Rotor balanslaşdırması: statik və dinamik disbalans, rezonans və praktik prosedur
Bu bələdçi izah edir rotorun balanslaşdırılması üçün sərt rotorlar: 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.
Məzmun
- Rotor nədir və balanslaşdırma nəyi düzəldir?
- Rotor növləri və disbalans növləri
- Mexanizmlərin titrəməsi: balanslaşdırmanın nəyi aradan qaldıra biləcəyi və nəyi aradan qaldıra bilməyəcəyi
- Rezonans: balanslaşdırmanın qarşısını alan bir amil
- Xətti və qeyri-xətti modellər: hesablamalar işləməyi dayandırdıqda
- Balanslaşdırma qurğuları və balanslaşdırma maşınları
- Sərt rotorların balanslaşdırılması (praktik qeydlər)
- Dinamik balanslaşdırma necə həyata keçirilir (üçlü qaçış metodu)
- Balanslaşdırma keyfiyyətinin qiymətləndirilməsi meyarları
- Standartlar və istinadlar
- Tez-tez verilən suallar
Rotor nədir və balanslaşdırma nəyi düzəldir?
Rotor müəyyən ox ətrafında fırlanan və dayaqlardakı dayaq səthləri tərəfindən saxlanılan bərk cisimdir. Rotorun dayaq səthləri yükləri yuvarlanma və ya sürüşmə yastıqları vasitəsilə dayaqlara ötürür. Dayaq səthləri gövdə boyunlarının səthləri və ya onların əvəzedici səthləridir.
Mükəmməl balanslaşdırılmış rotorda onun kütləsi fırlanma oxu ətrafında simmetrik şəkildə paylanır, yəni rotorun istənilən elementi fırlanma oxu ətrafında simmetrik olaraq yerləşən başqa bir elementlə uyğunlaşdırıla bilər. Balanslaşdırılmış rotorda istənilən rotor elementinə təsir edən mərkəzdənqaçma qüvvəsi simmetrik elementə təsir edən mərkəzdənqaçma qüvvəsi ilə balanslaşdırılır. Məsələn, böyüklüyü bərabər və istiqaməti əks olan mərkəzdənqaçma qüvvələri F1 və F2 1 və 2 elementlərinə təsir göstərir (Şəkil 1-də yaşıl rənglə işarələnmişdir). Bu, bütün simmetrik rotor elementləri üçün doğrudur və beləliklə, rotora təsir edən ümumi mərkəzdənqaçma qüvvəsi 0-dır və rotor balanslaşdırılmışdır.
Amma rotorun simmetriyası pozulduqda (şək. 1-də asimmetrik element qırmızı rənglə işarələnib), rotora balanssız mərkəzdənqaçma qüvvəsi F3 təsir edir. Dönərkən bu qüvvə rotorun fırlanması istiqamətində istiqamətini dəyişir. Bu qüvvədən yaranan dinamik yük rulmanlara ötürülür və sürətlənmiş aşınmaya səbəb olur.
Bundan əlavə, bu dəyişən istiqamətli qüvvənin təsiri altında rotorun bərkidildiyi dayaqların və fundamentin dövri deformasiyası baş verir, yəni vibrasiya yaranır. Rotor balanssızlığını və ona müşayiət edən vibrasiyanı aradan qaldırmaq üçün rotora simmetriyanı bərpa edən balanslaşdırma kütlələri quraşdırılmalıdır.
Rotorun balanslaşdırılması balanslaşdırıcı kütlələr əlavə etməklə balanssızlığın korreksiya edilməsi əməliyyatıdır. Başqa sözlə, balanslaşdırmanın məqsədi rotorun əsas mərkəzi inersiya oxunu mümkün qədər onun fırlanma oxuna yaxınlaşdırmaqdır ki, qalıq balanssızlıq müəyyən edilmiş hədlər daxilində qalsın.
Balanslaşdırma vəzifəsi bir və ya bir neçə balanslaşdırma kütləsinin ölçüsünü və yerləşmə yerini (bucağı) tapmaqdır.
Rotor növləri və disbalans növləri
Rotor materialının möhkəmliyini və ona təsir edən mərkəzdənqaçma qüvvələrinin böyüklüyünü nəzərə alaraq, rotorlar iki növə bölünə bilər - sərt rotorlar və çevik rotorlar.
Sərt rotorlar iş rejimində mərkəzdənqaçma qüvvəsinin təsiri altında cüzi dərəcədə deformasiya olur və bu deformasiyanın hesablama prosesində təsiri nəzərə alınmaya bilər.
Çevik rotorların deformasiyasını artıq nəzərə almamaq mümkün deyil. Çevik rotorların deformasiyası balanslaşdırma məsələsinin həllini çətinləşdirir və sərt rotorların balanslaşdırılması məsələsi ilə müqayisədə başqa riyazi modellərin tətbiqini tələb edir. Qeyd etmək lazımdır ki, eyni rotor aşağı sürətlərdə sərt kimi, yüksək sürətlərdə isə çevik kimi davrana bilər. Praktiki meyar rotorun birinci kritik (əyilmə) sürətinə nisbətən iş sürətidir: rotor bu sürətdən xeyli aşağıda, praktikada birinci kritik sürətin təxminən 50–70%-dən aşağı işlədikdə sərt sayılır — ISO 21940-11 standartı buna "sərt davranışlı" rotor deyir. Bundan yuxarıda rotor sürətlə dəyişən forma ilə əyilir: o, çevikdir və modal və ya çoxmüstəvili üsullarla balanslaşdırılmalıdır (ISO 21940-12). Aşağıda biz yalnız sərt rotorların balanslaşdırılmasına baxacağıq.
Depending on how the unbalanced masses are distributed along the rotor, ISO 21940-2 distinguishes several states of unbalance:
- statik balanssızlıq — 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;
- dinamik balanssızlıq — 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.
Bu halda balanssız bərabər M1 və M2 kütlələri müxtəlif müstəvilərdə — rotorun uzunluğu boyunca müxtəlif yerlərdədir. Statik vəziyyətdə, yəni rotor fırlanmadıqda, rotora yalnız cazibə qüvvəsi təsir edir və kütlələr bir-birini balanslaşdırır. Dinamikada, rotor fırlandıqda, M1 və M2 kütlələrinə Fc1 və Fc2 mərkəzdənqaçma qüvvələri təsir etməyə başlayır. Bu qüvvələr böyüklüyünə görə bərabər, istiqamətinə görə əksdir. Lakin onlar valın uzunluğu boyunca müxtəlif yerlərdə tətbiq edildiyi və eyni xətt üzərində olmadığı üçün bu qüvvələr bir-birini kompensasiya etmir. Fc1 və Fc2 qüvvələri rotora tətbiq edilən moment yaradır — məhz buna görə cüt balanssızlıq moment balanssızlığı da adlandırılır. Uyğun olaraq, kompensasiya edilməmiş mərkəzdənqaçma qüvvələri yastıqların yerləşdiyi nöqtələrə təsir edir, bu isə hesablanmış qiymətləri xeyli üstələyərək yastıqların xidmət müddətini azalda bilər.
Bu balanssızlıq növü yalnız rotorun fırlanması zamanı meydana çıxdığı üçün statik şəraitdə "bıçaqlar üzərində" balanslaşdırma və ya oxşar üsullarla düzəldilə bilməz. Cüt balanssızlığı aradan qaldırmaq üçün M1 və M2 kütlələrindən yaranan momentə böyüklüyünə bərabər, istiqamətinə əks moment yaradan iki kompensasiya edici çəki quraşdırılmalıdır. Kompensasiya edici kütlələr M1 və M2 kütlələrinə əks və böyüklüyünə bərabər qoyulmaq məcburiyyətində deyil. Əsas odur ki, onlar balanssızlıq momentini tam kompensasiya edən moment yaratsın.
Ümumiyyətlə, M1 və M2 kütlələri bir-birinə bərabər olmaya bilər, ona görə də statik və cüt balanssızlığın birləşməsi yaranır — bu ümumi hal məhz ISO 21940-2 standartının dinamik balanssızlıq adlandırdığı haldır. Nəzəri olaraq sübut edilmişdir ki, sərt rotor üçün rotorun uzunluğu boyunca bir-birindən aralı yerləşdirilmiş iki çəki onun balanssızlığını aradan qaldırmaq üçün zəruri və kifayətdir. Bu çəkilər həm cüt balanssızlıqdan yaranan momenti, həm də kütlənin rotor oxuna nisbətən asimmetriyasından yaranan mərkəzdənqaçma qüvvəsini (statik balanssızlıq) kompensasiya edəcək. Adətən cüt balanssızlıq uzun rotorlar, məsələn, vallar üçün, statik balanssızlıq isə dar rotorlar üçün xarakterikdir. Lakin əgər dar rotor oxa nisbətən əyilmişsə və ya deformasiyaya uğramışsa ("səkkiz rəqəmi" formasında), onda cüt balanssızlığı aradan qaldırmaq çətin olacaq (bax. Şəkil 4), çünki bu halda lazımi kompensasiya edici momenti yaradan düzəliş çəkilərini quraşdırmaq çətindir.
F1 və F2 qüvvələri eyni xətdə yerləşmir və bir-birini kompensasiya etmir.
Kompensasiya edici momenti yaratmaq üçün mövcud çiyin dar rotor səbəbindən kiçik olduğu üçün böyük düzəliş çəkiləri tələb oluna bilər. Lakin bu, həm də düzəliş çəkilərindən yaranan mərkəzdənqaçma qüvvələri ilə dar rotorun deformasiyası nəticəsində "induksiya olunmuş balanssızlığa" səbəb olur. (bax, məsələn, 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 da mövcuddur: qeyri-bərabər bıçaq həndəsəsi qeyri-bərabər bıçaq yüklənməsi və nəticədə xalis radial qüvvə yaradır. Düzəliş çəkisinin mərkəzdənqaçma qüvvəsi kimi, bu qüvvə də sürətin kvadratı ilə miqyaslanır, lakin o, həm də iş nöqtəsindən — hava sıxlığı, klapan mövqeyi, kanal müqavimətindən — asılıdır, ona görə bir iş rejimində balanslaşdırılmış düzəliş çəkisi başqa rejimdə optimal qalmayacaq. Buna görə aerodinamik komponent kütlə əlavə etməklə deyil, bıçaq həndəsəsini bərpa etməklə düzəldilməlidir.
Elektromaqnit qüvvələri elektrik maşınında (eksentrik hava boşluğundan yaranan balanssız maqnit dartılması, sınmış çubuqlar, qısaqapanmış laminasiyalar) yenə fərqli davranır: onlar fırlanma sürəti ilə deyil, hava boşluğu axını ilə idarə olunur və maşını əsasən 1× tezlikdə deyil, xətt tezliyinin ikiqatında və qütb-keçid yan zolaqlarında oyadır. Onlar fırlanma tezliyindən fərqli tezliklərdə təsir etdiyi üçün balanslaşdırma onları heç cür kompensasiya edə bilməz. Qısaca desək, balanslaşdırma yalnız 1× kütlə ilə bağlı oyanmanı aradan qaldırır — maşındakı bütün vibrasiya mənbələrini aradan qaldıra bilməz.
Mexanizmlərin titrəməsi
Vibrasiya mexanizm dizaynının dövri stimullaşdırıcı qüvvənin təsirlərinə verdiyi reaksiyadır. Bu qüvvə müxtəlif təbiətli ola bilər.
Balanssız rotordan yaranan mərkəzdənqaçma qüvvəsi "ağır nöqtəyə" təsir edən kompensasiya olunmamış qüvvədir. Rotoru balanslaşdırmaqla aradan qaldırıla bilən qüvvə və onun yaratdığı titrəmədir.
Birləşən hissələrin istehsal və yığma səhvlərindən yaranan "həndəsi" xarakterli qarşılıqlı təsir qüvvələri. Bu qüvvələr, məsələn, val boyunlarının yuvarlaq olmaması, dişlilərdə dişlərin profillərindəki səhvlər, yastıq yollarının dalğalı olması, birləşən valların yanlış düzülüşü və s. nəticəsində yarana bilər. Val boyunlarının dairəvi olmaması halında val oxu valın fırlanma bucağından asılı olaraq yerdəyişəcək. Bu titrəmə rotor sürətində də baş versə də, onu balanslaşdırma ilə aradan qaldırmaq demək olar ki, mümkün deyil.
Ventilyatorların və digər qanadlı mexanizmlərin rotorlarının fırlanması nəticəsində yaranan aerodinamik qüvvələr. Hidravlik nasosların, turbinlərin və s. rotorlarının fırlanması nəticəsində yaranan hidrodinamik qüvvələr.
Elektrik maşınlarının işləməsi nəticəsində yaranan elektromaqnit qüvvələri, məsələn, asimmetrik rotor sarımları, qısaqapanmış sarımlar və s.
Vibrasiyanın böyüklüyü (məsələn, onun amplitüdü Av) təkcə dairəvi tezliklə ω mexanizmə təsir edən həyəcanlandırıcı qüvvədən Fv asılı deyil, həm də mexanizmin sərtliyi k, onun kütləsi m, eləcə də sönümləmə əmsalı C-dən asılıdır, bu da aşağıdakı (1) düsturunda göstərildiyi kimidir.
Vibrasiyanı və balans mexanizmlərini ölçmək üçün müxtəlif növ sensorlardan istifadə edilə bilər, o cümlədən:
- Vibrasiya sürətlənməsini ölçmək üçün nəzərdə tutulmuş mütləq vibrasiya sensorları (akselerometrlər) və vibrasiya sürətini ölçən vibrasiya sensorları;
- nisbi vibrasiya sensorları - vibrasiya yerdəyişməsini ölçmək üçün hazırlanmış burulğanlı cərəyan və ya tutumlu;
- bəzi hallarda (mexanizmin konstruksiyası imkan verdikdə), qüvvə sensorlarından onun vibrasiya yükünü qiymətləndirmək üçün də istifadə edilə bilər; xüsusilə, onlar sərt daşıyıcılı balanslaşdırma maşını dayaqlarının vibrasiya yükünü ölçmək üçün geniş tətbiq olunur.
Beləliklə, vibrasiya maşının xarici qüvvələrin təsirinə verdiyi reaksiyadır. Vibrasiyanın amplitudu yalnız mexanizmə təsir edən qüvvənin ölçüsündən deyil, həm də mexanizmin konstruksiyasının sərtliyindən asılıdır. Eyni qüvvə müxtəlif vibrasiyalara səbəb ola bilər. Sərt yastıqlı maşında, hətta vibrasiya kiçik olsa belə, yastıqlar əhəmiyyətli dinamik yüklərə məruz qala bilər. Buna görə də sərt yastıqlı maşınların balanslaşdırılmasında vibrasiya sensorları (vibrasiya akselerometrləri) deyil, qüvvə sensorlarından istifadə olunur.
Vibrasiya sensorları nisbətən elastik dayaqlara malik mexanizmlərdə istifadə olunur, burada balanssız mərkəzqaçma qüvvələrinin təsiri dayaqların nəzərəçarpan deformasiyasına və vibrasiyaya səbəb olur. Güc sensorları isə sərt dayaqlarda tətbiq edilir, burada disbalansdan yaranan hətta əhəmiyyətli qüvvələr belə ciddi vibrasiyaya gətirib çıxarmır.
Rezonans balanslaşdırmanın qarşısını alan amildir.
Əvvəldə qeyd etmişdik ki, rotorlar sərt və elastik rotorlara bölünür. Rotorun sərtliyi və ya elastikliyi onun quraşdırıldığı dayağın (bünövrənin) sərtliyi və ya hərəkətliliyi ilə qarışdırılmamalıdır. Centrifuqal qüvvələrin təsiri altında deformasiyası (əyilməsi) nəzərə alınmayacaq dərəcədə az olduqda rotor sərt sayılır. Elastik rotorun deformasiyası nisbətən böyükdür və nəzərə alınmaz edilə bilməz.
Bu məqalədə yalnız sərt rotorların balanslaşdırılması nəzərdən keçirilir. Sərt (deformasiya olunmayan) rotor öz növbəsində sərt və ya hərəkətli (elastik) dayaqlara montaj oluna bilər. Aydındır ki, dayaqların bu sərtliyi/sallanma qabiliyyəti rotorun sürəti və yaranan mərkəzdənqaçma qüvvələrinin böyüklüyündən asılı olaraq nisbi xarakter daşıyır. Şərti sərhəd rotor dayaqlarının təbii titrəmə tezliyidir.
Mexaniki sistemlər üçün sərbəst rəqslərin forması və tezliyi mexaniki sistemin elementlərinin kütləsi və elastikliyi ilə müəyyən edilir. Yəni sərbəst rəqslərin tezliyi mexaniki sistemin daxili xarakteristikasıdır və xarici qüvvələrdən asılı deyil. Tarazlıq vəziyyətindən çıxarılmış dayaqlar elastiklik hesabına tarazlıq vəziyyətinə qayıtmağa meyllidir. Lakin massiv rotorun ətaləti səbəbindən bu proses sönən rəqslər xarakteri daşıyır. Bu rəqslər rotor-dayaq sisteminin sərbəst rəqsləridir. Onların tezliyi rotorun kütləsinin dayaqların elastikliyinə nisbətindən asılıdır, bunu aşağıdakı (2) düsturu göstərir.
Rotor fırlanmağa başladıqda və onun fırlanma tezliyi təbii titrəmə tezliyinə yaxınlaşdıqda, titrəmə amplitudu kəskin artır və bu, strukturun dağıdılmasına səbəb ola bilər.
Mexaniki rezonans hadisəsi baş verir. Rezonansa yaxın cavab maşın konstruksiyaları üçün adətən 3–17 olan keyfiyyət əmsalı Q = 1/(2ζ) ilə gücləndirilir və zirvə dar ola bilər: bir neçə faiz həcmində sürət dəyişikliyi vibrasiya səviyyəsini bir neçə dəfə dəyişə bilər. Rezonans boyunca faza gecikməsi zirvədə 90°-dən keçərək 180° dəyişir.
Mexanizmin konstruksiyası uğursuzdursa və rotorun iş tezliyi sərbəst rəqslərin tezliyinə yaxındırsa, onda mexanizmin işləməsi yol verilməyən yüksək vibrasiya səbəbindən mümkünsüz olur. Bu halda adi üsullarla balanslaşdırma mümkün deyil, çünki sürətdəki hətta kiçik dəyişiklik belə vibrasiya parametrlərini kəskin dəyişdirir. Rezonans zonasında balanslaşdırma üçün bu məqalədə nəzərdən keçirilməyən xüsusi üsullardan istifadə olunur.
Mexanizmin sərbəst sürüşmə rejimində (rotorun fırlanması söndürüldükdə) və ya şok üsulu ilə, sistemin şoka verdiyi reaksiyanın sonrakı spektral təhlili əsasında təbii titrəmə tezliyini müəyyən etmək mümkündür.
İş fırlanma tezliyi rezonans tezliyindən yuxarı olan, yəni superkritik (rezonansdan sonrakı) rejimdə işləyən mexanizmlər üçün dayaqlar hərəkətli sayılır və ölçmə üçün vibrasiya sensorları, əsasən konstruktiv elementlərin təcilini ölçən vibrasiya akselerometrləri istifadə olunur. Rezonansdan əvvəlki rejimdə işləyən mexanizmlər üçün dayaqlar sərt sayılır. Bu halda qüvvə sensorları istifadə olunur.
Mexaniki sistemin xətti və qeyrixətti modelləri. Qeyrixəttilik balanslaşdırılmanın qarşısını alan amildir.
Sərt rotorların balanslaşdırılması zamanı balans hesablamaları üçün xətti modellər adlanan riyazi modellərdən istifadə olunur. Xətti model o deməkdir ki, belə modeldə bir kəmiyyət digərinə nisbətən proporsional (xətti) olur. Məsələn, əgər rotorun kompensasiya olunmamış kütləsi iki dəfə artırılsa, vibrasiya dəyəri də iki dəfə artacaq. Sərt rotorlarda deformasiya olmadığından xətti model istifadə oluna bilər.
Əyilə bilən rotorlar üçün xətti model artıq istifadə oluna bilməz. Əyilə bilən rotor fırlanarkən ağır nöqtənin kütləsi artdıqca əlavə deformasiya baş verəcək və kütləyə əlavə olaraq ağır nöqtənin yerləşdiyi radius da artacaq. Buna görə də əyilə bilən rotor üçün vibrasiya iki dəfədən çox artacaq və adi hesablamalar üsulları işləməyəcək.
Qeyri-xəttiliyin başqa bir mənbəyi böyük əyilmələrdə dayaq sərtliyinin dəyişməsidir: kiçik əyilmələrdə yükü bir dəst konstruktiv elementlər daşıyır, böyük əyilmələrdə isə başqaları işə düşür. Məhz buna görə fundamentə bərkidilməmiş, məsələn, sadəcə döşəməyə qoyulmuş mexanizmləri balanslaşdırmaq olmaz. Əhəmiyyətli vibrasiyalarda balanssızlığın qüvvəsi mexanizmi döşəmədən qopara bilər, bununla da sistemin sərtlik xarakteristikalarını əhəmiyyətli dərəcədə dəyişir. Mühərrikin ayaqları etibarlı bərkidilməli, bolt bərkitmələri sıxılmalı, şaybaların qalınlığı kifayət qədər bərkitmə sərtliyi təmin etməlidir və s. Yastıqlar sıradan çıxıbsa, valın əhəmiyyətli yanlış düzülməsi və zərbələr mümkündür, bu da öz növbəsində zəif xəttiliyə və keyfiyyətli balans əldə etmək imkansızlığına gətirib çıxarır.
Balanslaşdırma qurğuları və balanslaşdırma maşınları
Recall that balancing is the process of aligning the main central axis of inertia with the rotor's axis of rotation.
Bu proses iki üsulla həyata keçirilə bilər.
Birinci üsul rotorun sapfalarını elə emal etməyi nəzərdə tutur ki, sapfaların mərkəzlərindən keçən ox rotorun əsas mərkəzi inersiya oxu ilə üst-üstə düşsün. Belə bir texnika praktikada nadir hallarda istifadə olunur və bu məqalədə ətraflı müzakirə olunmayacaq.
İkinci (ən çox yayılmış) üsul rotorun düzəliş ağırlıqlarını hərəkət etdirməyi, quraşdırmağı və ya çıxarmağı əhatə edir; bu ağırlıqlar rotorun inersiya oxunu fırlanma oxuna mümkün qədər yaxınlaşdırmaq üçün yerləşdirilir.
Balanslaşdırma zamanı düzəliş çəkilərinin yerləşdirilməsi, əlavə edilməsi və ya çıxarılması müxtəlif texnoloji əməliyyatlarla həyata keçirilə bilər: qazma, frezələmə, səthləmə, qaynaq, vintləmə və ya vint açma, lazer və ya elektron şüa ilə yandırma, elektroliz, elektromaqnit səthləmə və s.
Balanslaşdırma prosesi iki yolla həyata keçirilə bilər:
- 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.
Rotorların öz yastıqlarında balanslaşdırılması üçün adətən balanslaşdırılan rotorun vibrasiyasını onun fırlanma tezliyində vektor formasında ölçməyə, yəni həm vibrasiyanın amplitudasını, həm də fazasını ölçməyə imkan verən ixtisaslaşdırılmış balanslaşdırma qurğuları (dəstləri) istifadə olunur. Hazırda yuxarıda göstərilən qurğular mikroprosessor texnologiyası əsasında istehsal olunur və (vibrasiyanın ölçülməsi və təhlilindən əlavə) rotorda onun balanssızlığını kompensasiya etmək üçün quraşdırılmalı olan düzəliş çəkilərinin parametrlərinin avtomatik hesablanmasını təmin edir.
Bu cihazlara daxildir:
- Kompüter və ya sənaye idarəetmə qurğusu əsasında qurulmuş ölçmə və hesablama vahidi;
- iki (və ya daha çox) vibrasiya sensoru;
- a phase angle sensor;
- obyektdə sensorların quraşdırılması üçün aksessuarlar;
- Bir, iki və ya daha çox korreksiya müstəvisində rotorun vibrasiya parametrlərinin tam ölçmə dövrünü yerinə yetirmək üçün nəzərdə tutulmuş ixtisaslaşmış proqram təminatı.
Hal-hazırda iki növ balanslama maşını ən çox yayılmışdır:
- Soft-bearing machines (with pliable supports);
- Hard-bearing machines (with rigid supports).
Soft-bearing (above-resonance) machines nisbətən elastik dayaqlara malikdir, məsələn, yastı yaylar əsasında. Bu dayaqların sərbəst rəqslərinin tezliyi adətən onların üzərinə quraşdırılmış balanslaşdırılan rotorun fırlanma tezliyindən 2-3 dəfə aşağıdır, ona görə də maşın rezonansdan yuxarıda işləyir. Bu rezonansdan yuxarı maşınların dayaqlarının hərəkətini ölçmək üçün adətən vibrasiya sensorları (akselerometrlər, vibrasiya sürəti sensorları və s.) istifadə olunur.
Hard-bearing (pre-resonance) machines təbii vibrasiya tezlikləri balanslaşdırılan rotorun fırlanma tezliyindən 2-3 dəfə yüksək olan, nisbətən sərt dayaqlardan istifadə edin ki, maşın rezonansdan aşağı işləsin. Rezonansdan əvvəlki maşının dayaqlarındakı dinamik yükü ölçmək üçün adətən qüvvə çeviriciləri istifadə olunur.
Rezonansdan əvvəlki (hard-bearing) balanslaşdırma maşınlarının üstünlüyü ondan ibarətdir ki, onlarda balanslaşdırma nisbətən aşağı rotor sürətlərində (400 - 500 dövr/dəq-ə qədər) aparıla bilər, bu da maşının və onun bünövrəsinin konstruksiyasını xeyli sadələşdirir, balanslaşdırmanın məhsuldarlığını və təhlükəsizliyini artırır.
Sərt rotorların balanslaşdırılması
Vacibdir!
- Yalnız balanslaşdırma rotor kütləsinin fırlanma oxuna nisbətən asimmetrik paylanması nəticəsində yaranan titrəməni aradan qaldırır. Digər növ titrəmə balanslaşdırma ilə aradan qaldırılmır!
- Dövr etmə iş tezliyində rezonansların yaranmaması təmin edilən, təməl üzərində etibarlı şəkildə bərkidilmiş və işlək rulmanlara quraşdırılmış texniki mexanizmlər balanslaşdırılmalıdır.
- Qüsurlu maşınlar balanslaşdırmadan əvvəl təmir edilməlidir. Əks halda keyfiyyətli balanslaşdırma mümkün deyil.
Balanslaşdırma təmirin əvəzi deyil!
Balanslaşdırmanın əsas vəzifəsi mərkəzdənqaçma qüvvələrini kompensasiya edən çəkilərin kütləsini və yerləşməsini tapmaqdır.
Yuxarıda qeyd edildiyi kimi, sərt rotorlar üçün ümumiyyətlə iki kompensasiya çəkisinin quraşdırılması zəruri və kifayətdir. Bu, rotor balanssızlığının həm statik, həm də cüt komponentini aradan qaldıracaq. Balanslaşdırma zamanı vibrasiyanın ölçülməsi üçün ümumi sxem aşağıdakı kimidir.
Vibrasiya sensorları 1 və 2 nöqtələrində rulman dayaqlarına quraşdırılır. Rotora, adətən əks etdirici lentlə, dövr işarəsi bərkidilir. Dövr işarəsi lazer tağometri tərəfindən rotorun sürətini və vibrasiya siqnalının fazasını müəyyən etmək üçün istifadə olunur.
Dinamik balanslaşdırma necə həyata keçirilir (üçlü qaçış metodu)
Əksər hallarda dinamik balanslaşdırma üç işə salınma üsulu ilə aparılır. Üsul məlum kütləli sınaq çəkilərinin rotora ardıcıl olaraq 1 və 2 müstəvidə qoyulması və balanslaşdırma çəkilərinin kütlə və yerlərinin vibrasiya parametrlərindəki dəyişikliklərin nəticələrinə əsasən hesablanması faktına əsaslanır.
The plane in which a correction weight is installed is called a düzəliş müstəvisi. Correction planes are located on the rotor itself — adətən rotor gövdəsinin iki ucunda, ventilyator və ya işçi çarx disklərində, ya da xüsusi balanslaşdırma həlqələrində. Onlar val boyu dizaynın icazə verdiyi qədər bir-birindən uzaq seçilməlidir ki, orta ölçülü çəki kifayət qədər korreksiya momenti yaratsın. Bu, eyni deyil measuring points, which are on the bearing housings (see Fig. 6).
Birinci işə salınmada ilkin vibrasiya ölçülür (Balanset proqramında bu Run 0-dır). Sonra məlum kütləli sınaq çəkisi rotorda yastıqlardan birinə daha yaxın yerə qoyulur. İkinci işə salınma aparılır (Run 1) və sınaq çəkisinin quraşdırılması səbəbindən dəyişməli olan vibrasiya parametrləri ölçülür. Sonra birinci müstəvidəki sınaq çəkisi çıxarılıb ikinci müstəviyə quraşdırılır. Üçüncü sınaq işi yerinə yetirilir (Run 2) və vibrasiya parametrləri ölçülür. Sınaq çəkisi çıxarılır və proqram balans çəkilərinin kütlələrini və quraşdırma bucaqlarını avtomatik hesablayır.
Hesablanmış düzəliş çəkiləri sonra öz müstəvilərinə quraşdırılır və yoxlama ölçməsi aparılır — Balanset proqramında bu Run T-dir (İncə düzəliş). Qalıq vibrasiya tolerantlıqla müqayisə edilir. Əgər nəticə hələ də hədəfdən yuxarıdırsa, proqram artıq müəyyən edilmiş təsir əmsallarını təkrar istifadə edir, ona görə də yeni sınaq çəkisi ölçmələrinə ehtiyac yoxdur — yalnız kiçik əlavə incə düzəliş hesablanır və quraşdırılır.
Sınaq çəkilərinin quraşdırılmasının məqsədi sistemin balanssızlıqdakı dəyişikliklərə necə reaksiya verdiyini müəyyən etməkdir. Sınaq çəkilərinin çəkiləri və yerləri məlumdur, ona görə də proqram məlum balanssızlığın vibrasiya parametrlərinə necə təsir etdiyini göstərən, sözdə təsir əmsalları adlanan qiymətləri hesablaya bilər. Təsir əmsalları mexaniki sistemin özünün xarakteristikalarıdır və dayaqların sərtliyindən və rotor-dayaq sisteminin kütləsindən (ətalətindən) asılıdır.
Eyni tipli və eyni dizayna malik mexanizmlər üçün təsir əmsalları yaxın olacaq. Onları kompüter yaddaşına saxlayıb eyni tipli mexanizmlərin balanslaşdırılmasında sınaq işləri aparmadan istifadə etmək mümkündür ki, bu da balanslaşdırmanın məhsuldarlığını əhəmiyyətli dərəcədə artırır. Qeyd edək ki, sınaq ağırlıqlarının kütləsi elə seçilməlidir ki, sınaq ağırlıqları quraşdırıldıqda vibrasiya parametrləri nəzərə çarpacaq dərəcədə dəyişsin. Əks halda təsir əmsallarının hesablanması xətası artır və balanslaşdırmanın keyfiyyəti pisləşir.
Şəkil 1-dən göründüyü kimi, mərkəzdənqaçma qüvvəsi radial istiqamətdə, yəni rotor oxuna perpendikulyar təsir edir. Buna görə vibrasiya sensorları elə quraşdırılmalıdır ki, onların həssaslıq oxu da radial istiqamətə yönəlsin. Adətən əsasın üfüqi istiqamətdə sərtliyi daha az olur, buna görə də üfüqi istiqamətdə vibrasiya daha yüksəkdir. Buna görə həssaslığı artırmaq üçün sensorlar elə quraşdırılmalıdır ki, onların həssaslıq oxu da üfüqi istiqamətə yönəlsin. Baxmayaraq ki, prinsipial fərq yoxdur. Radial istiqamətdə vibrasiya ilə yanaşı, rotorun fırlanma oxu boyunca, oxboyu istiqamətdə vibrasiya da nəzarətdə saxlanmalıdır. Bu vibrasiya adətən disbalansdan deyil, digər səbəblərdən, əsasən mufta ilə birləşdirilmiş valların mərkəzlənməməsi ilə bağlı səbəblərdən yaranır.
Bu vibrasiya balanslaşdırma ilə aradan qaldırıla bilməz, bu halda tənzimləmə (mərkəzləmə) tələb olunur. Praktikada belə maşınlarda adətən həm rotor balanssızlığı, həm də val yanlış düzülməsi olur, bu isə vibrasiyanı aradan qaldırma vəzifəsini xeyli çətinləşdirir. Belə hallarda əvvəlcə maşını mərkəzləmək, sonra isə balanslaşdırmaq lazımdır. (Baxmayaraq ki, güclü moment balanssızlığında fundament konstruksiyasının "burulması" səbəbindən vibrasiya oxboyu istiqamətdə də baş verir.)
Əlaqəli məqalələr (balans dayaqlarının nümunələri)
Balanslaşdırma mexanizmlərinin keyfiyyətinin qiymətləndirilməsi meyarları
Rotorların (mexanizmlərin) balanslaşdırma keyfiyyəti iki üsulla qiymətləndirilə bilər. Birinci üsul balanslaşdırma prosesi zamanı müəyyən edilən qalıq balanssızlığın miqdarını qalıq balanssızlıq üçün tolerantlıqla müqayisə etməyi nəzərdə tutur. Müxtəlif rotor sinifləri üçün bu tolerantlıqlar 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 ebaşına and the service angular velocity ω, expressed in mm/s:
- ω = 2π·n / 60 [rad/s], where n is the service speed in rpm;
- ebaşına = G · 1000 / ω [g·mm/kg] (numerically equal to µm of center-of-mass offset) — equivalently ebaşına = 9549 · G / n;
- Ubaşına = ebaşına · 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; ebaşına = 6.3 · 1000 / 314.2 = 20.1 g·mm/kg (cross-check: 9549 · 6.3 / 3000 ≈ 20.1); Ubaşına = 20.1 · 50 ≈ 1000 g·mm for the whole rotor.
Splitting the tolerance between two planes. Kütlə mərkəzi düzəliş müstəviləri arasında yerləşən rotor üçün ümumi tolerantlıq kütlə mərkəzindən hər müstəviyə qədər məsafə ilə tərs mütənasib olaraq bölünür; simmetrik rotor üçün bu sadəcə hər müstəvidə yarıdır — yuxarıdakı nümunədə müstəvi başına təxminən 500 g·mm. Heç bir müstəviyə U-nun 70%-dən çox və ya 30%-dən azbaşına.
Typical grades: G 0.4 — giroskoplar, dəqiq cilalama dəzgahlarının milləri · G 1 — cilalama dəzgahı milləri, dəqiq armaturlar · G 2.5 — turbinlər, turbogeneratorlar, dəzgah ötürmələri · G 6.3 — ümumi mühəndislik: ventilyatorlar, nasos təkərcikləri, volanlar, standart elektrik mühərrikləri · G 16 — xüsusi tələbləri olan kardan valları, kənd təsərrüfatı texnikası, xırdalayıcılar · G 40 — avtomobil təkərləri, ötürücü vallar (kardan valları) · G 100 — yüksək sürətli dizel mühərriklərinin krank valı ötürmələri.
Lakin göstərilən dözümlüklərə riayət etmək mexanizmin vibrasiyasının minimum səviyyəsinə çatması ilə bağlı əməliyyat etibarlılığını tam təmin etmir. Bu, mexanizmin vibrasiya amplitudasının yalnız rotorunun qalıq balanssızlığı ilə əlaqəli qüvvənin ölçüsü ilə deyil, həm də bir neçə digər parametrdən – mexanizmin struktur elementlərinin sərtliyi k, kütləsi m, sönüm əmsalı və fırlanma tezliyi – asılı olması ilə izah olunur. Buna görə də mexanizmin dinamik keyfiyyətlərini (o cümlədən balans keyfiyyətini) qiymətləndirmək üçün bir sıra hallarda mexanizmin qalıq titrəmə səviyyəsinin müəyyən edilməsi tövsiyə olunur; bu səviyyə bir sıra standartlarla tənzimlənir.
Sənaye maşınlarının icazə verilən vibrasiya səviyyələri üçün ən geniş istifadə olunan standart ISO 20816-3-dür (əvvəllər ISO 10816-3). O, 15 kW-dan yuxarı gücə malik və 120–15,000 rpm sürətlə işləyən maşınları əhatə edir və onları iki ölçüdə təsnif edir: güc qrupuna görə (1-ci qrup — 300 kW-dan yuxarı; 2-ci qrup — 15-dən 300 kW-a qədər) və dayaq növünə görə (sərt və ya çevik). Hər bir kombinasiyanın mm/s RMS ilə öz A/B, B/C və C/D zona sərhədləri var. Bu əhatə dairəsindən kənarda olan maşınlar seriyanın xüsusi hissələrinə (turbin qurğuları — ISO 20816-2, hidravlik maşınlar, qarşılıqlı-irəli-geri hərəkət edən maşınlar, nasoslar) və ya ISO 14694 kimi sənaye ventilyatorları üçün məhsul standartlarına malikdir.
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:
| Sinif | A/B | B/C | C/D |
|---|---|---|---|
| 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.
Standartlar və istinadlar
- 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.
Tez-tez verilən suallar
Balanslaşdırma bütün vibrasiyanı aradan qaldırırmı?
Xeyr. Balanslaşdırma rotor kütləsinin fırlanma oxuna nisbətən asimmetrik paylanmasından qaynaqlanan titrəməni aradan qaldırır. Səhv düzülüşdən, podşipnik qüsurlarından, aerodinamik/hidrodinamik qüvvələrdən, elektromaqnit qüvvələrindən və digər səbəblərdən yaranan titrəmə ayrıca diaqnostika və düzəldici tədbirlər tələb edir.
Rezonans yaxınlığında balanslaşdırma niyə uğursuz ola bilər?
Rezonansa yaxın, kiçik sürət dəyişiklikləri vibrasiya amplitudasında böyük dəyişikliklərə və 180° faza sürüşməsinə səbəb ola bilər. Belə şəraitdə ölçmə nəticələri qeyri-sabit olur və xüsusi metodlar olmadan ənənəvi balanslaşdırma prosedurları konvergensiyaya nail ola bilməz.
Tək müstəvili və iki müstəvili balanslaşdırmaya nə vaxt ehtiyacınız var?
Bir müstəvi disk formalı rotorlar üçün kifayətdir, burada rotorun oxboyu uzunluğu diametrlə müqayisədə kiçikdir — təxmini qayda olaraq L/D < 0.5 — və iş sürəti birinci kritik sürətdən xeyli aşağıdır. Tipik nümunələr: cilalama disk, birdiskli ventilyator təkərciyi, qasnaq, avtomobil təkəri. Belə rotor demək olar ki, yalnız statik balanssızlıq daşıyır.
İki müstəvi uzunsov rotorlar (L/D ≥ 0.5) üçün, val boyu yerləşdirilmiş iki və ya daha çox işçi çarx və ya disk olan istənilən rotor üçün, həmçinin iki rulmandakı vibrasiya fazası əhəmiyyətli dərəcədə fərqləndikdə — cüt komponentin əlaməti olduqda — tələb olunur. Sərt rotor heç vaxt ikidən çox müstəviyə ehtiyac duymur.
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.
Balanslaşdırmadan əvvəl nə etmək lazımdır?
Maşının işlək vəziyyətdə olduğundan əmin olun: təmələ etibarlı bərkidilməsi, sağlam yastıqlar, ciddi boşluqların olmaması və qeyri-xəttilik mənbələrinin olmaması. Balanslaşdırma təmirin əvəzi deyil.
Əsas məqamlar
- Balanslaşdırma kütlə ilə əlaqəli (mərkəzdənqaçma) həyəcanı düzəldir; uyğunsuzluğu, rulman zədələnməsini və ya elektromaqnit/aerodinamik mənbələri həll etmir.
- Rezonans və qeyri-xəttilik ənənəvi balanslaşdırmanı təsirsiz və ya təhlükəli hala gətirə bilər.
- For rigid rotors, two-plane balancing is the general solution for dynamic unbalance (the combination of static + couple).
Nikolai Shelkovenko
Nikolai Shelkovenko is a vibration analysis engineer and the founder and CEO of Vibromera. For more than 15 years he has balanced rotating equipment in the field rather than on a test bench: mulchers, industrial fans, crushers, centrifuges, shafts and spindles. That work is what the Balanset instruments grew out of — they were designed as a tool a specialist can carry to the machine and use alone, on site, not as laboratory equipment. Vibromera was founded in 2017 and has been based in Porto, Portugal, since 2023. Development, assembly and support of the Balanset line all happen here. The flagship instrument is the Balanset-1A, a portable analyser for single- and two-plane balancing and for vibration diagnostics. Nikolai is personally involved in customer support, in working through difficult balancing cases and in the development of the software. He works with customers worldwide, in any language.
