Балансиране на ротора: статичен и динамичен дисбаланс, резонанс и практическа процедура
Това ръководство обяснява балансиране на ротора за твърди ротори: what “unbalance” означава, как се различават статичният и динамичният дисбаланс, защо резонансът и нелинейността могат да попречат на качествен резултат, и как балансирането обикновено се извършва в една или две равнини на корекция.
Съдържание
- Какво е ротор и какво коригира балансирането?
- Видове ротори и видове дисбаланс
- Вибрация на механизми: какво балансирането може и не може да премахне
- Резонанс: фактор, който пречи на балансирането
- Линейни срещу нелинейни модели: кога изчисленията спират да работят
- Устройства за балансиране и машини за балансиране
- Балансиране на твърди ротори (практически бележки)
- Как се извършва динамично балансиране (метод с три пуска)
- Критерии за оценка на качеството на балансиране
- Стандарти и препратки
- ЧЕСТО ЗАДАВАНИ ВЪПРОСИ
Какво е ротор и какво коригира балансирането?
Роторът е тяло, което се върти около някаква ос и се държи от лагерните си повърхности в опорите. Лагерните повърхности на ротора предават натоварванията към опорите чрез търкалящи се или плъзгащи се лагери. Лагерните повърхности са повърхностите на цапфите или повърхностите, които ги заменят.
В перфектно балансиран ротор масата му е разпределена симетрично спрямо оста на въртене, т.е. всеки елемент на ротора може да бъде съчетан с друг елемент, разположен симетрично спрямо оста на въртене. В балансиран ротор центробежната сила, действаща върху всеки роторен елемент, се балансира от центробежната сила, действаща върху симетричния елемент. Например, центробежните сили F1 и F2, равни по величина и противоположни по посока, действат върху елементи 1 и 2 (отбелязани със зелено на фиг. 1). Това важи за всички симетрични роторни елементи и по този начин общата центробежна сила, действаща върху ротора, е 0 и роторът е балансиран.
Но ако симетрията на ротора е нарушена (асиметричния елемент е отбелязан в червено на Фиг. 1), тогава върху ротора действа неуравновесена центробежна сила F3. При въртене, тази сила променя своята посока с въртенето на ротора. Динамичното натоварване, произтичащо от тази сила, се предава на лагерите, в резултат на което възникват ускорени износване и разрушаване.
Освен това, под въздействието на тази сила с променлива посока възниква циклична деформация на опорите и основата, върху които е закрепен роторът, т.е. възниква вибрация. За да се отстрани дисбалансът на ротора и съпътстващата го вибрация, трябва да се монтират балансиращи маси, за да се възстанови симетрията на ротора.
Балансирането на ротора е операция за коригиране на дисбаланса чрез добавяне на балансиращи маси. С други думи, целта на балансирането е да се доближи главната централна ос на инерция на ротора максимално близо до оста му на въртене, така че остатъчният дисбаланс да попадне в определените граници.
Задачата на балансирането е да се намери размерът и местоположението (ъгълът) на една или повече балансиращи маси.
Видове ротори и видове дисбаланс
Като се има предвид якостта на материала на ротора и големината на центробежните сили, действащи върху него, роторите могат да бъдат разделени на два вида - твърди ротори и гъвкави.
Твърдите ротори се деформират незначително под действието на центробежната сила при работни режими и влиянието на тази деформация в изчисленията може да се пренебрегне.
Деформацията на гъвкавите ротори вече не може да се пренебрегва. Деформацията на гъвкавите ротори усложнява решаването на задачата за балансиране и изисква прилагане на други математически модели в сравнение със задачата за балансиране на твърди ротори. Трябва да се отбележи, че един и същ ротор при ниски скорости може да се държи като твърд, а при високи скорости — като гъвкав. Практическият критерий е работната скорост спрямо първата критична (огъваща) скорост на ротора: роторът се разглежда като твърд — ISO 21940-11 говори за ротор с „твърдо поведение" — когато работи значително под тази скорост, на практика под около 50–70% от първата критична скорост. Над това ниво роторът се огъва в модална форма, която се променя със скоростта: той е гъвкав и трябва да се балансира по модални или многоравнинни методи (ISO 21940-12). По-нататък ще разглеждаме само балансирането на твърди ротори.
В зависимост от това как небалансираните маси са разпределени по дължината на ротора, ISO 21940-2 разграничава няколко състояния на дисбаланс:
- статичен дисбаланс — главната ос на инерция е изместена успоредно на оста на вала; може да се открие без въртене, защото роторът се завърта под действието на гравитацията, докато тежката му точка се озове най-долу. Единична коригираща маса в една равнина я отстранява;
- couple (moment) unbalance — главната ос на инерция пресича оста на вала в центъра на масата; двата равни дисбаланса се намират в различни равнини и на 180° един от друг. Проявява се само по време на въртене и изисква две коригиращи маси в две равнини;
- динамичен дисбаланс — общият, реален случай: комбинация от статичен дисбаланс и дисбаланс на двойка. Главната ос на инерция нито е успоредна на оста на вала, нито я пресича. Две равнини на корекция са необходими и достатъчни за твърд ротор.
По-старият термин «моментен дисбаланс» е синоним на дисбаланс на двойка; не трябва да се бърка с динамичен дисбаланс, който е сумата от статичната компонента и компонентата на двойка. Пример за ротор със статичен дисбаланс е показан на Фиг. 2.
Couple unbalance appears only when the rotor is rotating.
Пример за ротор с моментен дисбаланс е показан на Фиг. 3.
В този случай небалансираните равни маси M1 и M2 се намират в различни равнини — на различни места по дължината на ротора. В статично положение, т.е. когато роторът не се върти, върху ротора действа само гравитацията и масите се балансират взаимно. В динамика, когато роторът се върти, върху масите M1 и M2 започват да действат центробежни сили Fc1 и Fc2. Тези сили са равни по големина и противоположни по посока. Тъй като обаче те се прилагат на различни места по дължината на вала и не са на една линия, тези сили не се компенсират взаимно. Силите Fc1 и Fc2 създават момент, приложен към ротора — затова дисбалансът на двойка сили се нарича още моментен дисбаланс. Съответно некомпенсираните центробежни сили действат върху позициите на лагерите, което може значително да надвиши изчислените стойности и да намали експлоатационния живот на лагерите.
Тъй като този тип дисбаланс се проявява само по време на въртенето на ротора, той не може да бъде коригиран в статични условия чрез балансиране „на ножове" или подобни методи. За да се отстрани дисбалансът на двойка сили, трябва да се монтират две компенсиращи тежести, които произвеждат момент, равен по големина и противоположен по посока на момента, произтичащ от масите M1 и M2. Компенсиращите маси не е задължително да бъдат разположени срещуположно и равни по големина на масите M1 и M2. Основното е те да произвеждат момент, който напълно компенсира момента на дисбаланса.
Като цяло масите M1 и M2 може да не са равни една на друга, така че ще има комбинация от статичен дисбаланс и дисбаланс на двойка сили — този общ случай е точно това, което ISO 21940-2 нарича динамичен дисбаланс. Теоретично е доказано, че за твърд ротор две тежести, разположени на разстояние една от друга по дължината на ротора, са необходими и достатъчни за отстраняване на дисбаланса му. Тези тежести ще компенсират както момента, произтичащ от дисбаланса на двойката, така и центробежната сила, произтичаща от асиметрията на масата спрямо оста на ротора (статичен дисбаланс). Обикновено дисбалансът на двойка сили е характерен за дълги ротори, като валове, а статичният дисбаланс е характерен за тесни ротори. Ако обаче тесният ротор е изкривен спрямо оста или деформиран („осморка"), тогава дисбалансът на двойка сили ще бъде труден за отстраняване (вж. фиг. 4), тъй като в този случай е трудно да се монтират коригиращи тежести, които създават необходимия компенсиращ момент.
Силите F1 и F2 не лежат на една и съща линия и не се компенсират взаимно.
Тъй като наличното рамо за създаване на компенсиращия момент е малко поради тесния ротор, може да се наложат големи коригиращи тежести. Това обаче води и до «индуциран дисбаланс» поради деформацията на тесния ротор от центробежните сили на коригиращите тежести. (вж. например, Methodological instructions for balancing rigid rotors по GOST 22061-76 — съвременният международен еквивалент е ISO 21940-11, преди това ISO 1940-1 — Раздел 10, "Система ротор–опори").
Това е забележимо при тесни вентилаторни перки, където освен масовия дисбаланс, се появява aerodynamic unbalance също присъства: неравната геометрия на лопатките произвежда неравномерно натоварване на лопатките и следователно нетна радиална сила. Подобно на центробежната сила на коригираща тежест, тази сила се мащабира с квадрата на скоростта, но зависи и от работната точка — плътност на въздуха, положение на клапата, съпротивление на канала — така че коригираща тежест, балансирана в една работна точка, няма да остане оптимална в друга. Затова аеродинамичната компонента трябва да се коригира чрез възстановяване на геометрията на лопатките, а не чрез добавяне на маса.
Електромагнитни сили в електрическа машина (небалансирано магнитно привличане от ексцентрична въздушна междина, счупени пръти, скъсени ламели) се държат отново по различен начин: те се управляват от потока на въздушната междина, а не от скоростта на въртене, и предимно възбуждат машината при двойна мрежова честота и при странични ленти на смяна на полюсите, а не при 1×. Тъй като действат на честоти, различни от честотата на въртене, балансирането изобщо не може да ги компенсира. Накратко, балансирането премахва само възбуждането 1×, свързано с масата — то не може да елиминира всеки източник на вибрация в машина.
Вибрация на механизми
Вибрацията е реакция на конструкцията на механизма на въздействието на циклична възбуждаща сила. Тази сила може да бъде от различно естество.
Центробежната сила, произтичаща от небалансирания ротор, е некомпенсирана сила, действаща върху "тежката точка". Именно тази сила и причинените от нея вибрации могат да бъдат елиминирани чрез балансиране на ротора.
Сили на взаимодействие от "геометричен" характер, произтичащи от грешки при производството и монтажа на свързващите части. Тези сили могат да възникнат например в резултат на некръглост на шийките на вала, грешки в профилите на зъбите в зъбните колела, вълнообразност на лагерните пътеки, несъосност на свързващите валове и др. В случай на некръглост на шийките, оста на вала ще бъде изместена в зависимост от ъгъла на въртене на вала. Въпреки че тази вибрация се появява и при скорост на ротора, е почти невъзможно да се елиминира чрез балансиране.
Аеродинамични сили, произтичащи от въртенето на работните колела на вентилатори и други лопатъчни механизми. Хидродинамични сили в резултат на въртенето на работните колела на хидравлични помпи, турбини и др.
Електромагнитни сили, произтичащи от работата на електрическите машини, напр. асиметрични намотки на ротора, късо съединение на намотките и др.
Големината на вибрацията (напр. нейната амплитуда Av) зависи не само от възбуждащата сила Fv, действаща върху механизма с кръгова честота ω, но и от коравината k на механизма, неговата маса m, както и коефициента на затихване C, както показва формула (1) по-долу.
За измерване на вибрациите и механизмите за баланс могат да се използват различни видове сензори, включително:
- абсолютни сензори за вибрации, предназначени за измерване на вибрационното ускорение (акселерометри), и сензори за скорост на вибрациите;
- сензори за относителна вибрация - вихровотокови или капацитивни, предназначени за измерване на вибрационно изместване;
- В някои случаи (когато конструкцията на механизма го позволява), сензорите за сила могат да се използват и за оценка на вибрационното му натоварване; по-специално, те се използват широко за измерване на вибрационното натоварване на опори на балансиращи машини с твърди лагери.
Вибрацията е реакция на машината на действието на външни сили. Големината на вибрациите зависи не само от големината на силата, действаща върху механизма, но и от твърдостта на конструкцията на механизма. Една и съща сила може да доведе до различни вибрации. В машина с твърди лагери, дори ако вибрациите са малки, лагерите могат да бъдат подложени на значителни динамични натоварвания. Ето защо при балансирането на машини с твърди лагери се използват сензори за сила, а не за вибрации (вибрационни акселерометри).
Сензорите за вибрации се използват при механизми с относително податливи опори, когато действието на небалансирани центробежни сили води до забележима деформация на опорите и вибрации. Датчиците за сила се използват за твърди опори, когато дори значителни сили, дължащи се на дисбаланс, не водят до значителни вибрации.
Резонансът е фактор, който пречи на балансирането
По-рано споменахме, че роторите се делят на твърди и гъвкави. Твърдостта или гъвкавостта на ротора не трябва да се бърка с твърдостта или подвижността на опорите (фундамента), върху които е монтиран роторът. Роторът се счита за твърд, когато деформацията му (огъването) под действието на центробежните сили може да се пренебрегне. Деформацията на гъвкавия ротор е относително голяма и не може да се пренебрегне.
В тази статия разглеждаме само балансирането на твърди ротори. На свой ред един твърд (недеформируем) ротор може да бъде монтиран върху твърди или подвижни (гъвкави) опори. Ясно е, че тази твърдост/податливост на опорите също е относителна, в зависимост от скоростта на ротора и големината на произтичащите от нея центробежни сили. Условна граница е честотата на собствените вибрации на роторните опори.
За механичните системи формата и честотата на собствените трептения се определят от масата и еластичността на елементите на механичната система. Тоест честотата на собствените трептения е вътрешна характеристика на механичната система и не зависи от външни сили. При отклонение от състоянието на равновесие опорите поради еластичността си се стремят да се върнат в положение на равновесие. Но поради инерцията на масивния ротор, този процес има характер на затихващи трептения. Тези вибрации са собствените трептения на системата ротор-опора. Тяхната честота зависи от съотношението на масата на ротора към еластичността на опорите, както показва формула (2) по-долу.
Когато роторът започне да се върти и честотата на въртенето му се доближи до честотата на собствените вибрации, амплитудата на вибрациите рязко се увеличава, което може да доведе до разрушаване на конструкцията.
Възниква явлението механичен резонанс. Близо до резонанса откликът се усилва с фактора на качеството Q = 1/(2ζ), обикновено 3–17 за машинни конструкции, и пикът може да бъде тесен: промяна на скоростта от порядъка на няколко процента може да промени нивото на вибрация няколкократно. При преминаване през резонанса фазовото изоставане се променя със 180°, преминавайки през 90° при пика.
Ако конструкцията на механизма е неуспешна и работната честота на ротора е близо до честотата на собствените трептения, тогава работата на механизма става невъзможна поради недопустимо високата вибрация. Балансирането по обичайните методи е тогава невъзможно, защото дори малка промяна в скоростта драстично променя параметрите на вибрацията. За балансиране в областта на резонанса се използват специални методи, които не се разглеждат в тази статия.
Възможно е да се определи честотата на собствените трептения на механизма при движение по инерция (при изключване на въртенето на ротора) или чрез метода на ударите с последващ спектрален анализ на реакцията на системата към удара.
За механизми, чиято работна честота на въртене е над резонансната честота, т.е. работещи в свръхкритичен (пострезонансен) режим, опорите се считат за подвижни и за измерване се използват сензори за вибрации, главно акселерометри за вибрации, които измерват ускорението на конструктивните елементи. За механизми, работещи в предрезонансен режим, опорите се считат за твърди. В този случай се използват сензори за сила.
Линейни и нелинейни модели на механична система. Нелинейността е фактор, който възпрепятства балансирането
При балансиране на твърди ротори за изчисленията на балансирането се използват математически модели, наречени линейни модели. Линеен модел означава, че в такъв модел едната величина е пропорционална (линейна) на другата. Например, ако некомпенсираната маса на ротора се удвои, то стойността на вибрациите също ще се удвои. За твърдите ротори може да се използва линеен модел, тъй като те не се деформират.
За гъвкави ротори линейният модел вече не може да се използва. При гъвкав ротор, ако масата на тежката точка се увеличи по време на въртене, ще възникне допълнителна деформация и освен масата ще се увеличи и радиусът на местоположението на тежката точка. Следователно за гъвкав ротор вибрациите ще се увеличат повече от два пъти и обичайните методи за изчисление няма да работят.
Друг източник на нелинейност е промяната на твърдостта на опорите при големи отклонения: при малки отклонения товарът се носи от една група конструктивни елементи, а при големи — в действие влизат други. Затова не можете да балансирате механизми, които не са закрепени върху фундамент, а например просто поставени на пода. При значителни вибрации силата на дисбаланса може да откъсне механизма от пода, като по този начин значително променя характеристиките на твърдост на системата. Краката на двигателя трябва да бъдат надеждно закрепени, болтовите монтажи — затегнати, дебелината на шайбите трябва да осигурява достатъчна монтажна твърдост и т.н. Ако лагерите са повредени, е възможна значителна несъосност на вала и удари, което също ще доведе до лоша линейност и невъзможност за качествено балансиране.
Устройства за балансиране и машини за балансиране
Припомнете си, че балансирането е процесът на подравняване на главната централна ос на инерция с оста на въртене на ротора.
Този процес може да се извърши по два метода.
Първият метод включва обработка на цапфите на ротора по такъв начин, че осата, минаваща през центровете на цапфите, да съвпада с главната централна ос на инерция на ротора. Такава техника рядко се използва на практика и няма да бъде разгледана подробно в тази статия.
Вторият (най-разпространен) метод включва преместване, монтиране или премахване на корекционни тежести върху ротора, които се поставят така, че оста на инерция на ротора да е възможно най-близо до оста на въртене.
Преместването, добавянето или премахването на корекционни тежести по време на балансирането може да се осъществи чрез различни технологични операции, включително: пробиване, фрезоване, наваряване, заваряване, завинтване или отвинтване, изгаряне с лазерен или електронен лъч, електролиза, електромагнитно наваряване и др.
Процесът на балансиране може да се осъществи по два начина:
- Field balancing (in situ) — сглобеният ротор се балансира в собствените си лагери, на собствената си основа, при собствената си работна скорост, с помощта на преносим комплект за балансиране;
- Shop balancing — роторът се демонтира и балансира на специализирана балансираща машина.
За балансиране на ротори в собствените им лагери обикновено се използват специализирани балансиращи устройства (комплекти), които позволяват измерване на вибрацията на балансирания ротор при неговата честота на въртене във векторна форма, т.е. измерване както на амплитудата, така и на фазата на вибрацията. В момента горепосочените устройства се произвеждат на базата на микропроцесорна технология и (освен измерване и анализ на вибрациите) осигуряват автоматично изчисляване на параметрите на коригиращите тежести, които трябва да се монтират на ротора, за да компенсират неговия дисбаланс.
Тези устройства включват:
- измервателен и изчислителен модул, базиран на компютър или промишлен контролер;
- два (или повече) вибрационни сензора;
- a phase angle sensor;
- аксесоари за монтиране на сензорите на обекта;
- специализиран софтуер, предназначен за извършване на пълен цикъл на измерване на параметрите на вибрациите на ротора в една, две или повече равнини на корекция.
Понастоящем най-разпространени са два вида балансиращи машини:
- Soft-bearing machines (with pliable supports);
- Hard-bearing machines (with rigid supports).
Soft-bearing (above-resonance) machines имат сравнително податливи опори, базирани например на плоски пружини. Честотата на собствените трептения на тези опори обикновено е 2-3 пъти по-ниска от честотата на въртене на балансирания ротор, монтиран върху тях, така че машината работи над резонанса. Сензори за вибрации (акселерометри, сензори за скорост на вибрация и др.) обикновено се използват за измерване на движението на опорите на тези надрезонансни машини.
Hard-bearing (pre-resonance) machines използват относително твърди опори, чиито собствени честоти на вибрация трябва да бъдат 2-3 пъти по-високи от честотата на въртене на балансирания ротор, така че машината работи под резонанса. Силови преобразуватели обикновено се използват за измерване на динамичното натоварване върху опорите на предрезонансната машина.
Предимството на предрезонансните (твърдолагерни) машини за балансиране е, че балансирането на тях може да се извършва при относително ниски скорости на ротора (до 400 - 500 об/мин), което значително опростява конструкцията на машината и нейната основа, и увеличава производителността и безопасността на балансирането.
Балансиране на твърди ротори
Важно!
- Балансирането премахва само вибрациите, причинени от асиметричното разпределение на масата на ротора спрямо оста му на въртене. Други видове вибрации не се отстраняват чрез балансиране!
- На балансиране подлежат технически механизми, чиято конструкция осигурява отсъствие на резонанси при работната честота на въртене, надеждно закрепени към основата, монтирани в изправни лагери.
- Дефектните машини трябва да бъдат ремонтирани преди балансиране. В противен случай не е възможно да се извърши качествено балансиране.
Балансирането не може да замени ремонта!
Основната задача на балансирането е да се намери масата и местоположението на компенсиращите тежести, които противодействат центробежните сили.
Както беше споменато по-горе, при твърди ротори обикновено е необходимо и достатъчно да се монтират две компенсиращи тежести. Това ще отстрани както статичната, така и компонентата на двойка на дисбаланса на ротора. Общата схема за измерване на вибрацията по време на балансиране е следната.
Вибрационните сензори се монтират на опорите на лагерите в точки 1 и 2. Маркер за оборот се прикрепя към ротора, обикновено със светлоотразителна лента. Маркерът за оборот се използва от лазерния тахометър за определяне на скоростта на ротора и фазата на вибрационния сигнал.
Как се извършва динамично балансиране (метод с три пуска)
В повечето случаи динамичното балансиране се извършва по метода на трите пуска. Методът се основава на факта, че пробни тежести с известна маса се поставят на ротора последователно в равнина 1 и 2, а масата и разположението на балансиращите тежести се изчисляват въз основа на резултатите от промените във вибрационните параметри.
Равнината, в която се монтира коригираща тежест, се нарича корекционна равнина. Correction planes are located on the rotor itself — обикновено в двата края на тялото на ротора, върху дисковете на вентилатора или работното колело, или върху специални балансиращи пръстени. Те трябва да се избират възможно най-далеч един от друг по дължината на вала, доколкото позволява конструкцията, така че умерена тежест да произвежда достатъчен коригиращ момент. Това не е същото като measuring points, which are on the bearing housings (see Fig. 6).
При първото пускане се измерва началната вибрация (в софтуера Balanset това е Run 0). След това върху ротора, по-близо до един от лагерите, се поставя пробна тежест с известна маса. Извършва се второ пускане (Run 1) и се измерват параметрите на вибрацията, които трябва да се променят вследствие на монтирането на пробната тежест. След това пробната тежест в първата равнина се премахва и се монтира във втората равнина. Изпълнява се трето пробно пускане (Run 2) и се измерват параметрите на вибрацията. Пробната тежест се премахва и софтуерът автоматично изчислява масите и ъглите на монтиране на балансиращите тежести.
След това изчислените коригиращи тежести се монтират в съответните равнини и се извършва проверочно пускане — в софтуера Balanset това е Run T (Trim). Остатъчната вибрация се сравнява с допустимото отклонение. Ако резултатът все още е над целта, софтуерът повторно използва вече определените коефициенти на влияние, така че не са необходими нови пускания с пробна тежест — изчислява се и се монтира само малка допълнителна корекция trim.
Смисълът на монтирането на пробните тежести е да се определи как системата реагира на промени в дисбаланса. Тежестите и местоположенията на пробните тежести са известни, така че софтуерът може да изчисли така наречените коефициенти на влияние, показвайки как въвеждането на известен дисбаланс влияе на параметрите на вибрацията. Коефициентите на влияние са характеристики на самата механична система и зависят от твърдостта на опорите и масата (инерцията) на системата ротор-опора.
За един и същи тип механизми с една и съща конструкция коефициентите на влияние ще бъдат близки. Възможно е те да се запазят в паметта на компютъра и да се използват за балансиране на механизми от един и същи тип без тестови пробези, което значително увеличава производителността на балансирането. Обърнете внимание, че масата на изпитвателните тежести трябва да бъде избрана така, че параметрите на вибрациите да се променят забележимо при инсталиране на изпитвателните тежести. В противен случай се увеличава грешката при изчисляване на коефициентите на влияние и се влошава качеството на балансирането.
Както се вижда от Фиг. 1, центробежната сила действа в радиална посока, т.е. перпендикулярно на оста на ротора. Следователно, сензорите за вибрации трябва да бъдат монтирани така, че техния ос на чувствителност също да сочи в радиална посока. Обикновено жесткостта на основата в хоризонтална посока е по-малка, така че вибрациите в хоризонтална посока са по-високи. Следователно, за да се увеличи чувствителността, сензорите трябва да бъдат монтирани така, че техния ос на чувствителност да е насочена също хоризонтално. Въпреки че няма фундаментална разлика. В допълнение към вибрациите в радиална посока, трябва да се наблюдават вибрациите в аксиална посока, по оста на въртене на ротора. Тези вибрации обикновено не се причиняват от дисбалансът, а от други причини, главно свързани с неправилното подравняване на валовете, свързани чрез съединителя.
Тази вибрация не може да бъде елиминирана чрез балансиране, като в такъв случай се изисква центроване. На практика такива машини обикновено имат както дисбаланс на ротора, така и несъосност на вала, което прави задачата за елиминиране на вибрацията много по-трудна. В такива случаи е необходимо първо машината да се центрова, а след това да се балансира. (Въпреки че при силен моментен дисбаланс вибрация възниква и в аксиалната посока поради „усукване" на конструкцията на фундамента.)
Свързани статии (примери за балансиращи стойки)
Критерии за оценка на качеството на балансирането на механизмите
Качеството на балансиране на роторите (механизмите) може да се оцени по два начина. Първият метод включва сравняване на количеството остатъчен дисбаланс, определен по време на процеса на балансиране, с допустимото отклонение за остатъчен дисбаланс. Тези допустими отклонения за различните класове ротори са посочени в ISO 21940-11 (formerly ISO 1940-1).
How the tolerance is computed (ISO 21940-11). Стандартът определя степен на качество на баланса G, която е произведение от допустимия специфичен дисбаланс eна and the service angular velocity ω, expressed in mm/s:
- ω = 2π·n / 60 [rad/s], където n е работната скорост в rpm;
- eна = G · 1000 / ω [g·mm/kg] (числено равно на µm отместване на центъра на масата) — еквивалентно eна = 9549 · G / n;
- Uна = eна · m [g·mm], where m is the rotor mass in kg.
Worked example. Ротор m = 50 kg, работна скорост n = 3000 rpm, степен G 6.3 (вентилатори, помпи, стандартни електродвигатели): ω = 2π·3000/60 = 314.2 rad/s; eна = 6.3 · 1000 / 314.2 = 20.1 g·mm/kg (кръстосана проверка: 9549 · 6.3 / 3000 ≈ 20.1); Uна = 20.1 · 50 ≈ 1000 g·mm for the whole rotor.
Splitting the tolerance between two planes. За ротор, чийто център на масата се намира между равнините на корекция, общото допустимо отклонение се разпределя в обратна пропорция на разстоянието от центъра на масата до всяка равнина; за симетричен ротор това е просто половината във всяка равнина — около 500 g·mm на равнина в горния пример. На нито една равнина не трябва да се разпределя повече от 70% или по-малко от 30% от Uна.
Typical grades: G 0.4 — жироскопи, шпиндели на прецизни шлифовъчни машини · G 1 — шпиндели на шлифовъчни машини, прецизни арматури · G 2.5 — турбини, турбогенератори, задвижвания на металорежещи машини · G 6.3 — обща машиностроителна практика: вентилатори, работни колела на помпи, маховици, стандартни електродвигатели · G 16 — кардани валове със специални изисквания, селскостопанска техника, трошачки · G 40 — автомобилни колела, задвижващи валове (кардани валове) · G 100 — коленчати валове на бързоходни дизелови двигатели.
Спазването на определените допустими отклонения обаче не може да гарантира напълно експлоатационната надеждност на механизма, свързана с постигането на минимално ниво на вибрациите му. Това се обяснява с факта, че големината на вибрациите на механизма се определя не само от големината на силата, свързана с остатъчния дисбаланс на неговия ротор, но зависи и от няколко други параметъра, включително: твърдостта k на структурните елементи на механизма, неговата маса m, коефициента на демпфиране, както и честотата на въртене. Ето защо, за да се оценят динамичните качества на механизма (включително качеството на неговия баланс), в редица случаи се препоръчва да се оцени нивото на остатъчните вибрации на механизма, което се регламентира от редица стандарти.
Най-широко използваният стандарт за допустими нива на вибрация на промишлени машини е ISO 20816-3 (по-рано ISO 10816-3). Той обхваща машини над 15 kW, работещи при 120–15 000 rpm, и ги класифицира в две измерения: по мощностна група (Група 1 — над 300 kW; Група 2 — от 15 до 300 kW) и по тип опора (твърда или гъвкава). Всяка комбинация има свои собствени граници на зоните A/B, B/C и C/D в mm/s RMS. Машините извън този обхват се покриват от специализирани части на серията (турбинни агрегати — ISO 20816-2, хидравлични машини, бутални машини, помпи) или от продуктови стандарти като ISO 14694 за промишлени вентилатори.
За общи машини, оценявани по невъртящи се части, класическият ISO 10816-1 зони (сега част от ISO 20816-1) дават следните граници на скоростта на вибрация, mm/s RMS:
| Клас | А/Б | 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 |
Зона A съответства на вибрацията на нови машини; зона B е приемлива за неограничена дългосрочна работа; зона C позволява само ограничена работа; зона D показва вибрация, достатъчно сериозна, за да причини повреда.
Стандарти и препратки
- ISO 21940-11:2016 — Механични вибрации — Балансиране на ротори — Част 11: Процедури и толеранси за ротори с твърдо поведение. (Replaces ISO 1940-1, which is withdrawn.) G-grades and tolerance calculator →
- ISO 21940-2 — Механични вибрации — Балансиране на ротори — Част 2: Терминология. (Дефиниции на статичен, моментен, квазистатичен и динамичен дисбаланс.)
- ISO 20816-1:2016 — Механични вибрации — Измерване и оценка на вибрациите на машините — Част 1: Общи насоки. (Replaces ISO 10816-1 and ISO 7919-1.) Evaluation zones →
- ISO 20816-3:2022 — Механични вибрации — Измерване и оценка на вибрациите на машини — Част 3: Промишлени машини с номинална мощност над 15 kW и номинални скорости между 120 r/min и 15 000 r/min. (Replaces ISO 10816-3:2009.)
- ISO 14694:2003 — Промишлени вентилатори — Спецификации за качество на баланса и нивата на вибрация.
ЧЕСТО ЗАДАВАНИ ВЪПРОСИ
Балансирането премахва ли всички вибрации?
Не. Балансирането премахва вибрациите, причинени от асиметричното разпределение на масата на ротора спрямо неговата ротационна ос. Вибрациите от несъосност, дефекти на лагерите, аеродинамични/хидродинамични сили, електромагнитни сили и други причини изискват отделна диагностика и коригиращи действия.
Защо балансирането може да се провали близо до резонанс?
Близо до резонанс, малки промени в скоростта могат да причинят големи промени в амплитудата на вибрациите и фазово изместване от 180°. При такива условия резултатите от измерванията стават нестабилни и конвенционалните процедури за балансиране може да не се сближат без специални методи.
Кога е необходимо балансиране в една равнина спрямо балансиране в две равнини?
One plane е достатъчно за дисковидни ротори, при които аксиалната дължина на ротора е малка в сравнение с диаметъра — като общо правило L/D < 0.5 — и работната скорост е значително под първата критична скорост. Типични примери: шлифовъчен диск, работно колело на едностенен вентилатор, ролка, автомобилно колело. Такъв ротор носи почти изцяло статичен дисбаланс.
Два самолета са необходими за удължени ротори (L/D ≥ 0.5), за всеки ротор с две или повече работни колела или дискове, разположени по дължината на вала, и когато фазата на вибрацията в двата лагера се различава значително — признак за компонента на двойка. Твърд ротор никога не се нуждае от повече от две равнини.
В случай на съмнение, измерете и двата лагера: ако корекция на една равнина намалява вибрацията при единия лагер и я увеличава при другия, роторът има компонента на двойка и се нуждае от балансиране на две равнини.
Какво трябва да се направи преди балансирането?
Уверете се, че машината е в изправност: надеждно закрепване към основата, здрави лагери, липса на сериозни хлабини и очевидни източници на нелинейност. Балансирането не замества ремонта.
Ключови изводи
- Балансирането коригира свързаното с масата (центробежно) възбуждане; то не решава проблеми с несъосност, повреда на лагери или електромагнитни/аеродинамични източници.
- Резонансът и нелинейността могат да направят конвенционалното балансиране неефективно или опасно.
- За твърди ротори балансирането в две равнини е общото решение за динамичен дисбаланс (комбинацията от статичен + моментен).
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.
