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.
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.
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.
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:
- 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.
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.
F1 və F2 qüvvələri eyni xətdə yerləşmir və bir-birini kompensasiya etmir.
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.
Elektromaqnit qüvvələri 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.
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.
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.
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.
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.
Rotor fırlanmağa başladıqda və onun fırlanma tezliyi təbii titrəmə tezliyinə yaxınlaşdıqda, titrəmə amplitudu kəskin artır və bu, strukturun dağıdılmasına səbəb ola bilər.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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 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.
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.
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.
Dinamik balanslaşdırma necə həyata keçirilir (üçlü qaçış metodu)
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 düzəliş müstəvisi. 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.
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.
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.)
Əlaqəli məqalələr (balans dayaqlarının nümunələri)
- Yumşaq dəstəkli balans dayağı
- Elektrik mühərriklərinin rotorlarının balanslaşdırılması
- Sadə, lakin effektiv balanslaşdırıcı stendlər
Balanslaşdırma mexanizmlərinin keyfiyyətinin qiymətləndirilməsi meyarları
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 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. 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 Ubaşına.
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.
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.
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:
| 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?
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.
İki müstəvi 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.
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).
