بالانس روتور: نابالانسی استاتیک و دینامیک، رزونانس و روش عملی
این راهنما توضیح میدهد بالانس روتور برای روتورهای صلب: 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.
فهرست مطالب
- روتور چیست و بالانس کردن چه چیزی را اصلاح میکند؟
- انواع روتورها و انواع دیسبالانس
- ارتعاش مکانیسمها: آنچه که بالانسکردن میتواند و نمیتواند حذف کند
- رزونانس: عاملی که مانع از بالانس میشود
- مدلهای خطی در مقابل مدلهای غیرخطی: وقتی محاسبات از کار میافتند
- دستگاهها و ماشینهای بالانس
- بالانس روتورهای صلب (نکات کاربردی)
- نحوه انجام بالانس دینامیکی (روش سهدور)
- معیارهای ارزیابی کیفیت متعادلسازی
- استانداردها و مراجع
- FAQ
روتور چیست و بالانس کردن چه چیزی را اصلاح میکند؟
روتور بدنی است که حول یک محور میچرخد و توسط سطوح یاتاقانی خود در تکیهگاهها نگه داشته میشود. سطوح یاتاقانی روتور بارها را از طریق یاتاقانهای غلتشی یا لغزشی به تکیهگاهها منتقل میکنند. سطوح یاتاقانی همان سطوح تِرونیونها (محورهای تکیهگاهی) یا سطوح جایگزین آنها هستند.
در یک روتور کاملاً متعادل، جرم آن به صورت متقارن حول محور چرخش توزیع شده است، یعنی هر عنصر روتور میتواند با عنصر دیگری که به صورت متقارن حول محور چرخش قرار دارد، جفت شود. در یک روتور متعادل، نیروی گریز از مرکز وارد بر هر عنصر روتور با نیروی گریز از مرکز وارد بر عنصر متقارن متعادل میشود. به عنوان مثال، نیروهای گریز از مرکز F1 و F2، که از نظر بزرگی برابر و از نظر جهت مخالف هستند، بر عناصر 1 و 2 (که در شکل 1 با رنگ سبز مشخص شدهاند) عمل میکنند. این برای همه عناصر روتور متقارن صادق است و بنابراین کل نیروی گریز از مرکز وارد بر روتور 0 است و روتور متعادل است.
اما اگر تقارن روتور از بین برود (عنصر نامتقارن با رنگ قرمز در شکل ۱ نشان داده شده است)، نیروی گریز از مرکز نامتعادل F3 بر روتور وارد میشود. هنگام چرخش، این نیرو با چرخش روتور جهت خود را تغییر میدهد. بار دینامیکی ناشی از این نیرو به یاتاقانها منتقل شده و باعث سایش و فرسودگی تسریعشده میشود.
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.
وظیفهٔ بالانسکاری یافتن اندازه و موقعیت (زاویه) یک یا چند جرم اصلاحی (بالانسکننده) است.
انواع روتورها و انواع دیسبالانس
با در نظر گرفتن استحکام ماده روتور و بزرگی نیروهای گریز از مرکز که بر آن وارد میشوند، روتورها را میتوان به دو نوع تقسیم کرد - روتورهای صلب و روتورهای انعطافپذیر.
روتورهای صلب در شرایط کاری تحت اثر نیروی گریز از مرکز، تغییرشکل ناچیزی پیدا میکنند و تأثیر این تغییرشکل در محاسبات قابل چشمپوشی است.
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:
- عدم تعادل استاتیک — 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;
- نامیزانی دینامیکی — 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.
نیروهای F1 و F2 بر یک خط قرار ندارند و یکدیگر را خنثی نمیکنند.
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.
نیروهای الکترومغناطیسی 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.
ارتعاش مکانیسمها
ارتعاش واکنش طراحی مکانیزم به اثرات یک نیروی تحریککننده دورهای است. این نیرو میتواند ماهیت متفاوتی داشته باشد.
نیروی گریز از مرکز ناشی از روتور نامتعادل، نیرویی جبران نشده است که بر روی "نقطه سنگین" عمل میکند. این نیرو و ارتعاش ناشی از آن است که میتواند با متعادل کردن روتور حذف شود.
نیروهای برهمکنش با ماهیت "هندسی" که از خطاهای تولید و مونتاژ قطعات جفت شونده ناشی میشوند. این نیروها، به عنوان مثال، میتوانند در نتیجهی گرد نبودن گردن شفت، خطا در پروفیل دندانهها در چرخدندهها، موجدار بودن شیارهای یاتاقان، عدم همترازی شفتهای جفت شونده و غیره ایجاد شوند. در صورت گرد نبودن گردنهای شفت، محور شفت بسته به زاویه چرخش شفت جابجا میشود. اگرچه این ارتعاش در سرعت روتور نیز رخ میدهد، اما حذف آن با بالانس کردن تقریباً غیرممکن است.
نیروهای آیرودینامیکی ناشی از چرخش پروانههای پنکهها و سایر سازوکارهای بالهدار. نیروهای هیدرودینامیکی ناشی از چرخش پروانههای پمپهای هیدرولیک، توربینها و غیره.
نیروهای الکترومغناطیسی ناشی از عملکرد ماشینهای الکتریکی، مانند سیمپیچیهای نامتقارن روتور، سیمپیچیهای اتصال کوتاهشده و غیره.
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.
انواع مختلفی از حسگرها را میتوان برای اندازهگیری ارتعاش و بالانسکردن مکانیزمها بهکار برد، از جمله:
- سنسورهای لرزش مطلق طراحیشده برای اندازهگیری شتاب لرزش (شتابسنجها) و سنسورهای سرعت لرزش؛
- حسگرهای ارتعاش نسبی - جریان گردابی یا خازنی، طراحی شده برای اندازهگیری جابجایی ارتعاش؛
- در برخی موارد (زمانی که طراحی مکانیزم اجازه میدهد)، میتوان از حسگرهای نیرو برای ارزیابی بار ارتعاش آن نیز استفاده کرد؛ به طور خاص، آنها به طور گسترده برای اندازهگیری بار ارتعاش تکیهگاههای ماشینهای متعادلکننده با یاتاقان سخت استفاده میشوند.
لذا، ارتعاش واکنش یک ماشین به اثر نیروهای خارجی است. بزرگی ارتعاش تنها به بزرگی نیروی وارد بر مکانیزم بستگی ندارد، بلکه به صلبیت طراحی مکانیزم نیز وابسته است. یک نیروی یکسان میتواند منجر به ارتعاشات متفاوتی شود. در یک ماشین با یاتاقان سخت، حتی اگر ارتعاش کم باشد، یاتاقانها ممکن است تحت بارهای دینامیکی قابل توجهی قرار گیرند. به همین دلیل است که هنگام بالانس ماشینهای با یاتاقان سخت، به جای حسگرهای ارتعاش (شتابسنجهای ارتعاش)، از حسگرهای نیرو استفاده میشود.
سنسورهای لرزش در سازوکارهایی با تکیهگاههای نسبتاً انعطافپذیر بهکار میروند، زمانی که اثر نیروهای گریز از مرکز نامتعادل منجر به تغییر شکل قابلتوجه تکیهگاهها و لرزش میشود. سنسورهای نیرو برای تکیهگاههای صلب بهکار میروند، زمانی که حتی نیروهای قابلتوجه ناشی از عدم تعادل نیز منجر به لرزش قابلتوجه نمیشوند.
رزونانس عاملی است که مانع توازن میشود.
قبلاً اشاره کردیم که روتورها به دو دستهٔ صلب و انعطافپذیر تقسیم میشوند. صلبیت یا انعطافپذیری روتور نباید با صلبیت یا قابلیت حرکت تکیهگاهها (پی) که روتور روی آنها نصب شده است اشتباه گرفته شود. روتوری صلب محسوب میشود که تغییرشکل (خمشدگی) آن تحت اثر نیروهای گریز از مرکز قابل چشمپوشی باشد. تغییرشکل روتور انعطافپذیر نسبتاً زیاد است و نمیتوان آن را نادیده گرفت.
در این مقاله تنها به بالانس روتورهای صلب میپردازیم. روتور صلب (غیرقابلانعطاف) میتواند روی تکیهگاههای صلب یا متحرک (انعطافپذیر) نصب شود. واضح است که این صلبیت/انعطافپذیری تکیهگاهها نیز نسبی است و به سرعت روتور و بزرگی نیروهای گریز از مرکز حاصل بستگی دارد. یک مرز شرطی، فرکانس ارتعاشات طبیعی تکیهگاههای روتور است.
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.
هنگامی که روتور شروع به چرخش میکند و فرکانس چرخش آن به فرکانس ارتعاشات طبیعی نزدیک میشود، دامنه ارتعاش بهطور ناگهانی افزایش مییابد که میتواند منجر به تخریب سازه شود.
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.
امکان تعیین فرکانس ارتعاشات طبیعی مکانیزم در حالت رانداون (در هنگام قطع چرخش روتور) یا با روش ضربه و تحلیل طیفی بعدی پاسخ سیستم به ضربه وجود دارد.
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.
مدلهای خطی و غیرخطی یک سیستم مکانیکی. غیرخطی بودن عاملی است که مانع بالانس میشود.
هنگام بالانس روتورهای صلب، از مدلهای ریاضیای به نام مدلهای خطی برای محاسبات بالانس استفاده میشود. مدل خطی به این معناست که در چنین مدلی یک کمیت با کمیت دیگر به صورت خطی متناسب است. برای مثال، اگر جرم غیر جبرانشده روی روتور دو برابر شود، مقدار ارتعاش نیز دو برابر خواهد شد. برای روتورهای صلب میتوان از مدل خطی استفاده کرد، زیرا آنها تغییر شکل نمیدهند.
برای روتورهای انعطافپذیر دیگر نمیتوان از مدل خطی استفاده کرد. در یک روتور انعطافپذیر، اگر جرم نقطهٔ سنگین در حین چرخش افزایش یابد، تغییرشکل اضافی رخ خواهد داد و علاوه بر جرم، شعاع محل نقطهٔ سنگین نیز افزایش مییابد. بنابراین، در یک روتور انعطافپذیر، ارتعاش بیش از دو برابر افزایش مییابد و روشهای معمول محاسبه کار نخواهند کرد.
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.
دستگاهها و ماشینهای بالانس
Recall that balancing is the process of aligning the main central axis of inertia with the rotor's axis of rotation.
این فرایند را میتوان به دو روش انجام داد.
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.
روش دوم (رایجترین) شامل جابجایی، نصب یا حذف وزنههای اصلاحی روی روتور است که بهگونهای قرار داده میشوند که محور لختی روتور تا حد امکان به محور چرخش آن نزدیک باشد.
جابجایی، افزودن یا حذف وزنههای اصلاحی در حین بالانس ممکن است از طریق عملیات فناورانهٔ مختلفی از جمله: سوراخکاری، فرزکاری، پرداخت سطح، جوشکاری، پیچکردن یا بازکردن پیچ، سوزاندن با لیزر یا پرتو الکترونی، الکترولیز، پوششدهی الکترومغناطیسی و غیره انجام شود.
فرآیند بالانس را میتوان به دو روش انجام داد:
- 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.
این دستگاهها شامل:
- یک واحد اندازهگیری و محاسبه مبتنی بر رایانه یا کنترلکننده صنعتی؛
- دو (یا بیشتر) حسگر ارتعاش؛
- a phase angle sensor;
- لوازم جانبی برای نصب حسگرها در محل؛
- نرمافزار تخصصی، طراحیشده برای انجام چرخه کامل اندازهگیری پارامترهای ارتعاش روتور در یک، دو یا چند صفحه اصلاحی.
در حال حاضر دو نوع ماشین بالانس رایجترین هستند:
- 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.
بالانس روتورهای صلب
مهم!
- بالانسکردن تنها ارتعاش ناشی از توزیع نامتقارن جرم روتور نسبت به محور چرخش آن را از بین میبرد. انواع دیگر ارتعاش با بالانسکردن برطرف نمیشوند!
- مکانیزمهای فنی که طراحی آنها عدم وجود رزونانس در فرکانس عملیاتی چرخش را تضمین میکند، بهطور مطمئن به شالوده متصل شده و در یاتاقانهای قابل سرویس نصب شدهاند، مشمول بالانس میباشند.
- ماشینآلات معیوب باید قبل از بالانس تعمیر شوند. در غیر این صورت، بالانس باکیفیت امکانپذیر نیست.
بالانسکردن جایگزین تعمیر نیست!
وظیفه اصلی بالانس، یافتن جرم و محل وزنههای جبرانی است که نیروهای گریز از مرکز را خنثی میکنند.
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.
نحوه انجام بالانس دینامیکی (روش سهدور)
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 صفحه اصلاح. 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.
برای مکانیزمهای همنوع با طراحی یکسان، ضرایب تأثیر نزدیک به هم خواهند بود. میتوان آنها را در حافظهٔ کامپیوتر ذخیره کرد و بدون اجرای آزمون، برای بالانس مکانیزمهای همنوع استفاده نمود که این امر بهرهوری بالانس را بهطور قابلتوجهی افزایش میدهد. توجه داشته باشید که جرم وزنههای آزمون باید بهگونهای انتخاب شود که پارامترهای ارتعاش هنگام نصب وزنهها بهطور محسوس تغییر کنند. در غیر این صورت، خطای محاسبهٔ ضرایب تأثیر افزایش یافته و کیفیت بالانس کاهش مییابد.
همانطور که از شکل 1 میبینید، نیروی گریز از مرکز در جهت شعاعی عمل میکند، یعنی عمود بر محور روتور. بنابراین، حسگرهای ارتعاش باید بهگونهای نصب شوند که محور حساسیت آنها نیز در جهت شعاعی باشد. معمولاً سختی فونداسیون در جهت افقی کمتر است، بنابراین ارتعاش در جهت افقی بیشتر است. از این رو، برای افزایش حساسیت، حسگرها باید طوری نصب شوند که محور حساسیت آنها نیز در جهت افقی قرار گیرد. البته از نظر بنیادی تفاوتی وجود ندارد. افزون بر ارتعاش در جهت شعاعی، باید ارتعاش در جهت محوری، در امتداد محور چرخش روتور، نیز پایش شود. این ارتعاش معمولاً ناشی از نامیزانی نیست، بلکه از علل دیگری سرچشمه میگیرد که عمدتاً به ناهمراستایی شفتهای متصلشده از طریق کوپلینگ مربوط میشود.
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.)
مقالات مرتبط (نمونههایی از استندهای بالانس)
معیارهای ارزیابی کیفیت بالانس مکانیزمها
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 eبه ازای هر and the service angular velocity ω, expressed in mm/s:
- ω = 2π·n / 60 [rad/s], where n is the service speed in rpm;
- eبه ازای هر = G · 1000 / ω [g·mm/kg] (numerically equal to µm of center-of-mass offset) — equivalently eبه ازای هر = 9549 · G / n;
- Uبه ازای هر = eبه ازای هر · 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; eبه ازای هر = 6.3 · 1000 / 314.2 = 20.1 g·mm/kg (cross-check: 9549 · 6.3 / 3000 ≈ 20.1); Uبه ازای هر = 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 Uبه ازای هر.
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.
با این حال، رعایت تلرانسهای مشخصشده نمیتواند بهطور کامل قابلیت اطمینان عملیاتی مکانیزم را که با دستیابی به حداقل سطح ارتعاش آن مرتبط است، تضمین کند. این امر با این واقعیت توضیح داده میشود که بزرگی ارتعاش مکانیزم نه تنها توسط بزرگی نیرویی که با عدم تعادل باقیمانده روتور آن مرتبط است تعیین میشود، بلکه به چندین پارامتر دیگر نیز بستگی دارد، از جمله: سختی k عناصر سازهای مکانیزم، جرم m آن، ضریب میرایی، و همچنین فرکانس چرخش. بنابراین، برای ارزیابی ویژگیهای دینامیکی مکانیزم (از جمله کیفیت توازن آن) در موارد متعدد، توصیه میشود سطح ارتعاش باقیمانده مکانیزم را که توسط تعدادی از استانداردها تنظیم میشود، برآورد کرد.
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:
| کلاس | الف/ب | 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.
استانداردها و مراجع
- 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 →
- ایزو ۲۱۹۴۰-۲ — 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.)
- ایزو ۱۴۶۹۴:۲۰۰۳ — Industrial fans — Specifications for balance quality and vibration levels.
FAQ
آیا بالانس کردن تمام لرزشها را از بین میبرد؟
خیر. بالانس کردن، ارتعاش ناشی از توزیع نامتقارن جرم روتور نسبت به محور چرخش آن را از بین میبرد. ارتعاش ناشی از عدم همترازی، نقص یاتاقان، نیروهای آیرودینامیکی/هیدرودینامیکی، نیروهای الکترومغناطیسی و سایر علل نیاز به تشخیص و اقدامات اصلاحی جداگانه دارد.
چرا بالانس کردن ممکن است در نزدیکی رزونانس ناموفق باشد؟
نزدیک به رزونانس، تغییرات کوچک سرعت میتواند باعث تغییرات بزرگ در دامنه ارتعاش و تغییر فاز ۱۸۰ درجهای شود. در چنین شرایطی نتایج اندازهگیری ناپایدار میشوند و روشهای بالانسکردن مرسوم ممکن است بدون روشهای خاص همگرا نشوند.
چه زمانی به بالانس تک صفحهای در مقابل دو صفحهای نیاز دارید؟
One plane is enough for disk-shaped rotors, where the axial length of the rotor is small compared with the diameter — as a rule of thumb L/D < 0.5 — and the service speed is well below the first critical speed. Typical examples: a grinding wheel, a single-disk fan impeller, a pulley, a car wheel. Such a rotor carries almost purely static unbalance.
دو هواپیما 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.
قبل از بالانس کردن چه باید کرد؟
اطمینان حاصل کنید که دستگاه قابل سرویس است: نصب مطمئن روی فونداسیون، یاتاقانهای سالم، عدم لقی شدید و عدم وجود منابع آشکار غیرخطی. بالانس کردن جایگزین تعمیر نیست.
نکات کلیدی
- بالانس کردن، تحریک مربوط به جرم (گریز از مرکز) را اصلاح میکند؛ اما ناهمراستایی، آسیب یاتاقان یا منابع الکترومغناطیسی/آیرودینامیکی را حل نمیکند.
- رزونانس و غیرخطی بودن میتوانند بالانسکاری مرسوم را بیاثر یا ناامن کنند.
- For rigid rotors, two-plane balancing is the general solution for dynamic unbalance (the combination of static + couple).
