلة موازنة واحدة أو أكثر.
أنواع الدوارات وأنواع اللاتوازن
مع الأخذ في الاعتبار قوة مادة الدوار ومقدار قوى الطرد المركزي المؤثرة عليه، يمكن تقسيم الدوارات إلى نوعين - الدوارات الصلبة والدوارات المرنة.
تتشوه الدوارات الصلبة بشكل طفيف تحت تأثير قوة الطرد المركزي في أوضاع التشغيل، ويمكن تجاهل تأثير هذا التشوه في الحسابات.
Deformation of flexible rotors can no longer be neglected. Deformation of flexible rotors complicates the solution of balancing problem and requires application of other mathematical models in comparison with the problem of balancing of rigid rotors. It should be noted that the same rotor at low speeds can behave as rigid, and at high speeds - as flexible. The practical criterion is the service speed relative to the rotor’s first critical (bending) speed: a rotor is treated as rigid — ISO 21940-11 speaks of a rotor with “rigid behaviour” — when it runs well below that speed, in practice below roughly 50–70% of the first critical speed. Above that, the rotor bends into a mode shape that changes with speed: it is flexible and must be balanced by modal or multi-plane methods (ISO 21940-12). In the following, we will consider only the balancing of rigid rotors.
Depending on how the unbalanced masses are distributed along the rotor, ISO 21940-2 distinguishes several states of unbalance:
- عدم التوازن الساكن — the principal inertia axis is displaced parallel to the shaft axis; it can be detected without rotation, because the rotor turns under gravity until its heavy spot is at the bottom. A single correction mass in one plane removes it;
- couple (moment) unbalance — the principal inertia axis intersects the shaft axis at the center of mass; the two equal unbalances lie in different planes and 180° apart. It appears only during rotation and requires two correction masses in two planes;
- الاختلال الديناميكي — the general, real-world case: a combination of static and couple unbalance. The principal inertia axis neither is parallel to, nor intersects, the shaft axis. Two correction planes are necessary and sufficient for a rigid rotor.
The older term “moment unbalance” is a synonym of couple unbalance; it should not be confused with dynamic unbalance, which is the sum of the static and couple components. An example of a rotor with static unbalance is shown in Fig. 2.
Couple unbalance appears only when the rotor is rotating.
An example of a rotor with couple unbalance is shown in Fig. 3.
In this case, the unbalanced equal masses M1 and M2 are in different planes - in different places along the length of the rotor. In static position, i.e. when the rotor does not rotate, only gravity acts on the rotor and the masses balance each other. In dynamics, when the rotor rotates, centrifugal forces Fc1 and Fc2 start acting on the masses M1 and M2. These forces are equal in magnitude and opposite in direction. However, since they are applied at different places along the length of the shaft and are not on the same line, these forces do not compensate each other. The forces Fc1 and Fc2 create a moment applied to the rotor — this is why couple unbalance is also called moment unbalance. Accordingly, uncompensated centrifugal forces act on the bearing positions, which can greatly exceed the calculated values and reduce the service life of the bearings.
Since this type of unbalance appears only during the rotation of the rotor, it cannot be corrected in static conditions by balancing "on knives" or similar methods. In order to eliminate couple unbalance, two compensating weights must be installed, which produce a moment equal in magnitude and opposite in direction to the moment arising from the masses M1 and M2. The compensating masses do not have to be set opposite and equal in magnitude to the masses M1 and M2. The main thing is that they produce a moment that fully compensates for the unbalance moment.
In general, the masses M1 and M2 may not be equal to each other, so there will be a combination of static and couple unbalance — this general case is exactly what ISO 21940-2 calls dynamic unbalance. It is theoretically proven that for a rigid rotor, two weights spaced apart along the length of the rotor are necessary and sufficient to eliminate its unbalance. These weights will compensate both the moment resulting from the couple unbalance and the centrifugal force resulting from the asymmetry of the mass relative to the rotor axis (static unbalance). Typically, couple unbalance is characteristic of long rotors, such as shafts, and static unbalance is characteristic of narrow rotors. However, if the narrow rotor is skewed relative to the axis, or deformed ("figure eight"), then couple unbalance will be difficult to eliminate (see Fig. 4), because in this case it is difficult to install correcting weights that create the necessary compensating moment.
القوتان F1 و F2 لا تقعان على نفس الخط ولا تعوض إحداهما الأخرى.
Due to the fact that the arm available to create the compensating moment is small due to the narrow rotor, large correction weights may be required. However, this also results in an "induced unbalance" due to the deformation of the narrow rotor by centrifugal forces from the correction weights. (see, for example, Methodological instructions for balancing rigid rotors to GOST 22061-76 — the modern international counterpart is ISO 21940-11, formerly ISO 1940-1 — Section 10, "Rotor–supports system").
This is noticeable on narrow fan impellers, where, in addition to mass unbalance, an aerodynamic unbalance is also present: unequal blade geometry produces an unequal blade loading and hence a net radial force. Like the centrifugal force of a correction weight, this force scales with the square of speed, but it also depends on the operating point — air density, damper position, duct resistance — so a correction weight balanced at one duty point will not stay optimal at another. The aerodynamic component must therefore be corrected by restoring the blade geometry, not by adding mass.
القوى الكهرومغناطيسية in an electric machine (unbalanced magnetic pull from an eccentric air gap, broken bars, shorted laminations) behave differently again: they are governed by the air-gap flux, not by rotational speed, and they mostly excite the machine at twice the line frequency and at pole-pass sidebands rather than at 1×. Because they act at frequencies other than the rotation frequency, balancing cannot compensate them at all. In short, balancing removes the 1× mass-related excitation only — it cannot eliminate every source of vibration in a machine.
اهتزاز الآليات
الاهتزاز هو رد فعل تصميم الآلية على تأثيرات قوة تحفيزية دورية. ويمكن أن تكون هذه القوة ذات طبيعة مختلفة.
تُعدّ قوة الطرد المركزي الناتجة عن عدم توازن الدوّار قوةً غير مُعوَّضة تؤثر على "النقطة الأثقل". ويمكن التخلص من هذه القوة والاهتزاز الناتج عنها عن طريق موازنة الدوّار.
تنشأ قوى التفاعل ذات الطبيعة "الهندسية" نتيجةً لأخطاء التصنيع والتجميع في الأجزاء المتزاوجة. قد تنشأ هذه القوى، على سبيل المثال، نتيجةً لعدم استدارة أعناق الأعمدة، أو أخطاء في شكل أسنان التروس، أو تموج مجاري المحامل، أو عدم محاذاة الأعمدة المتزاوجة، وما إلى ذلك. في حالة عدم استدارة أعناق الأعمدة (عدم الاستدارة)، سينزاح محور العمود تبعًا لزاوية دورانه. على الرغم من أن هذا الاهتزاز يحدث أيضًا عند سرعة الدوار، إلا أنه يكاد يكون من المستحيل التخلص منه عن طريق الموازنة.
القوى الهوائية الديناميكية الناتجة عن دوران دوارات المراوح وآليات الريش الأخرى. القوى الهيدروديناميكية الناتجة عن دوران دوارات المضخات الهيدروليكية والتوربينات وغيرها.
القوى الكهرومغناطيسية الناتجة عن تشغيل الآلات الكهربائية، مثل لفات الدوار غير المتماثلة، ولفات الدائرة القصيرة، وما إلى ذلك.
The magnitude of the vibration (e.g. its amplitude Av) depends not only on the excitatory force Fv acting on the mechanism with circular frequency ω, but also on the rigidity k of the mechanism, its mass m, as well as the damping coefficient C, as formula (1) below shows.
يمكن استخدام أنواع مختلفة من أجهزة الاستشعار لقياس الاهتزاز وموازنة الآليات، ومنها:
- مستشعرات الاهتزاز المطلقة المصممة لقياس تسارع الاهتزاز (مقاييس التسارع) ومستشعرات سرعة الاهتزاز؛
- أجهزة استشعار الاهتزاز النسبي - تيار دوامي أو سعوي، مصممة لقياس إزاحة الاهتزاز؛
- في بعض الحالات (عندما يسمح تصميم الآلية بذلك)، يمكن أيضًا استخدام مستشعرات القوة لتقييم حمل الاهتزاز الخاص بها؛ على وجه الخصوص، يتم استخدامها على نطاق واسع لقياس حمل الاهتزاز لدعامات آلة الموازنة ذات المحامل الصلبة.
إذن، الاهتزاز هو رد فعل الآلة على تأثير القوى الخارجية. ولا يعتمد مقدار الاهتزاز على مقدار القوة المؤثرة على الآلية فحسب، بل يعتمد أيضًا على صلابة تصميم الآلية. فقد تؤدي القوة نفسها إلى اهتزازات مختلفة. في الآلات ذات المحامل الصلبة، حتى لو كان الاهتزاز ضئيلاً، فقد تتعرض المحامل لأحمال ديناميكية كبيرة. ولهذا السبب، تُستخدم مستشعرات القوة بدلاً من مستشعرات الاهتزاز (مقاييس تسارع الاهتزاز) عند موازنة الآلات ذات المحامل الصلبة.
تُستخدم مستشعرات الاهتزاز في الآليات ذات الدعامات المرنة نسبياً، حيث يؤدي تأثير قوى الطرد المركزي غير المتوازنة إلى تشوه ملحوظ في الدعامات وظهور اهتزازات. أما مستشعرات القوة فتُستخدم في الدعامات الصلبة، حيث لا تؤدي حتى القوى الكبيرة الناتجة عن عدم التوازن إلى اهتزازات ملحوظة.
الرنين هو عامل يمنع تحقيق التوازن الديناميكي
ذكرنا سابقًا أن الدوارات تنقسم إلى صلبة ومرنة. ولا ينبغي الخلط بين صلابة الدوار أو مرونته وصلابة أو حركة الدعامات (الأساس) التي يُركَّب عليها الدوار. ويُعتبر الدوار صلبًا عندما يكون تشوهه (انحنائه) تحت تأثير قوى الطرد المركزي ضئيلًا للغاية بحيث يمكن تجاهله. أما تشوه الدوار المرن فهو كبير نسبيًا ولا يمكن تجاهله.
في هذه المقالة، سنقتصر على تناول موازنة الدوارات الصلبة. ويمكن تركيب الدوار الصلب (غير القابل للتشوه) بدوره على دعامات صلبة أو متحركة (مرنة). ومن الواضح أن صلابة الدعامات وقدرتها على التحمل هي أيضًا أمور نسبية، حيث تعتمد على سرعة الدوار ومقدار قوى الطرد المركزي الناتجة. ويُعد تردد الاهتزازات الطبيعية لدعامات الدوار حدًا شرطيًا.
For mechanical systems, the shape and frequency of natural vibrations are determined by the mass and the elasticity of the elements of mechanical system. That is, the frequency of natural vibrations is an internal characteristic of the mechanical system and does not depend on external forces. Being deflected from the state of equilibrium, supports due to elasticity tend to return to the position of equilibrium. But due to the inertia of the massive rotor, this process is in the nature of damped oscillations. These vibrations are the natural vibrations of the rotor-support system. Their frequency depends on the ratio of the mass of the rotor to the elasticity of the supports, as formula (2) below shows.
عندما يبدأ الدوار في الدوران ويقترب تردد دورانه من تردد الاهتزازات الطبيعية، تزداد سعة الاهتزاز بشكل حاد، مما قد يؤدي إلى تدمير الهيكل.
The phenomenon of mechanical resonance occurs. Near resonance the response is amplified by the quality factor Q = 1/(2ζ), typically 3–17 for machine structures, and the peak can be narrow: a speed change of the order of a few percent may change the vibration level several-fold. Across the resonance the phase lag swings by 180°, passing through 90° at the peak.
If the design of the mechanism is unsuccessful and the operating frequency of the rotor is close to the frequency of natural vibrations, then the operation of the mechanism becomes impossible because of the inadmissibly high vibration. Balancing by the usual methods is then impossible, because even a small change in speed drastically changes the vibration parameters. For balancing in the area of resonance, special methods not considered in this article are used.
يمكن تحديد تردد الاهتزازات الطبيعية للآلية أثناء التباطؤ (عند توقف دوران الدوار) أو عن طريق طريقة الصدمة مع إجراء تحليل طيفي لاحق لاستجابة النظام للصدمة.
For mechanisms, which working frequency of rotation is above the resonance frequency, i.e. working in the supercritical (post-resonant) regime, the supports are considered to be moving and vibration sensors are used for measurement, mainly vibration accelerometers, measuring acceleration of structural elements. For mechanisms operating in pre-resonance mode, the supports are considered rigid. In this case, force sensors are used.
النماذج الخطية وغير الخطية للنظام الميكانيكي. تعد عدم الخطية عاملاً يمنع الموازنة
عند موازنة الدوارات الصلبة، تُستخدم نماذج رياضية تُعرف بالنماذج الخطية لإجراء حسابات الموازنة. ويعني النموذج الخطي أن إحدى القيم في هذا النموذج تتناسب (بشكل خطي) مع القيمة الأخرى. فعلى سبيل المثال، إذا تضاعفت الكتلة غير المعوضة على الدوار، فإن قيمة الاهتزاز ستتضاعف هي الأخرى. وبالنسبة للدوارات الصلبة، يمكن استخدام النموذج الخطي، لأنها لا تتشوه.
بالنسبة للدوارات المرنة، لم يعد بالإمكان استخدام النموذج الخطي. ففي حالة الدوار المرن، إذا زادت كتلة نقطة الثقل أثناء الدوران، فسيحدث تشوه إضافي، وبالإضافة إلى الكتلة، سيزداد أيضًا نصف قطر موقع نقطة الثقل. ولذلك، بالنسبة للدوار المرن، ستزداد الاهتزازات بأكثر من الضعف، ولن تنجح طرق الحساب المعتادة.
Another source of non-linearity is a change in support stiffness at large deflections: at small deflections one set of structural elements carries the load, at large ones others come into play. This is why you cannot balance mechanisms that are not fixed on a foundation, but, for example, simply placed on the floor. With significant vibrations, the force of the unbalance can pull the mechanism off the floor, thereby significantly changing the stiffness characteristics of the system. Motor feet must be securely fastened, bolt mounts must be tightened, washer thickness must provide sufficient mounting rigidity, etc. If the bearings are broken, significant shaft misalignment and shocks are possible, which will also result in poor linearity and an inability to perform a quality balance.
أجهزة الموازنة وآلات الموازنة
Recall that balancing is the process of aligning the main central axis of inertia with the rotor's axis of rotation.
يمكن تنفيذ هذه العملية بطريقتين.
The first method involves machining the rotor trunnions in such a way that the axis passing through the centers of the trunnions coincides with the main central axis of inertia of the rotor. Such a technique is rarely used in practice and will not be discussed in detail in this article.
وتتمثل الطريقة الثانية (الأكثر شيوعًا) في نقل أو تركيب أو إزالة أوزان التصحيح الموجودة على الدوار، والتي يتم وضعها بحيث يكون محور القصور الذاتي للدوار أقرب ما يمكن من محور دورانه.
يمكن نقل أو إضافة أو إزالة أوزان التصحيح أثناء عملية الموازنة من خلال عدة عمليات تقنية، منها: الحفر، والتفريز، والتسوية السطحية، واللحام، والربط أو فك البراغي، والقطع بالليزر أو بحزمة الإلكترونات، والتحليل الكهربائي، والتسوية السطحية الكهرومغناطيسية، وما إلى ذلك.
يمكن إجراء عملية الموازنة بطريقتين:
- Field balancing (in situ) — the assembled rotor is balanced in its own bearings, on its own foundation, at its own operating speed, using a portable balancing kit;
- Shop balancing — the rotor is dismounted and balanced on a dedicated balancing machine.
For balancing of rotors in their own bearings, specialized balancing devices (kits) are usually used, which allow measuring the vibration of the balanced rotor at its frequency of rotation in vector form, i.e. to measure both the amplitude and the phase of vibration. At present, the above devices are manufactured on the basis of microprocessor technology and (apart from vibration measurement and analysis) provide automatic calculation of parameters of correcting weights, which should be installed on the rotor to compensate its unbalance.
وتشمل هذه الأجهزة:
- وحدة قياس وحساب تعتمد على جهاز كمبيوتر أو وحدة تحكم صناعية؛
- اثنان (أو أكثر) من أجهزة استشعار الاهتزاز؛
- a phase angle sensor;
- ملحقات لتركيب أجهزة الاستشعار في الموقع؛
- برنامج متخصص، مصمم لإجراء دورة كاملة من قياس معلمات اهتزاز الدوار في مستوى تصحيح واحد أو اثنين أو أكثر.
هناك نوعان من آلات الموازنة هما الأكثر شيوعًا حاليًا:
- Soft-bearing machines (with pliable supports);
- Hard-bearing machines (with rigid supports).
Soft-bearing (above-resonance) machines have relatively pliable supports, for example, based on flat springs. The frequency of natural vibrations of these supports is usually 2-3 times lower than the rotation frequency of the balanced rotor, which is mounted on them, so the machine runs above resonance. Vibration sensors (accelerometers, vibration velocity sensors, etc.) are usually used to measure the motion of the supports of these above-resonance machines.
Hard-bearing (pre-resonance) machines use relatively rigid supports, whose natural frequencies of vibration should be 2-3 times higher than the rotation frequency of the rotor being balanced, so the machine runs below resonance. Force transducers are usually used to measure the dynamic load on the supports of the pre-resonance machine.
The advantage of pre-resonance (hard-bearing) balancing machines is that balancing on them can be performed at relatively low rotor speeds (up to 400 - 500 rpm), which greatly simplifies the design of the machine and its foundation, and increases the productivity and safety of balancing.
موازنة الدوارات الصلبة
مهم!
- لا يزيل التوازن سوى الاهتزازات الناتجة عن التوزيع غير المتماثل لكتلة الدوار بالنسبة لمحور دورانه. أما أنواع الاهتزازات الأخرى فلا يزيلها التوازن!
- تخضع للموازنة الآليات الفنية التي يضمن تصميمها عدم حدوث رنين عند تردد الدوران التشغيلي، والمثبتة بشكل موثوق على الأساس، والمركبة على محامل سليمة.
- يجب إصلاح الآلات المعيبة قبل إجراء عملية الموازنة. وإلا، فلن يكون من الممكن إجراء موازنة جيدة.
الموازنة لا تحل محل الإصلاح!
المهمة الرئيسية للموازنة هي العثور على كتلة وموقع أوزان التعويض التي تعاكس قوى الطرد المركزي.
As mentioned above, for rigid rotors, it is generally necessary and sufficient to install two compensating weights. This will eliminate both the static and the couple components of the rotor unbalance. The general scheme for measuring vibration during balancing is as follows.
Vibration sensors are installed on the bearing supports at points 1 and 2. A revolution mark is attached to the rotor, usually with reflective tape. The revolution mark is used by the laser tachometer to determine the rotor speed and phase of the vibration signal.
كيفية إجراء الموازنة الديناميكية (طريقة التشغيل الثلاثي)
In most cases dynamic balancing is carried out by the method of three starts. The method is based on the fact that trial weights of known mass are placed on the rotor in series in plane 1 and 2 and the weights and the location of the balancing weights are calculated based on the results of changes in the vibration parameters.
The plane in which a correction weight is installed is called a مستوى تصحيح محدد مسبقًا. Correction planes are located on the rotor itself — typically at the two ends of the rotor body, on the fan or impeller disks, or on dedicated balancing rings. They should be chosen as far apart along the shaft as the design allows, so that a moderate weight produces a sufficient correcting moment. This is not the same as the measuring points, which are on the bearing housings (see Fig. 6).
At the first start-up the initial vibration is measured (in the Balanset software this is Run 0). Then a trial weight of known mass is placed on the rotor closer to one of the bearings. A second start-up is carried out (Run 1) and the vibration parameters are measured, which should change due to the test weight installation. Then the test weight in the first plane is removed and installed in the second plane. A third test run is performed (Run 2) and the vibration parameters are measured. The test weight is removed and the software automatically calculates the masses and installation angles of the balance weights.
The calculated correction weights are then installed in their planes and a check run is made — in the Balanset software this is Run T (Trim). The residual vibration is compared with the tolerance. If the result is still above the target, the software reuses the influence coefficients already determined, so no new trial-weight runs are needed — only a small additional trim correction is computed and installed.
The point of installing the test weights is to determine how the system reacts to changes in unbalance. The weights and locations of the test weights are known, so the software can calculate so called influence coefficients, showing how introducing a known unbalance affects the vibration parameters. The influence coefficients are characteristics of the mechanical system itself and depend on the rigidity of the supports and the mass (inertia) of the rotor-support system.
بالنسبة للآليات من نفس النوع والتصميم، ستكون معاملات التأثير متقاربة. ومن الممكن حفظها في ذاكرة الكمبيوتر واستخدامها لموازنة الآليات من نفس النوع دون الحاجة إلى إجراء اختبارات تشغيل، مما يزيد بشكل كبير من إنتاجية عملية الموازنة. تجدر الإشارة إلى أنه يجب اختيار كتلة الأوزان الاختبارية بحيث تتغير معلمات الاهتزاز بشكل ملحوظ عند تركيبها. وإلا، فإن خطأ حساب معاملات التأثير يزداد وتتدهور جودة الموازنة.
كما ترى من الشكل 1، تؤثر قوة الطرد المركزي في الاتجاه الشعاعي، أي عموديا على محور الدوّار. لذلك، يجب تركيب حساسات الاهتزاز بحيث يشير محور حساسيتها أيضا إلى الاتجاه الشعاعي. وعادة ما تكون صلابة الأساس في الاتجاه الأفقي أقل، لذلك يكون الاهتزاز في الاتجاه الأفقي أعلى. لذلك، ومن أجل زيادة الحساسية، يجب تركيب الحساسات بحيث يكون محور حساسيتها موجها أفقيا أيضا. ومع أنه لا يوجد اختلاف جوهري. وبالإضافة إلى الاهتزاز في الاتجاه الشعاعي، يجب مراقبة الاهتزاز في الاتجاه المحوري، على طول محور دوران الدوّار. وعادة لا ينتج هذا الاهتزاز عن عدم الاتزان، بل عن أسباب أخرى، ترتبط أساسا بعدم محاذاة الأعمدة المتصلة عبر أداة الاقتران.
This vibration cannot be eliminated by balancing, in which case alignment is required. In practice, such machines usually have both rotor unbalance and shaft misalignment, which makes the task of eliminating vibration much more difficult. In such cases, it is necessary to center the machine first and then balance it. (Although with strong torque unbalance, vibration also occurs in the axial direction due to "twisting" of the foundation structure.)
مقالات ذات صلة (أمثلة على حوامل التوازن)
معايير تقييم جودة آليات الموازنة
The balancing quality of rotors (mechanisms) can be evaluated in two ways. The first method involves comparing the amount of residual unbalance determined during the balancing process with the tolerance for residual unbalance. These tolerances for the different rotor classes are specified in ISO 21940-11 (formerly ISO 1940-1).
How the tolerance is computed (ISO 21940-11). The standard specifies a balance quality grade G, which is the product of the permissible specific unbalance eper and the service angular velocity ω, expressed in mm/s:
- ω = 2π·n / 60 [rad/s], where n is the service speed in rpm;
- هـper = G · 1000 / ω [g·mm/kg] (numerically equal to µm of center-of-mass offset) — equivalently eper = 9549 · G / n;
- Uper = هـper · m [g·mm], where m is the rotor mass in kg.
Worked example. Rotor m = 50 kg, service speed n = 3000 rpm, grade G 6.3 (fans, pumps, standard electric motors): ω = 2π·3000/60 = 314.2 rad/s; eper = 6.3 · 1000 / 314.2 = 20.1 g·mm/kg (cross-check: 9549 · 6.3 / 3000 ≈ 20.1); Uper = 20.1 · 50 ≈ 1000 g·mm for the whole rotor.
Splitting the tolerance between two planes. For a rotor whose center of mass lies between the correction planes, the total tolerance is divided in inverse proportion to the distance from the center of mass to each plane; for a symmetrical rotor this is simply half in each plane — about 500 g·mm per plane in the example above. Neither plane should be allocated more than 70% or less than 30% of Uper.
Typical grades: G 0.4 — gyroscopes, spindles of precision grinders · G 1 — grinding-machine spindles, precision armatures · G 2.5 — turbines, turbo-generators, machine-tool drives · G 6.3 — general engineering: fans, pump impellers, flywheels, standard electric motors · G 16 — cardan shafts with special requirements, agricultural machinery, crushers · G 40 — car wheels, drive shafts (cardan shafts) · G 100 — crankshaft drives of high-speed diesel engines.
ومع ذلك، فإن الالتزام بالتفاوتات المحددة لا يضمن بشكل كامل موثوقية تشغيل الآلية، المرتبطة بتحقيق الحد الأدنى من اهتزازها. ويُفسر ذلك بحقيقة أن حجم اهتزاز الآلية لا يتحدد فقط بحجم القوة المرتبطة بعدم التوازن المتبقي في دوارها، بل يعتمد أيضًا على عدة معلمات أخرى، بما في ذلك: صلابة k للعناصر الهيكلية للآلية، وكتلتها m، وعامل التخميد، بالإضافة إلى تردد الدوران. لذلك، لتقدير الخصائص الديناميكية للآلية (بما في ذلك جودة توازنها) في عدد من الحالات، يوصى بتقدير مستوى الاهتزاز المتبقي للآلية، والذي ينظمه عدد من المعايير.
The most widely used standard for permissible vibration levels of industrial machines is ISO 20816-3 (formerly ISO 10816-3). It covers machines above 15 kW running at 120–15,000 rpm, and it classifies them in two dimensions: by power group (Group 1 — above 300 kW; Group 2 — 15 to 300 kW) and by support type (rigid or flexible). Each combination has its own A/B, B/C and C/D zone boundaries in mm/s RMS. Machines outside this scope have dedicated parts of the series (turbine sets — ISO 20816-2, hydraulic machines, reciprocating machines, pumps) or product standards such as ISO 14694 for industrial fans.
For general machines evaluated on non-rotating parts, the classic ISO 10816-1 zones (now part of ISO 20816-1) give the following boundaries of vibration velocity, mm/s RMS:
| فصل | أ/ب | ب/ج | سي/دي |
|---|---|---|---|
| Class I (small machines, up to 15 kW) | 0.71 | 1.80 | 4.50 |
| Class II (medium machines, 15–75 kW) | 1.12 | 2.80 | 7.10 |
| Class III (large machines, rigid foundation) | 1.80 | 4.50 | 11.20 |
| Class IV (large machines, flexible foundation) | 2.80 | 7.10 | 18.00 |
Zone A corresponds to the vibration of new machines; zone B is acceptable for unrestricted long-term operation; zone C allows only restricted operation; zone D indicates vibration severe enough to cause damage.
المعايير والمراجع
- ISO 21940-11:2016 — Mechanical vibration — Rotor balancing — Part 11: Procedures and tolerances for rotors with rigid behaviour. (Replaces ISO 1940-1, which is withdrawn.) G-grades and tolerance calculator →
- ISO 21940-2 — Mechanical vibration — Rotor balancing — Part 2: Vocabulary. (Definitions of static, couple, quasi-static and dynamic unbalance.)
- ISO 20816-1:2016 — Mechanical vibration — Measurement and evaluation of machine vibration — Part 1: General guidelines. (Replaces ISO 10816-1 and ISO 7919-1.) Evaluation zones →
- ISO 20816-3:2022 — Mechanical vibration — Measurement and evaluation of machine vibration — Part 3: Industrial machines with nominal power above 15 kW and nominal speeds between 120 r/min and 15 000 r/min. (Replaces ISO 10816-3:2009.)
- ISO 14694:2003 — Industrial fans — Specifications for balance quality and vibration levels.
FAQ
هل يؤدي التوازن إلى إزالة جميع الاهتزازات؟
لا. تعمل عملية الموازنة على إزالة الاهتزازات الناتجة عن التوزيع غير المتماثل لكتلة الدوار بالنسبة لمحور دورانه. أما الاهتزازات الناتجة عن عدم المحاذاة، وعيوب المحامل، والقوى الديناميكية الهوائية/الهيدروديناميكية، والقوى الكهرومغناطيسية، وغيرها من الأسباب، فتتطلب تشخيصات وإجراءات تصحيحية منفصلة.
لماذا قد تفشل الموازنة بالقرب من الرنين؟
بالقرب من الرنين، يمكن أن تُحدث تغيرات طفيفة في السرعة تغيرات كبيرة في سعة الاهتزاز وانزياحًا في الطور بمقدار 180 درجة. في مثل هذه الظروف، تصبح نتائج القياس غير مستقرة، وقد لا تتقارب إجراءات الموازنة التقليدية دون استخدام أساليب خاصة.
متى تحتاج إلى موازنة مستوى واحد مقابل موازنة مستويين؟
One plane is enough for disk-shaped rotors, where the axial length of the rotor is small compared with the diameter — as a rule of thumb L/D < 0.5 — and the service speed is well below the first critical speed. Typical examples: a grinding wheel, a single-disk fan impeller, a pulley, a car wheel. Such a rotor carries almost purely static unbalance.
طائرتان are required for elongated rotors (L/D ≥ 0.5), for any rotor with two or more impellers or disks spaced along the shaft, and whenever the vibration phase at the two bearings differs markedly — a sign of a couple component. A rigid rotor never needs more than two planes.
When in doubt, measure both bearings: if a one-plane correction reduces the vibration at one bearing and increases it at the other, the rotor has a couple component and needs two-plane balancing.
ما الذي يجب فعله قبل إجراء عملية الموازنة؟
تأكد من صلاحية الجهاز للاستخدام: تثبيته بإحكام على القاعدة، سلامة المحامل، عدم وجود ارتخاء شديد، وعدم وجود أي مصادر واضحة للانحراف عن الخطية. الموازنة ليست بديلاً عن الإصلاح.
أهم النقاط
- يعمل التوازن على تصحيح الإثارة المتعلقة بالكتلة (الطرد المركزي)؛ فهو لا يحل مشكلة عدم المحاذاة أو تلف المحامل أو المصادر الكهرومغناطيسية/الديناميكية الهوائية.
- يمكن أن يؤدي الرنين وعدم الخطية إلى جعل الموازنة التقليدية غير فعالة أو غير آمنة.
- For rigid rotors, two-plane balancing is the general solution for dynamic unbalance (the combination of static + couple).
