מאזן נייד, מנתח רעידות

מאזן נייד ומנתח רעידות Balanset-1A

€1,751.00

ה-Balanset-1A מצויד ב-2 ערוצים ומיועד לאיזון דינמי בשני מישורים. זה הופך אותו למתאים למגוון רחב של יישומים, כולל מגרסות, מאווררים, מכסים, מקמחים על קומבינים, פירים, צנטריפוגות, טורבינות ועוד רבים אחרים. הרבגוניות שלו קרא עוד…

מק"ט: BS-1

קטגוריה: מכשירים

Fan Balancing

(המידע בשימוש מ-ISO 31350-2007 VIBRATION. מאווררים תעשייתיים. דרישות לאיכות רטט ואיזון מופקת)

רטט המיוצר על ידי המאוורר הוא אחד המאפיינים הטכניים החשובים ביותר שלו. זה מציין את איכות העיצוב והייצור של המוצר. רעידות מוגברות עשויות להעיד על התקנה לא נכונה של המאוורר, התדרדרות במצבו הטכני וכו'. מסיבה זו, רטט המאוורר נמדד בדרך כלל במהלך בדיקות קבלה, במהלך ההתקנה לפני ההפעלה וכן בעת ביצוע תוכנית ניטור מצב המכונה. נתוני רעידות מאווררים משמשים גם בתכנון המערכות התמיכה והמחוברות שלו (תעלות). מדידות רעידות מבוצעות בדרך כלל עם פתחי יניקה ופריקה פתוחים, אך יש לציין שרטט המאוורר יכול להשתנות באופן משמעותי עם שינויים באווירודינמיקה של זרימת האוויר, מהירות סיבוב ומאפיינים אחרים.

ISO 10816-1-97, ISO 10816-3-2002 ו-ISO 31351-2007 קובעים שיטות מדידה ומגדירים את מיקומי חיישני הרטט. אם מבוצעות מדידות רעידות כדי להעריך את השפעתן על הצינור או על בסיס המאוורר, נקודות המדידה נבחרות בהתאם.

מדידות רעידות מאוורר עשויות להיות יקרות, ולעיתים העלות שלהן עולה משמעותית על עלות ייצור המוצר עצמו. לכן, יש להכניס הגבלות כלשהן על הערכים של רכיבי רטט נפרדים או פרמטרי רטט ברצועות תדרים רק כאשר חריגה מהערכים הללו מעידה על תקלה במאוורר. כמו כן, יש להגביל את מספר נקודות מדידת הרטט בהתבסס על השימוש המיועד בתוצאות המדידה. בדרך כלל, מספיק למדוד רטט בתומכי המאוורר כדי להעריך את מצב הרטט של המאוורר.

הבסיס הוא מה שהמאוורר מותקן עליו ומה שמספק את התמיכה הדרושה למאוורר. המסה והקשיחות של הבסיס נבחרות כדי למנוע את הגברה של הרטט המועבר דרכו.

התמיכות הן משני סוגים:

תמיכה תואמת: מערכת תומכת מאוורר שתוכננה כך שהתדר הטבעי הראשון של התמיכה נמוך משמעותית מתדירות הסיבוב ההפעלה של המאוורר. בעת קביעת מידת ההתאמה של התמיכה, יש לקחת בחשבון תוספות אלסטיות בין המאוורר למבנה התמיכה. ההתאמה של התמיכה מובטחת על ידי השעיית המאוורר על קפיצים או הנחת התמיכה על אלמנטים אלסטיים (קפיצים, מבודדי גומי וכו'). התדר הטבעי של מערכת המתלים - המאוורר הוא בדרך כלל פחות מ-25% מהתדר התואם למהירות הסיבוב המינימלית של המאוורר שנבדק.
תמיכה קשיחה: מערכת תומכת מאוורר שתוכננה כך שהתדר הטבעי הראשון של התמיכה גבוה משמעותית מתדר הסיבוב ההפעלה. הקשיחות של בסיס האוהדים היא יחסית. יש לשקול זאת בהשוואה לקשיחות של מיסבי המכונה. היחס בין רטט בית המיסב לרטט הבסיס מאפיין את השפעת ההתאמה של הבסיס. הבסיס יכול להיחשב קשיח ומסיבי מספיק אם משרעת רטט הבסיס (בכל כיוון) ליד רגלי המכונה או מסגרת התמיכה נמוכה מ-25% מתוצאת מדידת הרטט המקסימלית שהתקבלה בתמיכה המיסב הקרובה ביותר (בכל כיוון).

מאחר שהמסה והקשיחות של הבסיס הזמני שעליו מותקן המאוורר במהלך בדיקת המפעל עשויים להיות שונים באופן משמעותי מתנאי ההתקנה באתר ההפעלה, ערכי הגבול של תנאי המפעל חלים על רטט צר פס בתחום התדרים הסיבוביים, ועבור בדיקת מאוורר באתר - לרטט פס רחב, קביעת מצב הרטט הכולל של המכונה. אתר ההפעלה הוא מיקום ההתקנה הסופי של המאוורר, עבורו מוגדרים תנאי ההפעלה.

קטגוריות אוהדים (קטגוריות BV)

מאווררים מסווגים על סמך מאפייני השימוש המיועד שלהם, דרגות דיוק איזון וערכי גבול מומלצים של פרמטרי רטט. העיצוב והמטרה של המאוורר הם קריטריונים המאפשרים סיווג סוגים רבים של מאווררים לפי ערכי חוסר איזון מקובלים ורמות רעידות (קטגוריות BV).

טבלה 1 מציגה את הקטגוריות אליהן ניתן לייחס מאווררים בהתבסס על תנאי היישום שלהם, תוך התחשבות בערכי חוסר האיזון המותרים ורמות הרטט. קטגוריית המאווררים נקבעת על ידי היצרן.

טבלה 1 – קטגוריות מאווררים

תנאי יישום	דוגמאות	צריכת חשמל, קילוואט	BV-קטגוריה
חללי מגורים ומשרדים	מאווררי תקרה ועליית גג, מזגני חלונות	≤ 0.15	BV-1
חללי מגורים ומשרדים	מאווררי תקרה ועליית גג, מזגני חלונות	> 0.15	BV-2
מבנים וחצרים חקלאיים	מאווררים למערכות אוורור ומיזוג אוויר; מאווררים בציוד סדרתי	≤ 3.7	BV-2
מבנים וחצרים חקלאיים	מאווררים למערכות אוורור ומיזוג אוויר; מאווררים בציוד סדרתי	> 3.7	BV-3
תהליכים תעשייתיים וייצור חשמל	מאווררים בחללים סגורים, מכרות, מסועים, דוודים, מנהרות רוח, מערכות ניקוי גז	≤ 300	BV-3
תהליכים תעשייתיים וייצור חשמל		> 300	ראה ISO 10816-3
הובלה, כולל ספינות ימיות	מאווררים על קטרים, משאיות ומכוניות	≤ 15	BV-3
הובלה, כולל ספינות ימיות	מאווררים על קטרים, משאיות ומכוניות	> 15	BV-4
מנהרות	מאווררים לאוורור רכבות תחתיות, מנהרות, מוסכים	≤ 75	BV-3
		> 75	BV-4
		כל	BV-4
ייצור פטרוכימי	מאווררים להסרת גזים מסוכנים, ומשמשים בתהליכים טכנולוגיים אחרים	≤ 37	BV-3
ייצור פטרוכימי		> 37	BV-4
ייצור שבבי מחשב	מאווררים ליצירת חדרים נקיים	כל	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 balancing 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.

Table 4 – Limit Vibration Values during Factory Tests

Fan Category	Limit RMS Vibration Velocity, mm/s
Fan Category	Rigid Support	תמיכה תואמת
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 הכללים להמרת יחידות מהירות רטט ליחידות תזוזה או תאוצה עבור רטט צר פסים מפורטים בנספח א'. 2 הערכים בטבלה זו חלים על העומס הנומינלי ותדירות הסיבוב הנומינלית של המאוורר הפועל במצב עם שבבי מוביל כניסה פתוחים. יש להסכים על ערכי הגבול לתנאי העמסה אחרים בין היצרן ללקוח, אך מומלץ שלא לחרוג מהערכים הטבלאיים ביותר מפי 1.6.

מגבלות של רטט מאוורר מותר במהלך בדיקה באתר

הרטט של כל מאוורר באתר ההפעלה תלוי לא רק באיכות האיזון שלו. גם לגורמים הקשורים להתקנה, כמו המסה והקשיחות של מערכת התמיכה, תהיה השפעה. לפיכך, יצרן המאוורר אינו אחראי לרמת הרטט של המאוורר באתר הפעלתו אלא אם כן צוין בחוזה.

טבלה 5 מספקת ערכי גבול מומלצים (ביחידות מהירות רטט לרעידות פס רחב על בתי מיסבים) לפעולה רגילה של מאווררים בקטגוריות שונות.

טבלה 5 - הגבלת ערכי רטט באתר ההפעלה

Fan Vibrational State	Fan Category	Limit RMS Vibration Velocity, mm/s
Fan Vibrational State	Fan Category	Rigid Support	תמיכה תואמת
הַזמָנָה	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) רמת הכיבוי עבור מאווררים מקטגוריות BV-1 ו- BV-2 נקבעת על סמך ניתוח ארוך טווח של תוצאות מדידת רעידות.

הרטט של מאווררים חדשים המוזמנים לא יעלה על רמת "ההפעלה". עם פעולת המאוורר, רמת הרטט שלו צפויה לעלות עקב תהליכי בלאי והשפעה מצטברת של גורמים משפיעים. עלייה כזו ברטט היא בדרך כלל טבעית ואינה אמורה לגרום לדאגה עד שהיא מגיעה לרמת "אזהרה".

בהגעה לרמת הרטט ה"אזהרה", יש צורך לחקור את הגורמים לרטט המוגבר ולקבוע אמצעים להפחתה. פעולת המאוורר במצב זה צריכה להיות תחת ניטור מתמיד ומוגבלת לזמן הדרוש לזיהוי אמצעים לביטול הגורמים לרטט מוגבר.

אם רמת הרטט מגיעה לרמת "כיבוי", יש לנקוט מיד באמצעים לביטול הגורמים לרטט מוגבר, אחרת יש לעצור את המאוורר. עיכוב בהבאת רמת הרטט לרמה מקובלת עלול להוביל לנזקי מסבים, סדקים ברוטור ובנקודות ריתוך של בית המאוורר, ובסופו של דבר לגרום להרס של המאוורר.

כאשר מעריכים את מצב הרטט של המאוורר, חיוני לעקוב אחר שינויים ברמות הרטט לאורך זמן. שינוי פתאומי ברמת הרטט מעיד על צורך בבדיקת מאוורר ותחזוקה מיידית. בעת ניטור שינויים ברטט, אין לשקול תהליכי מעבר הנגרמים, למשל, על ידי החלפת חומר סיכה או נהלי תחזוקה.

השפעת נוהל האסיפה

בנוסף לגלגלים, מאווררים כוללים אלמנטים מסתובבים אחרים שיכולים להשפיע על רמת הרטט של המאוורר: גלגלות הנעה, רצועות, צימודים, רוטורים של מנוע או התקני הנעה אחרים. אם תנאי ההזמנה מחייבים אספקת המאוורר ללא התקן הנעה, ייתכן שלא יהיה מעשי עבור היצרן לבצע בדיקות הרכבה כדי לקבוע את רמות הרטט. במקרה כזה, גם אם היצרן איזן את גלגל המאוורר, אין ודאות שהמאוורר יפעל בצורה חלקה עד שציר המאוורר יחובר לכונן וכל המכונה תיבדק לאיתור רעידות במהלך ההפעלה.

בדרך כלל, לאחר ההרכבה, נדרש איזון נוסף כדי להפחית את רמת הרטט לרמה מקובלת. לכל האוהדים החדשים של הקטגוריות BV-3, BV-4 ו- BV-5, מומלץ למדוד רטט עבור המכונה המורכבת לפני ההפעלה. זה יקבע קו בסיס ויתווה אמצעי תחזוקה נוספים.

יצרני המאווררים אינם אחראים להשפעה על הרטט של חלקי הכונן המותקנים לאחר בדיקות המפעל.

כלי מדידת רעידות וכיול

כלי מדידה

יש לאמת את כלי המדידה ומכונות האיזון המשמשות ולעמוד בדרישות המשימה. המרווח בין האימותים נקבע על פי המלצות היצרן עבור כלי המדידה (הבדיקה). מצב כלי המדידה חייב להבטיח את פעולתם התקינה לאורך כל תקופת הבדיקה.

כוח אדם העובדים עם כלי מדידה חייב להיות בעל כישורים וניסיון מספיקים כדי לזהות תקלות פוטנציאליות והידרדרות באיכות כלי המדידה.

כִּיוּל

כל כלי המדידה חייבים להיות מכוילים לפי תקנים. המורכבות של הליך הכיול עשויה להשתנות מבדיקה פיזית פשוטה לכיול של המערכת כולה. מסות מתקנות המשמשות לקביעת חוסר האיזון השיורי לפי ISO 1940-1 יכולות לשמש גם לכיול כלי מדידה.

תיעוד

מְאַזֵן

על פי בקשה, אם נקבע בתנאי החוזה, ניתן לספק ללקוח דוח בדיקת איזון מאוורר, שמומלץ לכלול את המידע הבא:
- שם יצרן מכונת האיזון, מספר דגם;
- סוג התקנת הרוטור: בין תומכים או שלוחים;
– שיטת איזון: סטטית או דינמית;
- מסה של החלקים המסתובבים של מכלול הרוטור;
- חוסר איזון שיורי בכל מישור תיקון;
- חוסר איזון שיורי מותר בכל מישור תיקון;
- דרגת דיוק איזון;
– קריטריוני קבלה: התקבל/נדחה;
– תעודת איזון (במידת הצורך).

רֶטֶט

על פי בקשה, אם נקבע בתנאי החוזה, ניתן לספק ללקוח דו"ח בדיקת רעידות מאוורר, שמומלץ לכלול את המידע הבא:
- כלי מדידה בשימוש;
- שיטת הצמדת חיישן רטט;
- פרמטרי הפעלה של המאוורר (זרימת אוויר, לחץ, כוח);
- תדר סיבוב מאוורר;
- סוג תמיכה: נוקשה או תואם;
- רטט נמדד:
1) מיקומי חיישן רטט וצירי מדידה,
2) יחידות מדידה ורמות התייחסות לרטט,
3) טווח תדרים מדידה (פס תדרים צר או רחב);
- רמות רטט מותרות;
- רמות רטט מדודות;
– קריטריוני קבלה: התקבל/נדחה;
– תעודת רמת רטט (במידת הצורך).

שיטות לאיזון מאווררים במכונת איזון

ב.1. מאוורר כונן ישיר

ב.1.1. הוראות כלליות

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.

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.

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).

פגיעות שנוצרות ממגע בין אלמנטים מכניים שונים של המבנה מייצרות רעש דומה לזה המופק ממכת פטיש, גלגול רעם, קופסה ריקה מהדהדת וכו'. ניתן לשמוע קולות פגיעה מפגיעות שיני גלגלי שיניים ומחיאות חגורה פגומות. דחפי השפעה יכולים להיות כל כך חולפים, שכדי להבחין בין דחפי השפעה תקופתיים לתהליכים חולפים, יש צורך בציוד הקלטה מיוחד במהירות גבוהה. האזור שבו מתרחשים דחפי השפעה רבים, הנחת הפסגות שלהם יוצרת אפקט זמזום קבוע.

תלות הרטט בסוג תמיכת המאוורר

הבחירה הנכונה של תמיכת מאוורר או עיצוב בסיס נחוצה לפעולתו חלקה וללא תקלות. כדי להבטיח יישור של רכיבים מסתובבים בעת התקנת המאוורר, המנוע והתקני הנעה אחרים, נעשה שימוש במסגרת פלדה או בבסיס בטון מזוין. לפעמים ניסיון לחסוך בבניית תמיכה מוביל לחוסר יכולת לשמור על היישור הנדרש של רכיבי המכונה. זה לא מקובל במיוחד כאשר הרטט רגיש לשינויי יישור, במיוחד עבור מכונות המורכבות מחלקים נפרדים המחוברים באמצעות מחברי מתכת.

הבסיס שעליו מונח הבסיס יכול להשפיע גם על רטט המאוורר והמנוע. אם התדר הטבעי של הקרן קרוב לתדר הסיבוב של המאוורר או המנוע, הבסיס יהדהד במהלך פעולת המאוורר. ניתן לזהות זאת על ידי מדידת רטט במספר נקודות על פני הבסיס, הרצפה שמסביב ותומכי המאווררים. לעתים קרובות בתנאי תהודה, רכיב הרטט האנכי עולה באופן משמעותי על האופקי. ניתן לשכך את הרטט על ידי הפיכת הבסיס לקשיח יותר או הגדלת המסה שלו. גם אם חוסר איזון וחוסר יישור בוטלו, מה שמאפשר להפחית את כוחות הכוח, עדיין עשויים להתקיים תנאים מוקדמים משמעותיים של רטט. משמעות הדבר היא שאם המאוורר, יחד עם התמיכה שלו, קרוב לתהודה, השגת ערכי רטט מקובלים ידרוש איזון מדויק יותר ויישור ציר מדויק יותר מהנדרש בדרך כלל עבור מכונות כאלה. מצב זה אינו רצוי ויש להימנע ממנו על ידי הגדלת המסה ו/או קשיחות התמיכה או גוש הבטון.

מדריך ניטור ואבחון מצב רטט

העיקרון העיקרי של ניטור מצב רעידות המכונה (להלן המצב) הוא לצפות בתוצאות של מדידות מתוכננות כראוי כדי לזהות מגמה של עלייה ברמות הרטט ולשקול אותה מנקודת מבט של בעיות פוטנציאליות. הניטור ישים במצבים בהם הנזק מתפתח באיטיות, והידרדרות מצב המנגנון מתבטאת באמצעות סימנים פיזיים מדידים.

ניתן לעקוב אחר רטט מאוורר, הנובע מהתפתחות פגמים פיזיים, במרווחים מסוימים, וכאשר מתגלה עלייה ברמת הרטט, ניתן להגביר את תדירות התצפית ולערוך ניתוח מצב מפורט. במקרה זה, ניתן לזהות את הגורמים לשינויי רעידות על סמך ניתוח תדירות רעידות, המאפשר לקבוע את האמצעים הנדרשים ולתכנן את יישומם הרבה לפני שהנזק הופך לחמור. בדרך כלל, אמצעים נחשבים הכרחיים כאשר רמת הרטט עולה פי 1.6 או ב-4 dB בהשוואה לרמת הבסיס.

תוכנית ניטור המצב מורכבת ממספר שלבים, אותם ניתן לנסח בקצרה באופן הבא:
א) לזהות את מצב המאוורר ולקבוע את רמת הרטט הבסיסית (היא עשויה להיות שונה מהרמה המתקבלת במהלך בדיקות המפעל עקב שיטות התקנה שונות וכו');
ב) בחר נקודות מדידת רעידות;
ג) לקבוע את תדירות התצפית (המדידה);
ד) לקבוע את הליך רישום המידע;
ה) לקבוע את הקריטריונים להערכת מצב הרטט של המאוורר, ערכי גבול לשינויי רטט ורעידות מוחלטים, לסכם את החוויה בהפעלת מכונות דומות.

מכיוון שמאווררים פועלים בדרך כלל ללא בעיות במהירויות שאינן מתקרבות לקריטית, רמת הרטט לא אמורה להשתנות משמעותית עם שינויים קלים במהירות או בעומס, אך חשוב לציין שכאשר המאוורר פועל עם מהירות סיבוב משתנה, ערכי הגבלת הרטט שנקבעו חלים. למהירות סיבוב הפעלה מקסימלית. אם לא ניתן להגיע למהירות הסיבוב המקסימלית בתוך מגבלת הרטט שנקבעה, הדבר עשוי להצביע על נוכחות של בעיה רצינית ולדרוש חקירה מיוחדת.

חלק מהמלצות האבחון הניתנות בנספח ג' מבוססות על ניסיון פעולת המאוורר והן מיועדות ליישום רציף בעת ניתוח הגורמים להגברת הרטט.

כדי להעריך באופן איכותי את הרטט של מאוורר ספציפי ולקבוע הנחיות לפעולות נוספות, ניתן להשתמש בגבולות אזור תנאי הרטט שנקבעו על ידי ISO 10816-1.

צפוי כי עבור מאווררים חדשים, רמות הרטט שלהם יהיו מתחת לערכי הגבול המפורטים בטבלה 3. ערכים אלו תואמים את הגבול של אזור A של מצב הרטט לפי ISO 10816-1. ערכים מומלצים עבור רמות אזהרה וכיבוי נקבעים על סמך ניתוח המידע שנאסף על סוגים ספציפיים של מאווררים.

מידע על תאימות

תקני הפניה בינלאומיים המשמשים כהפניות נורמטיביות בתקן זה

טבלה ח.1

ייעוד התקן הבין-מדינתי	ייעוד וכותרת של התקן הבינלאומי הייעודי והייעוד המותנה של מידת התאימות שלו לתקן הבין-מדינתי הייחוס
ISO 1940-1-2007	ISO 1940-1:1986. רֶטֶט. דרישות לאיכות האיזון של רוטורים קשיחים. חלק 1. קביעת חוסר איזון מותר (IDT)
ISO 5348-2002	ISO 5348:1999. רטט והלם. הרכבה מכנית של מדי תאוצה (IDT)
ISO 7919-1-2002	ISO 7919-1:1996. רטט של מכונות לא הדדיות. מדידות על פירים מסתובבים וקריטריונים להערכה. חלק 1. הנחיות כלליות (IDT)
ISO 10816-1-97	ISO 10816-1:1995. רֶטֶט. הערכת מצב המכונה על ידי מדידות רעידות על חלקים שאינם מסתובבים. חלק 1. הנחיות כלליות (IDT)
ISO 10816-3-2002	ISO 10816-3:1998. רֶטֶט. הערכת מצב המכונה על ידי מדידות רעידות על חלקים שאינם מסתובבים. חלק 3. מכונות תעשייתיות עם הספק נומינלי של יותר מ-15 קילוואט ומהירויות נומינליות של 120 עד 15,000 סל"ד, מדידות במקום (IDT)
ISO 10921-90	ISO 5801:1997. מאווררים תעשייתיים. בדיקת ביצועים באמצעות תעלות סטנדרטיות (NEQ)
ISO 19534-74	ISO 1925:2001. רֶטֶט. מְאַזֵן. אוצר מילים (NEQ)
ISO 24346-80	ISO 2041:1990. רטט והלם. אוצר מילים (NEQ)
ISO 31322-2006 (ISO 8821:1989)	ISO 8821:1989. רֶטֶט. מְאַזֵן. הנחיות להתחשבנות באפקט המפתח בעת איזון פירים וחלקים מותאמים (MOD)
ISO 31351-2007 (ISO 14695:2003)	ISO 14695:2003. מאווררים תעשייתיים. שיטות מדידת רעידות (MOD)
הערה: בטבלה זו נעשה שימוש בכינויים המותנים הבאים של מידת התאימות של התקן: IDT – תקנים זהים;

קטגוריות: אימפלריםדוגמא

0 הערות

כתיבת תגובה לבטל

אתה חייב להיות מחובר כדי לכתוב תגובה.

HE