Fan Balancing
(ISO 31350-2007 কম্পন থেকে ব্যবহৃত তথ্য। শিল্প ভক্ত। উত্পাদিত কম্পন এবং ভারসাম্যের গুণমানের জন্য প্রয়োজনীয়তা)
Vibration ফ্যান দ্বারা উত্পাদিত কম্পন এর সবচেয়ে গুরুত্বপূর্ণ প্রযুক্তিগত বৈশিষ্ট্যগুলির মধ্যে একটি। এটি পণ্যের নকশা এবং উত্পাদনের গুণমান নির্দেশ করে। বর্ধিত কম্পন ফ্যানের অনুপযুক্ত ইনস্টলেশন, এর প্রযুক্তিগত অবস্থার অবনতি, ইত্যাদি নির্দেশ করতে পারে। এই কারণে, ফ্যানের কম্পন সাধারণত গ্রহণযোগ্যতা পরীক্ষার সময়, কমিশন করার আগে ইনস্টলেশনের সময়, সেইসাথে মেশিনের অবস্থা পর্যবেক্ষণ প্রোগ্রাম করার সময় পরিমাপ করা হয়। ফ্যান ভাইব্রেশন ডেটা এর সমর্থন এবং সংযুক্ত সিস্টেমের (নালী) ডিজাইনেও ব্যবহৃত হয়। কম্পন পরিমাপ সাধারণত খোলা সাকশন এবং ডিসচার্জ পোর্টের সাথে সঞ্চালিত হয়, তবে এটি লক্ষ করা উচিত যে ফ্যানের কম্পন বায়ুপ্রবাহের বায়ুগতিবিদ্যা, ঘূর্ণন গতি এবং অন্যান্য বৈশিষ্ট্যের পরিবর্তনের সাথে উল্লেখযোগ্যভাবে পরিবর্তিত হতে পারে।
ISO 10816-1-97, ISO 10816-3-2002, এবং ISO 31351-2007 পরিমাপ পদ্ধতি স্থাপন করে এবং কম্পন সেন্সর অবস্থানগুলি সংজ্ঞায়িত করে। যদি কম্পন পরিমাপ নালী বা পাখার ভিত্তির উপর তাদের প্রভাব মূল্যায়ন করার জন্য বাহিত হয়, তাহলে পরিমাপের পয়েন্টগুলি সেই অনুযায়ী বেছে নেওয়া হয়।
ফ্যানের কম্পন পরিমাপ ব্যয়বহুল হতে পারে, এবং কখনও কখনও তাদের খরচ উল্লেখযোগ্যভাবে পণ্য নিজেই উত্পাদন খরচ অতিক্রম করে। অতএব, ফ্রিকোয়েন্সি ব্যান্ডগুলিতে পৃথক পৃথক কম্পন উপাদান বা কম্পন পরামিতিগুলির মানগুলির উপর যে কোনও বিধিনিষেধ কেবল তখনই চালু করা উচিত যখন এই মানগুলি অতিক্রম করা ফ্যানের ত্রুটি নির্দেশ করে। কম্পন পরিমাপের পয়েন্টের সংখ্যাও পরিমাপের ফলাফলের উদ্দেশ্যমূলক ব্যবহারের উপর ভিত্তি করে সীমিত হওয়া উচিত। সাধারণত, ফ্যানের কম্পনের অবস্থা মূল্যায়ন করার জন্য ফ্যানের সমর্থনে কম্পন পরিমাপ করা যথেষ্ট।
ভিত্তি হল ফ্যানটি কিসের উপর মাউন্ট করা হয়েছে এবং কোনটি ফ্যানের জন্য প্রয়োজনীয় সহায়তা প্রদান করে। ভিত্তিটির ভর এবং দৃঢ়তা এটির মাধ্যমে প্রেরিত কম্পনের পরিবর্ধন রোধ করার জন্য বেছে নেওয়া হয়।
সমর্থন দুই ধরনের হয়:
- অনুগত সমর্থন: একটি ফ্যান সমর্থন সিস্টেম ডিজাইন করা হয়েছে যাতে সমর্থনের প্রথম প্রাকৃতিক ফ্রিকোয়েন্সি ফ্যানের অপারেটিং ঘূর্ণন ফ্রিকোয়েন্সি থেকে উল্লেখযোগ্যভাবে কম হয়। সমর্থনের সম্মতির মাত্রা নির্ধারণ করার সময়, ফ্যান এবং সমর্থন কাঠামোর মধ্যে ইলাস্টিক সন্নিবেশগুলি বিবেচনা করা উচিত। স্প্রিংসের উপর ফ্যান সাসপেন্ড করে বা ইলাস্টিক উপাদানের (স্প্রিংস, রাবার আইসোলেটর ইত্যাদি) উপর সাপোর্ট স্থাপন করে সাপোর্টের সম্মতি নিশ্চিত করা হয়। সাসপেনশন সিস্টেমের স্বাভাবিক ফ্রিকোয়েন্সি - ফ্যান সাধারণত পরীক্ষিত ফ্যানের ন্যূনতম ঘূর্ণন গতির সাথে সঙ্গতিপূর্ণ ফ্রিকোয়েন্সির 25% থেকে কম হয়।
- অনমনীয় সমর্থন: একটি ফ্যান সমর্থন সিস্টেম ডিজাইন করা হয়েছে যাতে সমর্থনের প্রথম প্রাকৃতিক ফ্রিকোয়েন্সি অপারেটিং ঘূর্ণন ফ্রিকোয়েন্সি থেকে উল্লেখযোগ্যভাবে বেশি হয়। ফ্যান বেসের দৃঢ়তা আপেক্ষিক। এটি মেশিন বিয়ারিং এর দৃঢ়তা সঙ্গে তুলনা বিবেচনা করা উচিত. বেয়ারিং হাউজিং কম্পনের সাথে বেস কম্পনের অনুপাত বেস এর সম্মতির প্রভাবকে চিহ্নিত করে। বেসটিকে অনমনীয় এবং যথেষ্ট পরিমাণে বৃহদায়তন হিসাবে বিবেচনা করা যেতে পারে যদি মেশিনের ফুট বা সমর্থন ফ্রেমের কাছে বেস কম্পনের প্রশস্ততা (যেকোনো দিকে) নিকটতম বিয়ারিং সাপোর্টে প্রাপ্ত সর্বাধিক কম্পন পরিমাপের ফলাফলের 25%-এর কম হয় (যে কোনও দিকে)।
যেহেতু ফ্যাক্টরি পরীক্ষার সময় ফ্যানটি ইনস্টল করা অস্থায়ী বেসের ভর এবং দৃঢ়তা অপারেটিং সাইটে ইনস্টলেশনের অবস্থার থেকে উল্লেখযোগ্যভাবে পৃথক হতে পারে, কারখানার অবস্থার সীমা মানগুলি ঘূর্ণনশীল ফ্রিকোয়েন্সি পরিসরে সংকীর্ণ-ব্যান্ড কম্পনের ক্ষেত্রে প্রযোজ্য, এবং এর জন্য অন-সাইট ফ্যান টেস্টিং - ব্রডব্যান্ড ভাইব্রেশনের জন্য, মেশিনের সামগ্রিক কম্পন অবস্থা নির্ধারণ করে। অপারেটিং সাইটটি ফ্যানের চূড়ান্ত ইনস্টলেশন অবস্থান, যার জন্য অপারেটিং শর্তগুলি সংজ্ঞায়িত করা হয়।
ফ্যান ক্যাটাগরি (BV-বিভাগ)
Fans are categorized based on the characteristics of their intended use, balancing accuracy classes, and recommended vibration parameter limit values. The design and purpose of the fan are criteria that allow classifying many types of fans according to acceptable imbalance values and vibration levels (BV-categories).
সারণী 1 অনুমিত ভারসাম্যহীন মান এবং কম্পনের মাত্রা বিবেচনা করে অনুরাগীদের আবেদনের শর্তের উপর ভিত্তি করে যে বিভাগগুলিকে দায়ী করা যেতে পারে তা উপস্থাপন করে। ফ্যান বিভাগ প্রস্তুতকারক দ্বারা নির্ধারিত হয়।
সারণী 1 - ফ্যান বিভাগ
| আবেদনের শর্তাবলী | উদাহরণ | বিদ্যুৎ খরচ, কিলোওয়াট | BV-শ্রেণী |
| আবাসিক এবং অফিস স্পেস | সিলিং এবং অ্যাটিক ফ্যান, উইন্ডো এয়ার কন্ডিশনার | ≤ ০.১৫ | BV-1 |
| > 0.15 | BV-2 | ||
| ভবন এবং কৃষি চত্বর | বায়ুচলাচল এবং এয়ার কন্ডিশনার সিস্টেমের জন্য ফ্যান; সিরিজ সরঞ্জাম ভক্ত | ≤ 3.7 | BV-2 |
| > 3.7 | BV-3 | ||
| শিল্প প্রক্রিয়া এবং বিদ্যুৎ উৎপাদন | আবদ্ধ স্থান, খনি, পরিবাহক, বয়লার, উইন্ড টানেল, গ্যাস ক্লিনিং সিস্টেমে ফ্যান | ≤ 300 | BV-3 |
| > 300 | ISO 10816-3 দেখুন | ||
| সামুদ্রিক জাহাজ সহ পরিবহন | লোকোমোটিভ, ট্রাক এবং গাড়ির ভক্ত | ≤ 15 | BV-3 |
| > 15 | BV-4 | ||
| টানেল | বায়ুচলাচল সাবওয়ে, টানেল, গ্যারেজের জন্য ভক্ত | ≤ 75 | BV-3 |
| > 75 | BV-4 | ||
| যে কোন | BV-4 | ||
| পেট্রোকেমিক্যাল উৎপাদন | বিপজ্জনক গ্যাস অপসারণের জন্য ফ্যান, এবং অন্যান্য প্রযুক্তিগত প্রক্রিয়াগুলিতে ব্যবহৃত হয় | ≤ 37 | BV-3 |
| > 37 | BV-4 | ||
| Computer Chip Production | Fans for Creating Clean Rooms | যে কোন | BV-5 |
| Notes
1 This standard only considers fans with power less than 300 kW. The vibration assessment of fans with greater power is according to ISO 10816-3. However, standard series electric motors can have a rated power of up to 355 kW. Fans with such electric motors should be accepted according to this standard.
2 Table 1 does not apply to large diameter (usually from 2800 to 12500 mm) low-speed light axial fans used in heat exchangers, cooling towers, etc. The balancing accuracy class for such fans should be G16, and the fan category – BV-3
|
|||
When purchasing individual rotor elements (wheels or impellers) for subsequent installation on the fan, the balancing accuracy class of these elements (see table 2) should be followed, and when purchasing the fan as a whole, the results of factory vibration tests (table 4) and on-site vibration (table 5) should also be considered. Usually, these characteristics are agreed upon, so the choice of fan can be made based on its BV-category.
The category established in table 1 is typical for the normal use of fans, but in justified cases, the customer may request a fan of a different BV-category. It is recommended to specify the fan’s BV-category, balancing accuracy class, and acceptable vibration levels in the equipment supply contract.
A separate agreement between the customer and the manufacturer can be concluded regarding the fan installation conditions, so that the factory testing of the assembled fan considers the planned installation conditions at the operating site. In the absence of such an agreement, there are no restrictions on the type of base (rigid or compliant) for factory tests.
Fan Balancing
General Provisions
The fan manufacturer is responsible for ভারসাম্য the fans according to the relevant regulatory document. This standard is based on the requirements of ISO 1940-1. Balancing is usually carried out on highly sensitive, specially designed balancing machines, allowing for an accurate assessment of residual imbalance.
Fan Balancing Accuracy Classes
The balancing accuracy classes for fan wheels are applied in accordance with table 2. The fan manufacturer can perform balancing for several elements in assembly, which may include, in addition to the wheel, the shaft, coupling, pulley, etc. In addition, individual assembly elements may require balancing.
Table 2 – Balancing Accuracy Classes
|
Fan Category
|
Rotor (Wheel) Balancing Accuracy Class
|
|
BV-1
|
G16
|
|
BV-2
|
G16
|
|
BV-3
|
G6.3
|
|
BV-4
|
G2.5
|
|
BV-5
|
G1.0
|
|
Note: Fans of category BV-1 can include small size fans weighing less than 224 g, for which it is difficult to maintain the specified balancing accuracy. In this case, the uniformity of mass distribution relative to the fan’s axis of rotation should be ensured by the manufacturing technology.
|
|
Fan Vibration Measurement
Measurement Requirements
General Provisions
Figures 1 – 4 show some possible measurement points and directions on each fan bearing. The values given in table 4 relate to measurements in the direction perpendicular to the axis of rotation. The number and location of measurement points for both factory tests and on-site measurements are determined at the manufacturer’s discretion or by agreement with the customer. It is recommended to measure on the bearings of the fan wheel shaft (impeller). If this is not possible, the sensor should be installed in a place where the shortest mechanical connection between it and the bearing is ensured. The sensor should not be mounted on unsupported panels, the fan housing, enclosure elements, or other places not directly connected to the bearing (such measurement results can be used, but not for assessing the fan’s vibrational state, but for obtaining information about the vibration transmitted to the duct or base – see ISO 31351 and ISO 5348.
Figure 1. Location of a three-coordinate sensor for a horizontally mounted axial fan
Figure 2. Location of a three-coordinate sensor for a single-suction radial fan
Figure 3. Location of a three-coordinate sensor for a double-suction radial fan
Figure 4. Location of a three-coordinate sensor for a vertically mounted axial fan
Measurements in the horizontal direction should be carried out at a right angle to the shaft axis. Measurements in the vertical direction should be carried out at a right angle to the horizontal measurement direction and perpendicular to the fan shaft. Measurements in the longitudinal direction should be carried out parallel to the shaft axis.
Measurements using inertia-type sensors
All vibration values specified in this standard refer to measurements taken using inertia-type sensors, the signal of which reproduces the movement of the bearing housing.
The sensors used can be either accelerometers or velocity sensors. Particular attention should be paid to the correct attachment of sensors: without gaps on the support surface, without swings and resonances. The size and mass of the sensors and the attachment system should not be excessively large to avoid significant changes in the measured vibration. The total error caused by the method of sensor attachment and calibration of the measuring system should not exceed +/- 10% of the measured value.
Measurements using non-contact sensors
By agreement between the user and the manufacturer, requirements for the maximum allowable shaft displacement (see ISO 7919-1) within sliding bearings may be established. The corresponding measurements can be carried out using non-contact sensors.
In this case, the measuring system determines the displacement of the shaft surface relative to the bearing housing. It is obvious that the allowable amplitude of displacements should not exceed the value of the bearing clearance. The clearance value depends on the size and type of bearing, the load (radial or axial), and the measurement direction (some bearing designs have an elliptical hole, for which the clearance in the horizontal direction is greater than in the vertical direction). The variety of factors that need to be considered does not allow setting uniform shaft displacement limits, but some recommendations are presented in table 3. The values given in this table represent a percentage of the total radial clearance value in the bearing in each direction.
Table 3 – Maximum Relative Shaft Displacement within the Bearing
| Fan Vibrational State | Maximum Recommended Displacement, Percentage of Clearance Value (Along Any Axis) |
| Commissioning/Satisfactory State | Less than 25% |
| Warning | +50% |
| Shutdown | +70% |
| 1) Radial and axial clearance values for a specific bearing should be obtained from its supplier. | |
The given values take into account “false” displacements of the shaft surface. These “false” displacements appear in the measurement results because, in addition to the shaft vibration, mechanical runouts also affect these results if the shaft is bent or has an out-of-round shape. When using a non-contact sensor, the measurement results will also include electrical runouts determined by the magnetic and electrical properties of the shaft material at the measurement point. It is believed that during the commissioning and subsequent normal operation of the fan, the range of the sum of mechanical and electrical runouts at the measurement point should not exceed the larger of two values: 0.0125 mm or 25% of the measured displacement value. Runouts are determined by slowly rotating the shaft (at a speed of 25 to 400 rpm), when the effect of forces caused by imbalance on the rotor is negligible. To meet the established runout tolerance, additional shaft machining may be required. Non-contact sensors should, if possible, be mounted directly on the bearing housing.
The given limit values apply only to a fan operating in its nominal mode. If the fan design allows operation with variable rotational speed, higher vibration levels are possible at other speeds due to the inevitable influence of resonances.
If the fan design allows changing the blade positions relative to the airflow at the intake port, the given values should be applied for conditions with the blades fully open. It should be noted that airflow stall, especially noticeable at large blade angles relative to the intake airflow, can lead to increased vibration levels.
Fan Support System
The vibrational state of fans after installation is determined considering the support stiffness. A support is considered rigid if the first natural frequency of the “fan – support” system exceeds the rotational speed. Usually, when mounted on large concrete foundations, the support can be considered rigid, and when mounted on vibration isolators – compliant. A steel frame, often used for mounting fans, can belong to either of the two support types. In case of doubt about the fan support type, calculations or tests can be carried out to determine the system’s first natural frequency. In some cases, the fan support should be considered rigid in one direction and compliant in another.
Limits of Allowable Fan Vibration during Factory Tests
The limit vibration levels given in table 4 apply to assembled fans. They relate to narrow-band vibration velocity measurements at bearing supports for the rotational frequency used during factory tests.
সারণি 4 - ফ্যাক্টরি টেস্টের সময় কম্পনের মান সীমিত করুন
| Fan Category | সীমিত RMS কম্পন বেগ, mm/s | |
| অনমনীয় সমর্থন | অনুগত সমর্থন | |
| BV-1 | 9.0 | 11.2 |
| BV-2 | 3.5 | 5.6 |
| BV-3 | 2.8 | 3.5 |
| BV-4 | 1.8 | 2.8 |
| BV-5 | 1.4 | 1.8 |
| Notes
1 সংকীর্ণ-ব্যান্ড কম্পনের জন্য কম্পন বেগের একককে স্থানচ্যুতি বা ত্বরণ ইউনিটে রূপান্তর করার নিয়ম পরিশিষ্ট A-তে উল্লেখ করা হয়েছে।
2 এই টেবিলের মানগুলি খোলা খাঁড়ি গাইড ভ্যানের সাথে মোডে কাজ করা ফ্যানের নামমাত্র লোড এবং নামমাত্র ঘূর্ণনশীল ফ্রিকোয়েন্সির ক্ষেত্রে প্রযোজ্য। অন্যান্য লোডিং শর্তগুলির সীমা মানগুলি প্রস্তুতকারক এবং গ্রাহকের মধ্যে একমত হওয়া উচিত, তবে এটি সুপারিশ করা হয় যে তারা 1.6 গুণের বেশি সারণী মানগুলি অতিক্রম করবে না৷
|
||
অন-সাইট পরীক্ষার সময় অনুমোদিত ফ্যান ভাইব্রেশনের সীমা
অপারেটিং সাইটে যে কোনও ফ্যানের কম্পন কেবল তার ভারসাম্য মানের উপর নির্ভর করে না। ইনস্টলেশন সম্পর্কিত বিষয়গুলি, যেমন সমর্থন সিস্টেমের ভর এবং দৃঢ়তা, এরও একটি প্রভাব থাকবে। অতএব, পাখা প্রস্তুতকারক তার অপারেটিং সাইটে ফ্যানের কম্পন স্তরের জন্য দায়ী নয় যদি না এটি চুক্তিতে নির্দিষ্ট করা থাকে।
সারণি 5 বিভিন্ন বিভাগে ফ্যানদের স্বাভাবিক ক্রিয়াকলাপের জন্য প্রস্তাবিত সীমা মান (বিয়ারিং হাউজিংগুলিতে ব্রডব্যান্ড কম্পনের জন্য কম্পন বেগের ইউনিটে) সরবরাহ করে।
সারণি 5 - অপারেটিং সাইটে কম্পনের মান সীমিত করুন
| Fan Vibrational State | Fan Category | সীমিত RMS কম্পন বেগ, mm/s | |
| অনমনীয় সমর্থন | অনুগত সমর্থন | ||
| সম্পাদন | BV-1 | 10 | 11.2 |
| BV-2 | 5.6 | 9.0 | |
| BV-3 | 4.5 | 6.3 | |
| BV-4 | 2.8 | 4.5 | |
| BV-5 | 1.8 | 2.8 | |
| Warning | BV-1 | 10.6 | 14.0 |
| BV-2 | 9.0 | 14.0 | |
| BV-3 | 7.1 | 11.8 | |
| BV-4 | 4.5 | 7.1 | |
| BV-5 | 4.0 | 5.6 | |
| Shutdown | BV-1 | __1) | __1) |
| BV-2 | __1) | __1) | |
| BV-3 | 9.0 | 12.5 | |
| BV-4 | 7.1 | 11.2 | |
| BV-5 | 5.6 | 7.1 | |
| 1) BV-1 এবং BV-2 বিভাগগুলির ভক্তদের জন্য শাটডাউন স্তরটি কম্পন পরিমাপের ফলাফলগুলির দীর্ঘমেয়াদী বিশ্লেষণের উপর ভিত্তি করে প্রতিষ্ঠিত হয়। | |||
চালু করা নতুন ফ্যানগুলির কম্পন "কমিশন" স্তরের বেশি হওয়া উচিত নয়। ফ্যানটি চালিত হওয়ার সাথে সাথে পরিধান প্রক্রিয়া এবং প্রভাবক উপাদানগুলির ক্রমবর্ধমান প্রভাবের কারণে এর কম্পনের মাত্রা বৃদ্ধি পাবে বলে আশা করা হচ্ছে। কম্পনের এই ধরনের বৃদ্ধি সাধারণত স্বাভাবিক এবং এটি "সতর্কতা" স্তরে না পৌঁছানো পর্যন্ত উদ্বেগের কারণ হওয়া উচিত নয়।
"সতর্কতা" কম্পনের স্তরে পৌঁছানোর পরে, বর্ধিত কম্পনের কারণগুলি তদন্ত করা এবং এটি হ্রাস করার ব্যবস্থা নির্ধারণ করা প্রয়োজন। এই রাজ্যে ফ্যান অপারেশন ধ্রুবক পর্যবেক্ষণের অধীনে থাকা উচিত এবং বর্ধিত কম্পনের কারণগুলি দূর করার জন্য ব্যবস্থাগুলি সনাক্ত করার জন্য প্রয়োজনীয় সময়ের মধ্যে সীমাবদ্ধ হওয়া উচিত।
যদি কম্পন স্তর "শাটডাউন" স্তরে পৌঁছে যায়, তবে বর্ধিত কম্পনের কারণগুলি দূর করার ব্যবস্থাগুলি অবিলম্বে নেওয়া উচিত, অন্যথায়, ফ্যান বন্ধ করা উচিত। কম্পন স্তরকে গ্রহণযোগ্য স্তরে আনতে দেরি করলে ভারবহন ক্ষতি, রটারে ফাটল এবং ফ্যান হাউজিং এর ওয়েল্ডিং পয়েন্টে পরিণত হতে পারে, পরিণামে ফ্যানের ধ্বংস হতে পারে।
ফ্যানের কম্পনশীল অবস্থার মূল্যায়ন করার সময়, সময়ের সাথে সাথে কম্পনের মাত্রার পরিবর্তনগুলি নিরীক্ষণ করা অপরিহার্য। কম্পন স্তরের একটি আকস্মিক পরিবর্তন অবিলম্বে ফ্যান পরিদর্শন এবং রক্ষণাবেক্ষণ ব্যবস্থার প্রয়োজনীয়তা নির্দেশ করে। কম্পনের পরিবর্তনগুলি পর্যবেক্ষণ করার সময়, ট্রানজিশনাল প্রসেস দ্বারা সৃষ্ট, উদাহরণস্বরূপ, লুব্রিকেন্ট প্রতিস্থাপন বা রক্ষণাবেক্ষণ পদ্ধতি বিবেচনা করা উচিত নয়।
বিধানসভা পদ্ধতির প্রভাব
চাকা ছাড়াও, ফ্যানের মধ্যে অন্যান্য ঘূর্ণায়মান উপাদান রয়েছে যা ফ্যানের কম্পন স্তরকে প্রভাবিত করতে পারে: ড্রাইভ পুলি, বেল্ট, কাপলিং, মোটর রোটর বা অন্যান্য ড্রাইভ ডিভাইস। যদি অর্ডারের শর্তগুলির জন্য ড্রাইভ ডিভাইস ছাড়া ফ্যান সরবরাহের প্রয়োজন হয়, তাহলে কম্পনের মাত্রা নির্ধারণের জন্য অ্যাসেম্বলি পরীক্ষা পরিচালনা করা প্রস্তুতকারকের পক্ষে অকার্যকর হতে পারে। এই ধরনের ক্ষেত্রে, প্রস্তুতকারক ফ্যানের চাকার ভারসাম্য বজায় রাখলেও, ফ্যান শ্যাফ্টটি ড্রাইভের সাথে সংযুক্ত না হওয়া পর্যন্ত এবং কমিশনিংয়ের সময় পুরো মেশিনটি কম্পনের জন্য পরীক্ষা না করা পর্যন্ত ফ্যানটি মসৃণভাবে চলবে এমন কোন নিশ্চিততা নেই।
সাধারণত, সমাবেশের পরে, কম্পনের মাত্রা গ্রহণযোগ্য স্তরে কমাতে অতিরিক্ত ভারসাম্য প্রয়োজন। BV-3, BV-4, এবং BV-5 বিভাগের সমস্ত নতুন অনুরাগীদের জন্য, কমিশন করার আগে একত্রিত মেশিনের জন্য কম্পন পরিমাপ করার সুপারিশ করা হয়। এটি একটি বেসলাইন স্থাপন করবে এবং আরও রক্ষণাবেক্ষণ ব্যবস্থার রূপরেখা দেবে।
ফ্যান নির্মাতারা ফ্যাক্টরি পরীক্ষার পরে ইনস্টল করা ড্রাইভ অংশগুলির কম্পনের উপর প্রভাবের জন্য দায়ী নয়।
কম্পন পরিমাপ সরঞ্জাম এবং ক্রমাঙ্কন
পরিমাপ সরঞ্জাম
ব্যবহৃত পরিমাপ সরঞ্জাম এবং ব্যালেন্সিং মেশিনগুলি অবশ্যই যাচাই করা উচিত এবং কাজের প্রয়োজনীয়তাগুলি পূরণ করতে হবে। যাচাইকরণের মধ্যে ব্যবধান পরিমাপ (পরীক্ষা) সরঞ্জামগুলির জন্য প্রস্তুতকারকের সুপারিশ দ্বারা নির্ধারিত হয়। পরিমাপ সরঞ্জামগুলির অবস্থা অবশ্যই পরীক্ষার সময়কালে তাদের স্বাভাবিক ক্রিয়াকলাপ নিশ্চিত করতে হবে।
পরিমাপ সরঞ্জামগুলির সাথে কাজ করা কর্মীদের অবশ্যই পরিমাপ সরঞ্জামগুলির গুণমানে সম্ভাব্য ত্রুটি এবং অবনতি সনাক্ত করতে পর্যাপ্ত দক্ষতা এবং অভিজ্ঞতা থাকতে হবে।
ক্রমাঙ্কন
সমস্ত পরিমাপ সরঞ্জাম মান অনুযায়ী ক্রমাঙ্কিত করা আবশ্যক. ক্রমাঙ্কন পদ্ধতির জটিলতা একটি সাধারণ শারীরিক পরিদর্শন থেকে সমগ্র সিস্টেমের ক্রমাঙ্কন পর্যন্ত পরিবর্তিত হতে পারে। ISO 1940-1 অনুযায়ী অবশিষ্ট ভারসাম্যহীনতা নির্ধারণের জন্য ব্যবহৃত সংশোধনমূলক ভরগুলি পরিমাপ সরঞ্জামগুলি ক্রমাঙ্কনের জন্যও ব্যবহার করা যেতে পারে।
ডকুমেন্টেশন
Balancing
অনুরোধের ভিত্তিতে, চুক্তির শর্তাবলী দ্বারা সরবরাহ করা হলে, গ্রাহককে একটি ফ্যান ব্যালেন্সিং টেস্ট রিপোর্ট প্রদান করা যেতে পারে, যাতে নিম্নলিখিত তথ্য অন্তর্ভুক্ত করার পরামর্শ দেওয়া হয়:
- ব্যালেন্সিং মেশিন প্রস্তুতকারকের নাম, মডেল নম্বর;
- রটার ইনস্টলেশনের ধরন: সমর্থন বা ক্যান্টিলিভারের মধ্যে;
- ভারসাম্য পদ্ধতি: স্ট্যাটিক বা গতিশীল;
- রটার সমাবেশের ঘূর্ণায়মান অংশগুলির ভর;
– Residual imbalance in each correction plane (use our residual unbalance calculator (ISO 21940-11) to determine permissible values);
- প্রতিটি সংশোধন সমতলে অনুমোদিত অবশিষ্ট ভারসাম্যহীনতা;
- ভারসাম্য সঠিকতা ক্লাস;
- গ্রহণযোগ্যতার মানদণ্ড: গৃহীত/প্রত্যাখ্যাত;
- ব্যালেন্সিং সার্টিফিকেট (যদি প্রয়োজন হয়)।
- ব্যালেন্সিং মেশিন প্রস্তুতকারকের নাম, মডেল নম্বর;
- রটার ইনস্টলেশনের ধরন: সমর্থন বা ক্যান্টিলিভারের মধ্যে;
- ভারসাম্য পদ্ধতি: স্ট্যাটিক বা গতিশীল;
- রটার সমাবেশের ঘূর্ণায়মান অংশগুলির ভর;
– Residual imbalance in each correction plane (use our residual unbalance calculator (ISO 21940-11) to determine permissible values);
- প্রতিটি সংশোধন সমতলে অনুমোদিত অবশিষ্ট ভারসাম্যহীনতা;
- ভারসাম্য সঠিকতা ক্লাস;
- গ্রহণযোগ্যতার মানদণ্ড: গৃহীত/প্রত্যাখ্যাত;
- ব্যালেন্সিং সার্টিফিকেট (যদি প্রয়োজন হয়)।
Vibration
অনুরোধের ভিত্তিতে, চুক্তির শর্তাবলী দ্বারা সরবরাহ করা হলে, গ্রাহককে একটি ফ্যান ভাইব্রেশন টেস্ট রিপোর্ট প্রদান করা যেতে পারে, যাতে নিম্নলিখিত তথ্য অন্তর্ভুক্ত করার পরামর্শ দেওয়া হয়:
- পরিমাপ সরঞ্জাম ব্যবহৃত;
- কম্পন সেন্সর সংযুক্তি পদ্ধতি;
- ফ্যানের অপারেটিং পরামিতি (বায়ুপ্রবাহ, চাপ, শক্তি);
- ফ্যান ঘূর্ণন ফ্রিকোয়েন্সি;
- সমর্থন প্রকার: অনমনীয় বা অনুগত;
- পরিমাপিত কম্পন:
1) কম্পন সেন্সর অবস্থান এবং পরিমাপ অক্ষ,
2) পরিমাপ ইউনিট এবং কম্পন রেফারেন্স স্তর,
3) পরিমাপ ফ্রিকোয়েন্সি পরিসীমা (সংকীর্ণ বা বিস্তৃত ফ্রিকোয়েন্সি ব্যান্ড);
- অনুমোদিত কম্পন স্তর(গুলি);
- পরিমাপ করা কম্পন স্তর(গুলি);
- গ্রহণযোগ্যতার মানদণ্ড: গৃহীত/প্রত্যাখ্যাত;
- ভাইব্রেশন লেভেল সার্টিফিকেট (যদি প্রয়োজন হয়)।
- পরিমাপ সরঞ্জাম ব্যবহৃত;
- কম্পন সেন্সর সংযুক্তি পদ্ধতি;
- ফ্যানের অপারেটিং পরামিতি (বায়ুপ্রবাহ, চাপ, শক্তি);
- ফ্যান ঘূর্ণন ফ্রিকোয়েন্সি;
- সমর্থন প্রকার: অনমনীয় বা অনুগত;
- পরিমাপিত কম্পন:
1) কম্পন সেন্সর অবস্থান এবং পরিমাপ অক্ষ,
2) পরিমাপ ইউনিট এবং কম্পন রেফারেন্স স্তর,
3) পরিমাপ ফ্রিকোয়েন্সি পরিসীমা (সংকীর্ণ বা বিস্তৃত ফ্রিকোয়েন্সি ব্যান্ড);
- অনুমোদিত কম্পন স্তর(গুলি);
- পরিমাপ করা কম্পন স্তর(গুলি);
- গ্রহণযোগ্যতার মানদণ্ড: গৃহীত/প্রত্যাখ্যাত;
- ভাইব্রেশন লেভেল সার্টিফিকেট (যদি প্রয়োজন হয়)।
METHODS OF BALANCING FANS ON A BALANCING MACHINE
B.1. Direct Drive Fan
B.1.1. General Provisions
The fan wheel, which is mounted directly on the motor shaft during assembly, should be balanced according to the same rule for accounting for the keyway effect as for the motor shaft.
Motors from previous years of production could be balanced using a full keyway. Currently, motor shafts are balanced using a half-keyway, as prescribed by ISO 31322, and marked with the letter H (see ISO 31322).
B.1.2. Motors Balanced with a Full Keyway
The fan wheel, mounted on the motor shaft balanced with a full keyway, should be balanced without a key on a tapered arbor.
B.1.3. Motors Balanced with a Half-Keyway
For the fan wheel mounted on the motor shaft balanced with a half-keyway, the following options are possible:
a) if the wheel has a steel hub, cut a keyway in it after balancing;
b) balance on a tapered arbor with a half-key inserted into the keyway;
c) balance on an arbor with one or more keyways (see B.3), using full keys.
a) if the wheel has a steel hub, cut a keyway in it after balancing;
b) balance on a tapered arbor with a half-key inserted into the keyway;
c) balance on an arbor with one or more keyways (see B.3), using full keys.
B.2. Fans Driven by Another Shaft
Where possible, all rotating elements, including the fan shaft and pulley, should be balanced as a single unit. If this is impractical, balancing should be performed on an arbor (see B.3) using the same keyway accounting rule as for the shaft.
B.3. Arbor
The arbor on which the fan wheel is mounted during balancing must meet the following requirements:
a) be as light as possible;
b) be in a balanced state, ensured by appropriate maintenance and regular inspections;
c) preferably be tapered to reduce errors associated with eccentricity, resulting from the tolerances of the hub hole and arbor dimensions. If the arbor is tapered, the true position of the correction planes relative to the bearings should be considered in the imbalance calculations.
a) be as light as possible;
b) be in a balanced state, ensured by appropriate maintenance and regular inspections;
c) preferably be tapered to reduce errors associated with eccentricity, resulting from the tolerances of the hub hole and arbor dimensions. If the arbor is tapered, the true position of the correction planes relative to the bearings should be considered in the imbalance calculations.
If it is necessary to use a cylindrical arbor, it should have a keyway cut into it, into which a full key is inserted to transmit the torque from the arbor to the fan wheel.
Another option is to cut two keyways on opposite ends of the shaft diameter, allowing the use of the reverse balancing method. This method involves the following steps. First, measure the wheel imbalance by inserting a full key into one keyway and a half-key into the other. Then rotate the wheel 180° relative to the arbor and measure its imbalance again. The difference between the two imbalance values is due to the residual imbalance of the arbor and the universal drive joint. To obtain the true rotor imbalance value, take half the difference of these two measurements.
SOURCES OF FAN VIBRATION
There are many sources of vibration within the fan, and vibration at certain frequencies can be directly linked to specific design features of the machine. This appendix only covers the most common vibration sources observed in most types of fans. The general rule is that any looseness in the support system causes deterioration in the fan’s vibrational state.
Fan Imbalance
This is the primary source of fan vibration; it is characterized by the presence of a vibration component at the rotational frequency (first harmonic). The cause of imbalance is that the axis of the rotating mass is eccentric or angled to the axis of rotation. This can be caused by uneven mass distribution, the sum of tolerances on the dimensions of the hub hole and shaft, shaft bending, or a combination of these factors. Vibration caused by imbalance mainly acts in the radial direction.
Temporary shaft bending can result from uneven mechanical heating – due to friction between rotating and stationary elements – or electrical nature. Permanent bending can result from changes in material properties or misalignment of the shaft and fan wheel when the fan and motor are separately mounted.
During operation, the fan wheel imbalance can increase due to particle deposition from the air. When operating in an aggressive environment, imbalance can result from uneven erosion or corrosion of the wheel.
Imbalance can be corrected by additional balancing in the appropriate planes, but before performing the balancing procedure, the sources of imbalance should be identified, eliminated, and the machine’s vibrational stability checked.
Fan and Motor Misalignment
This defect can occur when the motor and fan shafts are connected via a belt drive or flexible coupling. Misalignment can sometimes be identified by characteristic vibration frequency components, usually the first and second harmonics of the rotational frequency. In the case of parallel misalignment of the shafts, vibration primarily occurs in the radial direction, while if the shafts intersect at an angle, longitudinal vibration may become dominant.
If the shafts are connected at an angle and rigid couplings are used, alternating forces begin to act in the machine, causing increased wear of the shafts and couplings. This effect can be significantly reduced by using flexible couplings.
Fan Vibration Due to Aerodynamic Excitation
Vibration excitation can be caused by the interaction of the fan wheel with stationary elements of the design, such as guide vanes, motor, or bearing supports, incorrect gap values, or improperly designed air intake and exhaust structures. A characteristic feature of these sources is the occurrence of periodic vibration associated with the wheel’s rotational frequency, against the background of random fluctuations in the interaction of the wheel blades with the air. Vibration can be observed at the blade frequency harmonics, which is the product of the wheel’s rotational frequency and the number of wheel blades.
Aerodynamic instability of the airflow, caused by its stall from the blade surface and subsequent vortex formation, causes broadband vibration, the spectrum shape of which changes depending on the fan’s load.
Aerodynamic noise is characterized by the fact that it is not related to the wheel’s rotational frequency and can occur at subharmonics of the rotational frequency (i.e., at frequencies below the rotational frequency). In this case, significant vibration of the fan housing and ducts can be observed.
If the aerodynamic system of the fan is poorly matched with its characteristics, sharp impacts may occur in it. These impacts are easily distinguishable by ear and are transmitted as impulses to the fan support system.
If the above-mentioned causes lead to blade vibration, its nature can be investigated by installing sensors in different parts of the structure.
Fan Vibration Due to Whirl in the Oil Layer
Whirls that may occur in the lubrication layer of sliding bearings are observed at a characteristic frequency slightly below the rotor’s rotational frequency unless the fan operates at a speed exceeding the first critical. In the latter case, oil wedge instability will be observed at the first critical speed, and sometimes this effect is called resonant whirl.
Sources of Electrical Nature Fan Vibration
Uneven heating of the motor rotor can cause it to bend, leading to imbalance (manifesting at the first harmonic).
In the case of an asynchronous motor, the presence of a component at a frequency equal to the rotational frequency multiplied by the number of rotor plates indicates defects related to the stator plates, and vice versa, components at a frequency equal to the rotational frequency multiplied by the number of rotor plates indicate defects related to the rotor plates.
Many vibration components of electrical nature are characterized by their immediate disappearance when the power supply is turned off.
Fan Vibration Due to Belt Drive Excitation
Generally, there are two types of problems related to belt drives: when the drive’s operation is influenced by external defects and when the defects are in the belt itself.
In the first case, although the belt vibrates, this is due to forcing forces from other sources, so replacing the belt will not produce the desired results. Common sources of such forces are imbalance in the drive system, pulley eccentricity, misalignment, and loosened mechanical connections. Therefore, before changing the belts, vibration analysis should be carried out to identify the excitation source.
If the belts respond to external forcing forces, their vibration frequency will most likely be the same as the excitation frequency. In this case, the excitation frequency can be determined using a stroboscopic lamp, adjusting it so that the belt appears stationary in the lamp’s light.
In the case of a multi-belt drive, unequal belt tension can lead to a significant increase in the transmitted vibration.
Cases where the vibration sources are the belts themselves are related to their physical defects: cracks, hard and soft spots, dirt on the belt surface, missing material from its surface, etc. For V-belts, changes in their width will cause the belt to ride up and down the pulley track, creating vibration due to changing its tension.
If the vibration source is the belt itself, the vibration frequencies are usually the harmonics of the belt’s rotational frequency. In a specific case, the excitation frequency will depend on the nature of the defect and the number of pulleys, including tensioners.
In some cases, the vibration amplitude may be unstable. This is especially true for multi-belt drives.
Mechanical and electrical defects are sources of vibration, which subsequently convert into airborne noise. Mechanical noise can be associated with fan or motor imbalance, bearing noise, axis alignment, duct wall and housing panel vibrations, damper blade vibrations, blade, damper, pipe, and support vibrations, as well as transmission of mechanical vibrations through the structure. Electrical noise is related to various forms of electrical energy conversion: 1) Magnetic forces are determined by the magnetic flux density, the number and shape of the poles, and the geometry of the air gap; 2) Random electrical noise is determined by brushes, arcing, electrical sparks, etc.
Aerodynamic noise can be associated with vortex formation, pressure pulsations, air resistance, etc., and can have both broadband and narrowband nature. Broadband noise can be caused by: a) blades, dampers, and other obstacles in the airflow path; b) fan rotation as a whole, belts, slits, etc.; c) sudden changes in airflow direction or duct cross-section, differences in flow velocities, flow separation due to boundary effects, flow compression effects, etc. Narrowband noise can be caused by: a) resonances (organ pipe effect, string vibrations, panel, structural element vibrations, etc.); b) vortex formation on sharp edges (air column excitation); c) rotations (siren effect, slits, holes, slots on rotating parts).
Impacts created by contact between various mechanical elements of the structure produce noise similar to that produced by a hammer blow, thunder roll, resonating empty box, etc. Impact sounds can be heard from gear teeth impacts and defective belt claps. Impact impulses can be so fleeting that to distinguish periodic impact impulses from transient processes, special high-speed recording equipment is needed. The area where many impact impulses occur, the superimposition of their peaks creates a constant hum effect.
Dependence of Vibration on Fan Support Type
The correct choice of fan support or foundation design is necessary for its smooth, trouble-free operation. To ensure the alignment of rotating components when installing the fan, motor, and other drive devices, a steel frame or reinforced concrete base is used. Sometimes an attempt to save on support construction leads to the inability to maintain the required alignment of the machine components. This is especially unacceptable when vibration is sensitive to alignment changes, particularly for machines consisting of separate parts connected by metal fasteners.
The foundation on which the base is laid can also influence the fan and motor vibration. If the foundation’s natural frequency is close to the fan or motor’s rotational frequency, the foundation will resonate during fan operation. This can be detected by measuring vibration at several points across the foundation, surrounding floor, and fan supports. Often in resonance conditions, the vertical vibration component significantly exceeds the horizontal one. Vibration can be dampened by making the foundation stiffer or increasing its mass. Even if imbalance and misalignment are eliminated, allowing to reduce forcing forces, significant vibration preconditions may still exist. This means that if the fan, together with its support, is close to resonance, achieving acceptable vibration values will require more precise balancing and more accurate shaft alignment than typically required for such machines. This situation is undesirable and should be avoided by increasing the support or concrete block’s mass and/or stiffness.
Vibration Condition Monitoring and Diagnostics Guide
The main principle of machine vibration condition monitoring (hereinafter referred to as the condition) is to observe the results of properly planned measurements to identify a trend of increasing vibration levels and consider it from the perspective of potential problems. Monitoring is applicable in situations where damage develops slowly, and the mechanism’s condition deterioration manifests through measurable physical signs.
Fan vibration, resulting from the development of physical defects, can be monitored at certain intervals, and when an increase in vibration level is detected, the observation frequency can be increased, and a detailed condition analysis can be conducted. In this case, the causes of vibration changes can be identified based on vibration frequency analysis, which allows determining the necessary measures and planning their implementation long before the damage becomes severe. Usually, measures are considered necessary when the vibration level increases by 1.6 times or by 4 dB compared to the baseline level.
The condition monitoring program consists of several stages, which can be briefly formulated as follows:
- a) identify the fan’s condition and determine the baseline vibration level (it may differ from the level obtained during factory tests due to different installation methods, etc.);
- b) select vibration measurement points;
- c) determine the observation (measurement) frequency;
- d) establish the information registration procedure;
- e) determine the criteria for assessing the fan’s vibrational state, limit values for absolute vibration and vibration changes, summarize the experience of operating similar machines.
Since fans typically operate without any problems at speeds not approaching the critical, the vibration level should not significantly change with slight speed or load changes, but it is important to note that when the fan operates with variable rotational speed, the established vibration limit values apply to the maximum operating rotational speed. If the maximum rotational speed cannot be reached within the established vibration limit, this may indicate the presence of a serious problem and require a special investigation.
Some diagnostic recommendations provided in Appendix C are based on fan operation experience and are intended for sequential application when analyzing the causes of increased vibration.
To qualitatively assess the vibration of a specific fan and determine guidelines for further actions, the vibration condition zone boundaries established by ISO 10816-1 can be used.
It is expected that for new fans, their vibration levels will be below the limit values given in table 3. These values correspond to the boundary of zone A of the vibration condition according to ISO 10816-1. Recommended values for warning and shutdown levels are established based on the analysis of information collected on specific types of fans.
COMPLIANCE INFORMATION
REFERENCE INTERNATIONAL STANDARDS USED AS NORMATIVE REFERENCES IN THIS STANDARD
Table H.1
|
Designation of the Reference Interstate Standard
|
Designation and Title of the Reference International Standard and the Conditional Designation of Its Degree of Compliance with the Reference Interstate Standard
|
|
ISO 1940-1-2007
|
ISO 1940-1:1986. Vibration. Requirements for the Balancing Quality of Rigid Rotors. Part 1. Determination of Allowable Imbalance (IDT)
|
|
ISO 5348-2002
|
ISO 5348:1999. Vibration and Shock. Mechanical Mounting of Accelerometers (IDT)
|
|
ISO 7919-1-2002
|
ISO 7919-1:1996. Vibration of Non-Reciprocating Machines. Measurements on Rotating Shafts and Criteria for Evaluation. Part 1. General Guidelines (IDT)
|
|
ISO 10816-1-97
|
ISO 10816-1:1995. Vibration. Evaluation of Machine Condition by Vibration Measurements on Non-Rotating Parts. Part 1. General Guidelines (IDT)
|
|
ISO 10816-3-2002
|
ISO 10816-3:1998. Vibration. Evaluation of Machine Condition by Vibration Measurements on Non-Rotating Parts. Part 3. Industrial Machines with a Nominal Power of More Than 15 kW and Nominal Speeds of 120 to 15000 rpm, in-Situ Measurements (IDT)
|
|
ISO 10921-90
|
ISO 5801:1997. Industrial Fans. Performance Testing Using Standardized Ducts (NEQ)
|
|
ISO 19534-74
|
ISO 1925:2001. Vibration. Balancing. Vocabulary (NEQ)
|
|
ISO 24346-80
|
ISO 2041:1990. Vibration and Shock. Vocabulary (NEQ)
|
|
ISO 31322-2006 (ISO 8821:1989)
|
ISO 8821:1989. Vibration. Balancing. Guidelines for Accounting for the Keyway Effect When Balancing Shafts and Fitted Parts (MOD)
|
|
ISO 31351-2007 (ISO 14695:2003)
|
ISO 14695:2003. Industrial Fans. Vibration Measurement Methods (MOD)
|
|
Note: The following conditional designations of the standard’s compliance degree are used in this table: IDT – identical standards;
|
|
Categories: ইম্পেলার্সউদাহরণ
English 
العربية 
Azərbaycan dili 
বাংলা 
Български 
简体中文 
Hrvatski 
Čeština 
Dansk 
Nederlands 
Eesti 
Suomi 
Français 
ქართული 
Deutsch 
Ελληνικά 
עִבְרִית 
हिन्दी 
Magyar 
Bahasa Indonesia 
Italiano 
日本語 
한국어 
Latviešu valoda 
Lietuvių kalba 
Bahasa Melayu 
Norsk bokmål 
فارسی 
Polski 
Português do Brasil 
Português 
Română 
Русский 
Српски језик 
Slovenčina 
Slovenščina 
Español 
Svenska 
ไทย 
Türkçe 
Українська 
اردو 
Tiếng Việt 
0 Comments