Rotoren er et legeme, der roterer om en akse og holdes fast af sine lejeflader i støtterne. Rotorens lejeflader overfører belastninger til støtterne via rulle- eller glidelejer. Lejeoverfladerne er overfladerne på drejetapperne eller de overflader, der erstatter dem.

Fig.1 Rotor og centrifugalkræfter, der virker på den.

Fig.1 Rotor og centrifugalkræfter, der virker på den.

I en perfekt afbalanceret rotor er dens masse fordelt symmetrisk omkring rotationsaksen, dvs. at ethvert element i rotoren kan matches med et andet element, der er placeret symmetrisk omkring rotationsaksen. I en afbalanceret rotor er centrifugalkraften, der virker på ethvert rotorelement, afbalanceret af centrifugalkraften, der virker på det symmetriske element. For eksempel virker centrifugalkraften F1 og F2, der er lige store og modsatrettede, på element 1 og 2 (markeret med grønt i figur 1). Dette gælder for alle symmetriske rotorelementer, og dermed er den samlede centrifugalkraft, der virker på rotoren, 0, og rotoren er afbalanceret. Men hvis symmetrien i rotoren er brudt (asymmetrisk element er markeret med rød farve på figur 1), så virker en ubalanceret centrifugalkraft F3 på rotoren.
Når den roterer, skifter denne kraft retning i takt med rotorens rotation. Den dynamiske belastning som følge af denne kraft overføres til lejerne, hvilket resulterer i accelereret slitage. Under indflydelse af denne kraft, der skifter retning, sker der desuden en cyklisk deformation af understøtningerne og fundamentet, som rotoren er fastgjort på, dvs. der opstår vibrationer. For at eliminere rotorens ubalance og de medfølgende vibrationer skal der installeres afbalanceringsmasser for at genoprette symmetrien i rotoren.
Rotorafbalancering er en operation, der korrigerer ubalance ved at tilføje afbalanceringsmasser.
Opgaven med afbalancering er at finde størrelsen og placeringen (vinklen) af en eller flere afbalanceringsmasser.

Typer af rotorer og typer af ubalance.

Under hensyntagen til rotormaterialets styrke og størrelsen af de centrifugalkræfter, der virker på det, kan rotorer opdeles i to slags - stive rotorer og fleksible.
Stive rotorer deformeres ubetydeligt under påvirkning af centrifugalkraften ved arbejdstilstande, og indflydelsen af denne deformation i beregningerne kan negligeres.

Deformation af fleksible rotorer kan ikke længere negligeres. Deformation af fleksible rotorer komplicerer løsningen af afbalanceringsproblemet og kræver anvendelse af andre matematiske modeller i sammenligning med problemet med afbalancering af stive rotorer. Det skal bemærkes, at den samme rotor ved lave hastigheder kan opføre sig som stiv og ved høje hastigheder - som fleksibel. I det følgende vil vi kun overveje afbalancering af stive rotorer.
Afhængigt af fordelingen af ubalancerede masser langs rotorens længde kan der skelnes mellem to typer ubalance - statisk og dynamisk (momentan). Derfor taler man om statisk og dynamisk rotorbalancering.
Statisk rotorubalance opstår uden rotation af rotoren, dvs. i statik, når rotoren vendes af tyngdekraften med sit "tunge punkt" nedad. Et eksempel på en rotor med statisk ubalance er vist i Fig. 2.

Fig.2 Statisk ubalance i rotoren. Under tyngdekraftens påvirkning drejer det "tunge punkt" nedad

Fig.2 Statisk ubalance i rotoren.
Under tyngdekraftens påvirkning drejer det "tunge punkt" nedad

Dynamisk ubalance opstår kun, når rotoren roterer.
Et eksempel på en rotor med dynamisk ubalance er vist i fig. 3.

Fig.3 Dynamisk ubalance af rotoren. Kræfterne Fc1 og Fc2 skaber et moment, der har tendens til at bringe rotoren ud af balance.

Fig.3 Dynamisk ubalance af rotoren.
Kræfterne Fc1 og Fc2 skaber et moment, der har tendens til at bringe rotoren ud af balance.

I dette tilfælde befinder de ubalancerede lige store masser M1 og M2 sig i forskellige planer - på forskellige steder langs rotorens længde. I statisk position, dvs. når rotoren ikke roterer, er det kun tyngdekraften, der virker på rotoren, og masserne afbalancerer hinanden. I dynamikken, når rotoren roterer, begynder centrifugalkræfterne Fc1 og Fc2 at virke på masserne M1 og M2. Disse kræfter er lige store og modsatrettede. Men da de påføres forskellige steder langs akslens længde og ikke er på den samme linje, kompenserer disse kræfter ikke for hinanden. Kræfterne Fc1 og Fc2 skaber et drejningsmoment på rotoren. Derfor kaldes denne ubalance også for momentubalance. Følgelig virker ukompenserede centrifugalkræfter på lejestillingerne, hvilket i høj grad kan overstige de beregnede værdier og reducere lejernes levetid.
Da denne type ubalance kun opstår dynamisk under rotorens rotation, kaldes den dynamisk ubalance. Den kan ikke korrigeres under statiske forhold ved afbalancering "på knive" eller lignende metoder. For at eliminere dynamisk ubalance skal der installeres to kompenserende vægte, som producerer et moment af samme størrelse og modsat retning af det moment, der opstår fra masserne M1 og M2. Kompensationsmasserne behøver ikke at være indstillet modsat og lige så store som masserne M1 og M2. Det vigtigste er, at de producerer et moment, der fuldt ud kompenserer for ubalancemomentet.
Generelt er masserne M1 og M2 måske ikke lig med hinanden, så der vil være en kombination af statisk og dynamisk ubalance. Det er teoretisk bevist, at for en stiv rotor er det nødvendigt og tilstrækkeligt med to vægte, der er fordelt i rotorens længde, for at eliminere dens ubalance. Disse vægte vil kompensere for både det drejningsmoment, der skyldes dynamisk ubalance, og den centrifugalkraft, der skyldes massens asymmetri i forhold til rotorens akse (statisk ubalance). Typisk er dynamisk ubalance karakteristisk for lange rotorer, såsom aksler, og statisk ubalance er karakteristisk for smalle rotorer. Men hvis den smalle rotor er skæv i forhold til aksen eller deformeret ("figur otte"), vil dynamisk ubalance være svær at eliminere. (se fig. 4), fordi det i dette tilfælde er vanskeligt at installere korrigerende vægte, der skaber det nødvendige kompenserende moment.

Fig.4 Dynamisk ubalance af den smalle rotor.

Fig.4 Dynamisk ubalance af den smalle rotor.

Kræfterne F1 og F2 ligger ikke på samme linje og udligner ikke hinanden.
Da armen, der skal skabe momentet, er lille på grund af den smalle rotor, kan det være nødvendigt med store korrektionsvægte. Dette resulterer dog også i en "induceret ubalance" på grund af deformation af den smalle rotor ved centrifugalkræfter fra korrektionsvægtene. (Se for eksempel "Metodiske instruktioner til afbalancering af stive rotorer (til ISO 22061-76)". Afsnit 10. ROTORSTØTTESYSTEM. ) Dette er bemærkelsesværdigt for smalle ventilatorhjul, hvor der ud over kraftubalance også er aerodynamisk ubalance. Og det skal forstås, at aerodynamisk ubalance, eller rettere aerodynamisk kraft, er direkte proportional med rotorens vinkelhastighed, og til kompensation bruges centrifugalkraften fra den korrigerende masse, som er proportional med kvadratet på vinkelhastigheden. Derfor kan afbalanceringseffekten kun finde sted ved en bestemt afbalanceringsfrekvens. Ved andre rotationsfrekvenser opstår der en ekstra fejl. Det samme kan siges om de elektromagnetiske kræfter i en elmotor, som også er proportionale med vinkelhastigheden. Så det er ikke muligt at eliminere alle årsager til vibrationer i en maskine ved afbalancering.

Vibration af mekanismer.

Vibration er reaktionen fra mekanismens design på virkningerne af en cyklisk excitatorisk kraft. Denne kraft kan være af forskellig art.
Centrifugalkraften fra en rotor i ubalance er en ukompenseret kraft, der virker på det "tunge punkt". Det er denne kraft og de vibrationer, den forårsager, der kan elimineres ved at afbalancere rotoren.
Interaktionskræfter af "geometrisk" karakter, der opstår som følge af fremstillings- og monteringsfejl i de sammenhørende dele. Disse kræfter kan f.eks. opstå som følge af ujævnheder i akselhalse, fejl i tandprofiler i tandhjul, bølger i lejebaner, forkert justering af modstående aksler osv. Hvis akseltapperne ikke er cirkulære, vil akslens akse blive forskudt afhængigt af akslens rotationsvinkel. Selvom denne vibration også opstår ved rotorhastighed, er det næsten umuligt at eliminere den ved afbalancering.
Aerodynamiske kræfter som følge af rotationen af ventilatorhjul og andre vingemekanismer. Hydrodynamiske kræfter som følge af rotation af løbehjul i hydrauliske pumper, turbiner osv.
Elektromagnetiske kræfter som følge af driften af elektriske maskiner, f.eks. asymmetriske rotorviklinger, kortsluttede viklinger osv.

Vibrationens størrelse (f.eks. dens amplitude Av) afhænger ikke kun af den excitatoriske kraft Fv, der virker på mekanismen med cirkulær frekvens ω, men også af mekanismens stivhed k, dens masse m samt dæmpningskoefficienten C.

Forskellige typer sensorer kan bruges til at måle vibrations- og balancemekanismer, herunder:

Absolutte vibrationssensorer designet til at måle vibrationsacceleration (accelerometre) og vibrationshastighedssensorer;

sensorer til relativ vibration - hvirvelstrøm eller kapacitiv, designet til at måle vibrationsforskydning. I nogle tilfælde (når mekanismens design tillader det) kan kraftsensorer også bruges til at vurdere dens vibrationsbelastning. De bruges især i vid udstrækning til at måle vibrationsbelastningen på hårdt lejrede afbalanceringsmaskinstøtter.

Vibrationer er altså en maskines reaktion på ydre kræfter. Vibrationens størrelse afhænger ikke kun af størrelsen af den kraft, der virker på mekanismen, men også af stivheden i mekanismens design. En og samme kraft kan føre til forskellige vibrationer. I en maskine med hårde lejer kan lejerne blive udsat for betydelige dynamiske belastninger, selv om vibrationerne er små. Det er derfor, man bruger kraftsensorer i stedet for vibrationssensorer (vibrationsaccelerometre) til afbalancering af maskiner med hårde lejer. Vibrationssensorer bruges på mekanismer med relativt bøjelige understøtninger, når virkningen af ubalancerede centrifugalkræfter fører til en mærkbar deformation af understøtninger og vibrationer. Kraftsensorer bruges til stive understøtninger, hvor selv betydelige kræfter på grund af ubalance ikke fører til betydelige vibrationer.

Resonans er en faktor, der forhindrer afbalancering

Vi har tidligere nævnt, at rotorer opdeles i stive og fleksible. Rotorens stivhed eller fleksibilitet må ikke forveksles med stivheden eller mobiliteten af de understøtninger (fundamenter), som rotoren er installeret på. En rotor betragtes som stiv, når dens deformation (bøjning) under påvirkning af centrifugalkræfter kan negligeres. Deformationen af en fleksibel rotor er relativt stor og kan ikke negligeres.

I denne artikel ser vi kun på afbalancering af stive rotorer. En stiv (ikke-deformerbar) rotor kan til gengæld være monteret på stive eller bevægelige (bøjelige) understøtninger. Det er klart, at understøtningernes stivhed/bevægelighed også er relativ, afhængig af rotorens hastighed og størrelsen af de resulterende centrifugalkræfter. En betinget grænse er frekvensen af de naturlige vibrationer i rotorens understøtninger. For mekaniske systemer er formen og frekvensen af naturlige vibrationer bestemt af massen og elasticiteten af elementerne i det mekaniske system. Det vil sige, at frekvensen af naturlige vibrationer er en intern egenskab ved det mekaniske system og ikke afhænger af eksterne kræfter. Når understøtninger afbøjes fra ligevægtstilstanden, har de på grund af elasticiteten en tendens til at vende tilbage til ligevægtspositionen. Men på grund af den massive rotors inerti har denne proces karakter af dæmpede svingninger. Disse vibrationer er de naturlige vibrationer i rotor-understøtningssystemet. Deres frekvens afhænger af forholdet mellem rotorens masse og understøtningernes elasticitet.

Når rotoren begynder at rotere, og dens rotationsfrekvens nærmer sig frekvensen for naturlige vibrationer, øges vibrationsamplituden kraftigt, hvilket kan føre til ødelæggelse af strukturen.

Fænomenet mekanisk resonans opstår. I resonansområdet kan en ændring af rotationshastigheden med 100 omdrejninger i minuttet føre til en forøgelse af vibrationerne med ti gange. På samme tid (i resonansområdet) ændres vibrationsfasen med 180°.

Fig.5 Ændringer i amplitude og fase af svingningerne i et mekanisk system, når frekvensen af en ekstern kraft ændres.

Fig.5 Ændringer i amplitude og fase af svingningerne i et mekanisk system, når frekvensen af en ekstern kraft ændres.

Hvis designet af mekanismen er mislykket, og rotorens driftsfrekvens er tæt på frekvensen for naturlige vibrationer, bliver mekanismens drift umulig på grund af den uacceptabelt høje vibration. Dette er ikke muligt på den sædvanlige måde, da selv en lille ændring i hastigheden vil medføre en drastisk ændring i vibrationsparametrene. Til afbalancering inden for resonansområdet anvendes specielle metoder, der ikke behandles i denne artikel. Det er muligt at bestemme frekvensen af mekanismens naturlige vibrationer ved friløb (ved at slukke for rotorrotationen) eller ved stødmetoden med den efterfølgende spektralanalyse af systemets respons på stødet.

For mekanismer, hvis rotationsfrekvens ligger over resonansfrekvensen, dvs. som arbejder i resonansregimet, anses understøtningerne for at være i bevægelse, og til måling anvendes vibrationssensorer, hovedsageligt vibroacelerometre, der måler accelerationen af strukturelle elementer. For mekanismer, der arbejder i præresonant tilstand, betragtes understøtningerne som stive. I dette tilfælde anvendes kraftsensorer.

Lineære og ikke-lineære modeller af et mekanisk system. Ikke-linearitet er en faktor, der forhindrer afbalancering af

Når man afbalancerer stive rotorer, bruger man matematiske modeller, der kaldes lineære modeller, til afbalanceringsberegninger. En lineær model betyder, at i en sådan model er den ene størrelse proportional (lineær) med den anden. For eksempel, hvis den ukompenserede masse på rotoren fordobles, vil vibrationsværdien også blive fordoblet. For stive rotorer kan man bruge en lineær model, da de ikke deformeres. For fleksible rotorer kan den lineære model ikke længere bruges. For en fleksibel rotor gælder det, at hvis massen af det tunge punkt øges under rotationen, vil der ske yderligere deformation, og ud over massen vil radius for det tunge punkts placering også øges. For en fleksibel rotor vil vibrationen derfor blive mere end fordoblet, og de sædvanlige beregningsmetoder vil ikke fungere. Også ændringen af elasticiteten i understøtninger ved deres store deformationer, for eksempel når nogle strukturelle elementer fungerer ved små deformationer af understøtninger, og ved store er andre strukturelle elementer involveret. Det er derfor, du ikke kan afbalancere mekanismer, der ikke er fastgjort på et fundament, men for eksempel blot placeret på gulvet. Ved betydelige vibrationer kan kraften fra ubalancen trække mekanismen af gulvet og derved ændre systemets stivhedskarakteristika betydeligt. Motorfødderne skal være forsvarligt fastgjort, boltene skal være strammet, tykkelsen på skiverne skal give tilstrækkelig stivhed i monteringen osv. Hvis lejerne er ødelagte, er der mulighed for betydelig akselforskydning og stød, hvilket også vil resultere i dårlig linearitet og en manglende evne til at udføre en kvalitetsafbalancering.

Afbalanceringsanordninger og afbalanceringsmaskiner

Som nævnt ovenfor er afbalancering processen med at justere den centrale inertiakse med rotorens rotationsakse.

Denne proces kan udføres ved hjælp af to metoder.

Den første metode går ud på at bearbejde rotortapperne på en sådan måde, at den akse, der går gennem tappernes centrum, krydser rotorens centrale inertiakse. En sådan teknik bruges sjældent i praksis og vil ikke blive diskuteret i detaljer i denne artikel.

Den anden (mest almindelige) metode går ud på at flytte, installere eller fjerne korrektionsvægte på rotoren, som placeres, så rotorens inertiakse er så tæt på dens rotationsakse som muligt.

Flytning, tilføjelse eller fjernelse af korrektionsvægte under afbalancering kan udføres ved forskellige teknologiske operationer, herunder: boring, fræsning, overfladebehandling, svejsning, skruing eller afskruing, laser- eller elektronstrålebrænding, elektrolyse, elektromagnetisk overfladebehandling osv.

Afbalanceringsprocessen kan udføres på to måder:

  1. afbalancering af monterede rotorer (i deres egne lejer) ved hjælp af afbalanceringsmaskiner;
  2. afbalancering af rotorer på afbalanceringsmaskiner. Til afbalancering af rotorer i deres egne lejer bruges normalt specialiserede afbalanceringsenheder (kits), som gør det muligt at måle vibrationen af den afbalancerede rotor ved dens rotationsfrekvens i vektorform, dvs. at måle både amplituden og fasen af vibrationen. På nuværende tidspunkt er de ovennævnte enheder fremstillet på basis af mikroprocessorteknologi og (bortset fra vibrationsmåling og analyse) giver automatisk beregning af parametre for korrigerende vægte, som skal installeres på rotoren for at kompensere for dens ubalance.

Disse enheder omfatter:

  • en måle- og computerenhed baseret på en computer eller industriel controller;
  • To (eller flere) vibrationssensorer;
  • En fasevinkelsensor;
  • tilbehør til montering af sensorerne på stedet;
  • specialiseret software, der er designet til at udføre en fuld cyklus af måling af rotorvibrationsparametre i et, to eller flere korrektionsplaner.

To typer afbalanceringsmaskiner er i øjeblikket de mest almindelige:

  • Maskiner med bløde bæringer (med bløde understøtninger);
  • Maskiner med hårde lejer (med stive understøtninger).

Soft-bearings-maskiner har relativt bøjelige understøtninger, for eksempel baseret på flade fjedre. Frekvensen af naturlige vibrationer i disse understøtninger er normalt 2-3 gange lavere end rotationsfrekvensen for afbalanceringsrotoren, som er monteret på dem. Vibrationssensorer (accelerometre, vibrationshastighedssensorer osv.) bruges normalt til at måle vibrationerne i maskinens præresonante understøtninger. Maskiner til afbalancering før resonans bruger relativt stive understøtninger, hvis naturlige vibrationsfrekvenser skal være 2-3 gange højere end rotationsfrekvensen for den rotor, der afbalanceres. Krafttransducere bruges normalt til at måle vibrationsbelastningen på præresonansmaskinens understøtninger. Fordelen ved præresonansafbalanceringsmaskiner er, at afbalancering på dem kan udføres ved relativt lave rotorhastigheder (op til 400 - 500 o/min), hvilket i høj grad forenkler designet af maskinen og dens fundament og øger produktiviteten og sikkerheden ved afbalancering.

Afbalancering af stive rotorer
Vigtigt!

  • Afbalancering eliminerer kun vibrationer, der skyldes asymmetrisk fordeling af rotormassen i forhold til rotationsaksen. Andre typer vibrationer elimineres ikke ved afbalancering!
  • Tekniske mekanismer, hvis design sikrer fravær af resonanser ved driftsfrekvensen for rotation, pålideligt fastgjort på fundamentet, installeret i servicable lejer, er underlagt afbalancering.
  • Defekte maskiner skal repareres før afbalancering. Ellers er kvalitetsafbalancering ikke mulig.
    Afbalancering er ikke en erstatning for reparation!

Hovedopgaven ved afbalancering er at finde massen og placeringen af de kompenserende vægte, der skal afbalancere centrifugalkræfterne.
Som nævnt ovenfor er det for stive rotorer generelt nødvendigt og tilstrækkeligt at installere to kompenserende vægte. Dette vil eliminere både statisk og dynamisk ubalance i rotoren. Det generelle skema til måling af vibrationer under afbalancering er som følger.

Fig. 6 Valg af målepunkter og placering af vægte (korrektionsplaner) ved afbalancering i to planer

Fig. 6 Valg af målepunkter og placering af vægte (korrektionsplaner) ved afbalancering i to planer

Vibrationssensorer er installeret på lejestøtterne i punkt 1 og 2. En omdrejningsmarkør er fastgjort til rotoren, normalt med reflekterende tape. RPM-mærket bruges af lasertachometeret til at bestemme rotorens hastighed og vibrationssignalets fase.

Fig. 7. Installation af sensorer ved afbalancering i to planer. 1,2 - vibrationssensorer, 3 - markør, 4 - måleenhed, 5 - notebook

Fig. 7. Installation af sensorer ved afbalancering i to planer. 1,2 - vibrationssensorer, 3 - markør, 4 - måleenhed, 5 - notebook

I de fleste tilfælde udføres dynamisk afbalancering ved hjælp af metoden med tre starter. Metoden er baseret på, at testvægte med kendt vægt placeres på rotoren i serie i plan 1 og 2, og vægtene og placeringen af afbalanceringsvægtene beregnes ud fra resultaterne af ændringer i vibrationsparametrene.

Stedet for installation af vægte kaldes korrektionsplanet. Normalt vælges korrektionsplanerne i området omkring de lejestøtter, som rotoren er installeret på.

Ved den første opstart måles den indledende vibration. Derefter placeres en testvægt med kendt vægt på rotoren tættere på et af lejerne. En anden opstart udføres, og vibrationsparametrene måles, som bør ændre sig på grund af testvægtens installation. Derefter fjernes testvægten i det første plan og installeres i det andet plan. En tredje testkørsel udføres, og vibrationsparametrene måles. Testvægten fjernes, og softwaren beregner automatisk masserne og installationsvinklerne for balancevægtene.

Pointen med at installere testvægtene er at bestemme, hvordan systemet reagerer på ændringer i ubalancen. Testvægtenes vægt og placering er kendt, så softwaren kan beregne såkaldte indflydelseskoefficienter, der viser, hvordan indførelsen af en kendt ubalance påvirker vibrationsparametrene. Indflydelseskoefficienterne er egenskaber ved selve det mekaniske system og afhænger af understøtningernes stivhed og massen (inertien) af rotor-understøtningssystemet.

For den samme type mekanismer med det samme design vil indflydelseskoefficienterne være tæt på hinanden. Det er muligt at gemme dem i computerens hukommelse og bruge dem til afbalancering af mekanismer af samme type uden testkørsler, hvilket øger produktiviteten ved afbalancering betydeligt. Bemærk, at testvægtenes masse skal vælges således, at vibrationsparametrene ændres mærkbart, når testvægtene installeres. Ellers øges fejlen ved beregning af indflydelseskoefficienter, og kvaliteten af afbalanceringen forringes.

Som du kan se på fig. 1, virker centrifugalkraften i radial retning, dvs. vinkelret på rotoraksen. Derfor skal vibrationssensorerne installeres, så deres følsomhedsakse også peger i den radiale retning. Normalt er fundamentets stivhed i den vandrette retning mindre, så vibrationerne i den vandrette retning er højere. For at øge følsomheden skal sensorerne derfor installeres, så deres følsomhedsakse også er rettet horisontalt. Selvom der ikke er nogen grundlæggende forskel. Ud over vibrationer i den radiale retning skal vibrationer i den aksiale retning, langs rotorens rotationsakse, overvåges. Denne vibration er normalt ikke forårsaget af ubalance, men af andre årsager, hovedsageligt relateret til forkert justering og forkert justering af akslerne, der er forbundet via koblingen.

Disse vibrationer kan ikke elimineres ved afbalancering, og i så fald er justering påkrævet. I praksis har sådanne maskiner normalt både rotorubalance og akselforskydning, hvilket gør opgaven med at eliminere vibrationer meget vanskeligere. I sådanne tilfælde er det nødvendigt først at centrere maskinen og derefter afbalancere den. (Selvom der er stærk ubalance i drejningsmomentet, opstår der også vibrationer i aksial retning på grund af "vridning" af fundamentstrukturen).

Eksempler på bænke til afbalancering af små rotorer har vi omtalt i vores andre artikler:

Balancestativ med blød støtte.

Afbalancering af elektriske motorers rotorer.

Enkle, men effektive balancestativer

Kriterier for vurdering af kvaliteten af balanceringsmekanismer.

Rotorers (mekanismers) afbalanceringskvalitet kan evalueres på to måder. Den første metode går ud på at sammenligne mængden af restubalance, der bestemmes under afbalanceringsprocessen, med tolerancen for restubalance. Disse tolerancer for de forskellige rotorklasser er specificeret i ISO 1940-1-2007. Del 1. Definition af tilladt ubalance.

Overholdelse af de specificerede tolerancer kan dog ikke fuldt ud garantere mekanismens driftssikkerhed, der er forbundet med opnåelsen af minimumsniveauet for dens vibrationer. Dette skyldes, at størrelsen af mekanismens vibrationer ikke kun bestemmes af størrelsen af den kraft, der er forbundet med den resterende ubalance i rotoren, men også afhænger af flere andre parametre, herunder: stivheden k af mekanismens strukturelle elementer, dens masse m, dæmpningsfaktoren samt rotationsfrekvensen. For at vurdere mekanismens dynamiske egenskaber (herunder kvaliteten af dens balance) anbefales det derfor i en række tilfælde at vurdere niveauet af mekanismens restvibrationer, som er reguleret af en række standarder. Den mest almindelige standard, der regulerer de tilladte vibrationsniveauer for mekanismer, er ISO 10816-3-2002. Med dens hjælp er det muligt at indstille tolerancer for alle typer maskiner under hensyntagen til kraften i deres elektriske drev.

Ud over denne universelle standard findes der en række specialiserede standarder, der er udviklet til specifikke maskintyper. For eksempel 31350-2007 , ISO 7919-1-2002 osv.

ISO 1940-1-2007. "Vibrationer. Krav til afbalanceringskvalitet af stive rotorer. Del 1. Bestemmelse af tilladt ubalance".

ISO 10816-3:2009 Preview Mechanical vibration - Evaluation of machine vibration by measurements on non-rotating parts - Part 3: Industrial machines with nominal power above 15 kW and nominal speeds between 120 r/min and 15 000 r/min when measured in situ".

ISO 14694:2003 "Industriventilatorer - Specifikationer for balancekvalitet og vibrationsniveauer",


ISO 7919-1-2002 "Vibration af maskiner uden frem- og tilbagegående bevægelse. Målinger på roterende aksler og evalueringskriterier. Generel vejledning."

Dansk