Vyvažování rotoru: statická a dynamická nevyváženost, rezonance a praktický postup
Tato příručka vysvětluje vyvažování rotoru pro tuhé rotory: 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.
Obsah
- Co je rotor a co opravuje vyvážení?
- Typy rotorů a typy nevyváženosti
- Vibrace mechanismů: co vyvažování může a nemůže odstranit
- Rezonance: faktor, který brání vyvážení
- Lineární vs. nelineární modely: když výpočty přestanou fungovat
- Vyvažovací zařízení a vyvažovací stroje
- Vyvažování tuhých rotorů (praktické poznámky)
- Jak se provádí dynamické vyvažování (metoda tří měření)
- Kritéria pro posouzení kvality vyvažování
- Normy a reference
- ČASTO KLADENÉ DOTAZY
Co je rotor a co opravuje vyvážení?
Rotor je těleso, které se otáčí kolem určité osy a je drženo svými ložiskovými plochami v podpěrách. Ložiskové plochy rotoru přenášejí zatížení na podpěry prostřednictvím valivých nebo kluzných ložisek. Ložiskovými plochami jsou plochy čepů nebo plochy, které je nahrazují.
V dokonale vyváženém rotoru je jeho hmotnost rozložena symetricky kolem osy otáčení, tj. jakýkoli prvek rotoru může být spárován s jiným prvkem umístěným symetricky kolem osy otáčení. U vyváženého rotoru je odstředivá síla působící na jakýkoli prvek rotoru vyvážena odstředivou silou působící na symetrický prvek. Například na prvky 1 a 2 (na obr. 1 označeny zeleně) působí odstředivé síly F1 a F2, které mají stejnou velikost a opačný směr. To platí pro všechny symetrické prvky rotoru, a proto je celková odstředivá síla působící na rotor rovna 0 a rotor je vyvážený.
Pokud je však narušena symetrie rotoru (asymetrický prvek je na obr. 1 označen červenou barvou), působí na rotor nevyvážená odstředivá síla F3. Při otáčení tato síla mění svůj směr spolu s otáčením rotoru. Dynamické zatížení vznikající touto silou se přenáší na ložiska, což vede k jejich zrychlenému opotřebení.
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.
Úkolem vyvažování je najít velikost a polohu (úhel) jedné nebo více vyvažovacích hmot.
Typy rotorů a typy nevyváženosti
Vzhledem k pevnosti materiálu rotoru a velikosti odstředivých sil, které na něj působí, lze rotory rozdělit na dva typy - tuhé rotory a pružné rotory.
Tuhé rotory se při pracovních režimech působením odstředivé síly deformují jen nepatrně a vliv této deformace lze při výpočtech zanedbat.
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:
- statická nevyváženost — 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;
- dynamická nevyváženost — 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.
Síly F1 a F2 neleží na stejné přímce a vzájemně se nekompenzují.
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.
Elektromagnetické síly 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.
Vibrace mechanismů
Vibrace jsou reakcí konstrukce mechanismu na účinky cyklické budicí síly. Tato síla může být různé povahy.
Odstředivá síla vyplývající z nevyváženého rotoru je nekompenzovaná síla působící na "těžký bod". Právě tuto sílu a vibrace jí způsobené lze eliminovat vyvážením rotoru.
Interakční síly "geometrické" povahy vznikající v důsledku výrobních a montážních chyb spojovacích dílů. Tyto síly mohou vznikat například v důsledku nekruhovitosti hřídelových krčků, chyb v profilech zubů ozubených kol, vlnitosti oběžných drah ložisek, nesouososti spojovacích hřídelů atd. V případě nekruhovitosti čepů se osa hřídele posune v závislosti na úhlu natočení hřídele. Ačkoli k těmto vibracím dochází i při otáčkách rotoru, je téměř nemožné je eliminovat vyvažováním.
Aerodynamické síly vznikající při otáčení oběžných kol ventilátorů a jiných lopatkových mechanismů. Hydrodynamické síly vznikající při otáčení oběžných kol hydraulických čerpadel, turbín atd.
Elektromagnetické síly vznikající při provozu elektrických strojů, např. nesymetrické vinutí rotoru, zkratované vinutí atd.
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.
K měření vibrací a vyvažování mechanismů lze použít různé typy snímačů, včetně:
- absolutní snímače vibrací určené k měření zrychlení vibrací (akcelerometry) a snímače rychlosti vibrací;
- senzory relativních vibrací – vířivoproudé nebo kapacitní, určené k měření vibračního posunu;
- V některých případech (pokud to konstrukce mechanismu umožňuje) lze k posouzení jeho vibračního zatížení použít také snímače síly; zejména se široce používají k měření vibračního zatížení tvrdých podpěr vyvažovacích strojů.
Vibrace jsou tedy reakcí stroje na působení vnějších sil. Velikost vibrací závisí nejen na velikosti síly působící na mechanismus, ale také na tuhosti konstrukce mechanismu. Jedna a tatáž síla může vést k různým vibracím. U stroje s tvrdými ložisky mohou být ložiska i při malých vibracích vystavena značnému dynamickému zatížení. Proto se při vyvažování strojů s tvrdými ložisky používají spíše snímače síly než vibrací (vibrační akcelerometry).
Snímače vibrací se používají u mechanismů s relativně poddajnými podpěrami, kdy působením nevyvážených odstředivých sil dochází ke znatelné deformaci podpěr a vibracím. Snímače síly se používají u tuhých podpěr, kdy ani výrazné síly způsobené nevyvážeností nevedou k výrazným vibracím.
Rezonance je faktorem, který brání vyvážení.
Již dříve jsme se zmínili, že rotory se dělí na tuhé a pružné. Tuhost nebo pružnost rotoru by se neměla zaměňovat s tuhostí nebo pohyblivostí podpěr (základů), na kterých je rotor instalován. Rotor se považuje za tuhý, pokud lze zanedbat jeho deformaci (ohyb) působením odstředivých sil. Deformace pružného rotoru je poměrně velká a nelze ji zanedbat.
V tomto článku se zabýváme pouze vyvažováním tuhých rotorů. Tuhý (nedeformovatelný) rotor může být namontován na tuhé nebo pohyblivé (poddajné) podpěry. Je zřejmé, že i tato tuhost/poddajnost podpěr je relativní, závisí na rychlosti rotoru a velikosti výsledných odstředivých sil. Podmíněnou hranicí je frekvence vlastních kmitů rotorových podpěr.
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.
Když se rotor začne otáčet a frekvence jeho otáčení se blíží frekvenci vlastních vibrací, amplituda vibrací se prudce zvýší, což může vést k destrukci konstrukce.
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.
Je možné určit frekvenci vlastních kmitů mechanismu při doběhu (při vypnutí otáčení rotoru) nebo rázovou metodou s následnou spektrální analýzou odezvy systému na ráz.
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.
Lineární a nelineární modely mechanického systému. Nelinearita je faktorem, který brání vyvážení
Při vyvažování tuhých rotorů se pro výpočty vyvažování používají matematické modely zvané lineární modely. Lineární model znamená, že v takovém modelu je jedna veličina úměrná (lineární) druhé. Pokud se například nekompenzovaná hmotnost na rotoru zdvojnásobí, pak se zdvojnásobí i hodnota vibrací. Pro tuhé rotory lze použít lineární model, protože se nedeformují.
U pružných rotorů již nelze použít lineární model. Pokud se u pružného rotoru během otáčení zvětší hmotnost těžkého bodu, dojde k další deformaci a kromě hmotnosti se zvětší i poloměr umístění těžkého bodu. U pružného rotoru se tedy vibrace zvýší více než dvojnásobně a obvyklé metody výpočtu nebudou fungovat.
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.
Vyvažovací zařízení a vyvažovací stroje
Recall that balancing is the process of aligning the main central axis of inertia with the rotor's axis of rotation.
Tento proces lze provést dvěma způsoby.
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.
Druhá (nejběžnější) metoda zahrnuje přemístění, instalaci nebo odstranění korekčních závaží na rotoru, která jsou umístěna tak, aby osa setrvačnosti rotoru byla co nejblíže jeho ose otáčení.
Přemístění, přidání nebo odebrání korekčních závaží během vyvažování lze provést různými technologickými operacemi, včetně vrtání, frézování, navařování, svařování, šroubování nebo vyšroubování, vypalování laserem nebo elektronovým paprskem, elektrolýzy, elektromagnetického navařování atd.
Vyvažování lze provést dvěma způsoby:
- 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.
Mezi tato zařízení patří:
- měřicí a výpočetní jednotka založená na počítači nebo průmyslové řídicí jednotce;
- dva (nebo více) vibračních senzorů;
- a phase angle sensor;
- příslušenství pro montáž snímačů na místě;
- specializovaný software, který je určen k provedení celého cyklu měření vibračních parametrů rotoru v jedné, dvou nebo více rovinách korekce.
V současné době se nejčastěji používají dva typy vyvažovacích strojů:
- 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.
Vyvažování tuhých rotorů
Důležité!
- Vyvažování pouze eliminuje vibrace způsobené asymetrickým rozložením hmotnosti rotoru vzhledem k jeho ose otáčení. Ostatní typy vibrací se vyvažováním neodstraňují!
- Technické mechanismy, jejichž konstrukce zajišťuje absenci rezonancí při pracovní frekvenci otáčení, spolehlivě upevněné na základ, uložené v provozuschopných ložiskách, podléhají vyvažování.
- Vadné strojní zařízení musí být před vyvážením opraveno. Jinak není možné provést kvalitní vyvážení.
Vyvážení nenahradí opravu!
Hlavním úkolem vyvažování je najít hmotnost a umístění kompenzačních závaží, která působí proti odstředivým silám.
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.
Jak se provádí dynamické vyvažování (metoda tří měření)
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 korekční rovina. 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.
U stejného typu mechanismů stejné konstrukce budou koeficienty vlivu blízké. Je možné je uložit do paměti počítače a použít je pro vyvažování mechanismů stejného typu bez zkušebních chodů, což výrazně zvyšuje produktivitu vyvažování. Všimněte si, že hmotnost zkušebních závaží by měla být zvolena tak, aby se při instalaci zkušebních závaží znatelně změnily parametry vibrací. V opačném případě se zvýší chyba výpočtu koeficientů vlivu a zhorší se kvalita vyvažování.
Jak je vidět z obr. 1, odstředivá síla působí v radiálním směru, tj. kolmo k ose rotoru. Proto musí být snímače vibrací instalovány tak, aby jejich osa citlivosti směřovala také v radiálním směru. Obvykle je tuhost základu v horizontálním směru nižší, takže vibrace v horizontálním směru jsou vyšší. Proto by kvůli zvýšení citlivosti měly být snímače instalovány tak, aby jejich osa citlivosti byla rovněž orientována horizontálně. Ačkoli v tom není zásadní rozdíl. Kromě vibrací v radiálním směru je třeba sledovat také vibrace v axiálním směru, podél osy otáčení rotoru. Tyto vibrace obvykle nejsou způsobeny nevyvážeností, ale jinými příčinami, zejména souvisejícími s nesouosostí hřídelí spojených přes spojku.
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.)
Související články (příklady vyvažovacích stojanů)
- Vyvažovací stojan s měkkou oporou
- Vyvažování rotorů elektromotorů
- Jednoduché, ale účinné vyvažovací stojany
Kritéria pro posouzení kvality vyvažovacích mechanismů
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 eza and the service angular velocity ω, expressed in mm/s:
- ω = 2π·n / 60 [rad/s], where n is the service speed in rpm;
- eza = G · 1000 / ω [g·mm/kg] (numerically equal to µm of center-of-mass offset) — equivalently eza = 9549 · G / n;
- Uza = eza · 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; eza = 6.3 · 1000 / 314.2 = 20.1 g·mm/kg (cross-check: 9549 · 6.3 / 3000 ≈ 20.1); Uza = 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 Uza.
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.
Dodržení stanovených tolerancí však nemůže plně zaručit provozní spolehlivost mechanismu spojenou s dosažením minimální úrovně jeho vibrací. To se vysvětluje tím, že velikost vibrací mechanismu není určena pouze velikostí síly spojené se zbytkový nevývažkem jeho rotoru, ale závisí také na několika dalších parametrech, včetně: tuhosti k konstrukčních prvků mechanismu, jeho hmotnosti m, činitele tlumení a také frekvence otáčení. Proto se pro odhad dynamických vlastností mechanismu (včetně kvality jeho vyvážení) v řadě případů doporučuje odhadnout úroveň zbytkových vibrací mechanismu, která je upravena řadou norem.
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:
| Třída | 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.
Normy a reference
- 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.)
- ČSN EN 14694:2003 — Industrial fans — Specifications for balance quality and vibration levels.
ČASTO KLADENÉ DOTAZY
Odstraňuje vyvážení všechny vibrace?
Ne. Vyvažování odstraňuje vibrace způsobené asymetrickým rozložením hmotnosti rotoru vzhledem k jeho ose otáčení. Vibrace způsobené nesouosostí, vadami ložisek, aerodynamickými/hydrodynamickými silami, elektromagnetickými silami a dalšími příčinami vyžadují samostatnou diagnostiku a nápravná opatření.
Proč může selhat vyvažování v blízkosti rezonance?
V blízkosti rezonance mohou malé změny rychlosti způsobit velké změny amplitudy vibrací a fázový posun o 180°. Za takových podmínek se výsledky měření stávají nestabilními a konvenční vyvažovací postupy nemusí konvergovat bez speciálních metod.
Kdy potřebujete vyvažování v jedné rovině oproti vyvažování ve dvou rovinách?
Jedna rovina 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.
Dvě letadla 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.
Co je třeba udělat před vyvážením?
Ujistěte se, že je stroj provozuschopný: spolehlivé upevnění k základu, bezvadná ložiska, žádná výrazná vůle a žádné zjevné zdroje nelinearity. Vyvažování nenahrazuje opravu.
Klíčové poznatky
- Vyvažování koriguje buzení související s hmotností (odstředivé); neřeší nesouosost, poškození ložisek ani elektromagnetické/aerodynamické zdroje.
- Rezonance a nelinearita mohou způsobit, že konvenční vyvažování bude neúčinné nebo nebezpečné.
- For rigid rotors, two-plane balancing is the general solution for dynamic unbalance (the combination of static + couple).
