Балансирање на ротори: статички и динамички дебаланс, резонанца и практична постапка
This guide explains балансирање на ротор за крути ротори: what “unbalance” значи, како се разликуваат статичката и динамичката небаланса, зошто резонанцата и нелинеарноста можат да спречат квалитетен резултат, и како балансирањето обично се изведува во една или две корекциски рамнини.
Содржина
- Што е ротор и што коригира балансирањето?
- Типови ротори и типови дебаланс
- Вибрации на механизмите: што може, а што не може да отстрани балансирањето
- Резонанца: фактор што го спречува балансирањето
- Линеарни наспроти нелинеарни модели: кога пресметките престануваат да функционираат
- Уреди за балансирање и машини за балансирање
- Балансирање на крути ротори (практични забелешки)
- Како се изведува динамичко балансирање (метод со три пуштања)
- Критериуми за оценување на квалитетот на балансирањето
- Стандарди и референци
- ЧПП
Што е ротор и што коригира балансирањето?
Роторот е тело што ротира околу некоја оска и е задржано во потпорите преку своите лежишни површини. Лежишните површини на роторот ги пренесуваат оптоварувањата на потпорите преку тркалачки или лизгачки лежишта. Лежишните површини се површините на чивиите или површините што ги заменуваат.
Кај совршено избалансиран ротор, неговата маса е распределена симетрично околу оската на ротацијата, т.е. на секој елемент на роторот може да му се придружи друг елемент лоциран симетрично околу оската на ротацијата. Кај избалансиран ротор, центрифугалната сила што дејствува врз кој било елемент на роторот е избалансирана со центрифугалната сила што дејствува врз симетричниот елемент. На пример, центрифугалните сили F1 и F2, еднакви по големина и спротивни по насока, дејствуваат врз елементите 1 и 2 (означени со зелено на Сл. 1). Ова важи за сите симетрични елементи на роторот, па оттука вкупната центрифугална сила што дејствува врз роторот е 0 и роторот е избалансиран.
Но, ако се наруши симетријата на роторот (асиметричниот елемент е означен со црвена боја на Сл. 1), тогаш врз роторот дејствува неизбалансирана центрифугална сила F3. При ротирање, оваа сила ја менува насоката заедно со ротацијата на роторот. Динамичкото оптоварување што произлегува од оваа сила се пренесува на лежиштата, што доведува до забрзано абење.
Дополнително, под влијание на оваа сила со променлива насока доаѓа до циклична деформација на потпорите и темелот, на кои е прицврстен роторот, т.е. се јавува вибрација. За да се отстрани неурамнотеженоста на роторот и придружната вибрација, мора да се постават балансни маси за да се врати симетријата на роторот.
Балансирањето на роторот е операција за коригирање на небалансата со додавање балансирачки маси. Со други зборови, целта на балансирањето е главната централна оска на инерција на роторот да се доведе што е можно поблиску до неговата оска на ротација, така што преостанатата небаланса ќе биде во рамките на определените граници.
Задачата на балансирањето е да се најде големината и положбата (аголот) на една или повеќе балансирачки маси.
Типови ротори и типови дебаланс
Земајќи ја предвид цврстината на материјалот на роторот и големината на центрифугалните сили што дејствуваат врз него, роторите можат да се поделат на два вида — крути ротори и флексибилни ротори.
Крутите ротори се деформираат незначително под дејство на центрифугалната сила во работни режими и влијанието на оваа деформација во пресметките може да се занемари.
Деформацијата на флексибилните ротори повеќе не може да се занемарува. Деформацијата на флексибилните ротори го отежнува решавањето на проблемот со балансирање и бара примена на други математички модели во споредба со проблемот на балансирање на крути ротори. Треба да се напомене дека истиот ротор при мали брзини може да се однесува како крут, а при високи брзини — како флексибилен. Практичниот критериум е работната брзина во однос на првата критична (свиткувачка) брзина на роторот: роторот се смета за крут — ISO 21940-11 зборува за ротор со „круто однесување“ — кога работи значително под таа брзина, во пракса под приближно 50–70% од првата критична брзина. Над тоа, роторот се свиткува во облик на мод што се менува со брзината: тој е флексибилен и мора да се балансира со модални или повеќерамнински методи (ISO 21940-12). Во продолжение, ќе разгледуваме само балансирање на крути ротори.
Depending on how the unbalanced masses are distributed along the rotor, ISO 21940-2 distinguishes several states of unbalance:
- статички дебаланс — главната оска на инерција е поместена паралелно со оската на вратилото; може да се открие без ротација, бидејќи роторот се врти под дејство на гравитацијата додека неговата тешка точка не дојде на дното. Единствена корекциска маса во една рамнина ја отстранува;
- couple (moment) unbalance — главната оска на инерција ја пресекува оската на вратилото во центарот на масата; двете еднакви небаланси лежат во различни рамнини и се раздвоени за 180°. Се појавува само за време на ротацијата и бара две корекциски маси во две рамнини;
- динамички дебаланс — општиот, реален случај: комбинација од статичка и спрежна небаланса. Главната оска на инерција ниту е паралелна со оската на вратилото, ниту ја пресекува. Две корекциски рамнини се потребни и доволни за крут ротор.
Постариот термин „moment unbalance“ е синоним за спрежна небаланса; не треба да се меша со динамичка небаланса, која претставува збир на статичката и спрежната компонента. Пример на ротор со статичка небаланса е прикажан на Сл. 2.
Couple unbalance appears only when the rotor is rotating.
An example of a rotor with couple unbalance is shown in Fig. 3.
Во овој случај, неурамнотежените еднакви маси M1 и M2 се наоѓаат во различни рамнини — на различни места по должината на роторот. Во статичка положба, т.е. кога роторот не се врти, врз роторот делува само гравитацијата и масите взаемно се урамнотежуваат. Во динамика, кога роторот се врти, врз масите M1 и M2 почнуваат да делуваат центрифугални сили Fc1 и Fc2. Овие сили се еднакви по интензитет и спротивни по насока. Меѓутоа, бидејќи делуваат на различни места по должината на вратилото и не се на иста линија, овие сили меѓусебно не се компензираат. Силите Fc1 и Fc2 создаваат момент што делува врз роторот — затоа спрежната неурамнотеженост се нарекува и моментна неурамнотеженост. Според тоа, некомпензираните центрифугални сили делуваат врз позициите на лежиштата, кои можат значително да ги надминат пресметаните вредности и да го скратат работниот век на лежиштата.
Бидејќи овој тип на неурамнотеженост се појавува само за време на вртењето на роторот, не може да се коригира во статички услови со балансирање „на ножови“ или слични методи. За да се отстрани спрежната неурамнотеженост, мора да се постават два компензирачки тега, кои произведуваат момент еднаков по големина и спротивен по насока на моментот што настанува од масите M1 и M2. Компензирачките маси не мора да бидат поставени спротивно и еднакви по големина на масите M1 и M2. Главното е да произведуваат момент што целосно ја компензира неурамнотеженоста на моментот.
Општо земено, масите M1 и M2 не мора да бидат еднакви меѓу себе, па ќе постои комбинација на статичка и спрежна неурамнотеженост — овој општ случај ISO 21940-2 го нарекува токму динамичка неурамнотеженост. Теориски е докажано дека за крут ротор, два тега, разместени по должината на роторот, се неопходни и доволни за да се отстрани неговата неурамнотеженост. Овие тегови ќе го компензираат и моментот што настанува од спрежната неурамнотеженост и центрифугалната сила што настанува од асиметријата на масата во однос на оската на роторот (статичка неурамнотеженост). Обично, спрежната неурамнотеженост е карактеристична за долги ротори, како вратилата, а статичката неурамнотеженост е карактеристична за тесни ротори. Меѓутоа, ако тесниот ротор е искосен во однос на оската, или деформиран („осмица“), спрежната неурамнотеженост ќе биде тешко да се отстрани (види сл. 4), бидејќи во тој случај е тешко да се постават коригирачки тегови што создаваат потребен компензирачки момент.
Силите F1 и F2 не лежат на иста линија и не се компензираат меѓусебно.
Поради тоа што кракот достапен за создавање на компензирачкиот момент е мал поради тесниот ротор, можеби ќе бидат потребни големи корективни тегови. Меѓутоа, ова исто така резултира со „предизвикана неурамнотеженост” поради деформацијата на тесниот ротор од центрифугалните сили на корективните тегови. (види, на пример, 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 исто така е присутна: нееднаквата геометрија на лопатките произведува нееднакво оптоварување на лопатките и оттука нето радијална сила. Како центрифугалната сила на корективен тег, оваа сила се зголемува со квадратот на брзината, но исто така зависи од работната точка — густината на воздухот, позицијата на пригушувачот, отпорот на каналот — така што корективен тег балансиран во една работна точка нема да остане оптимален во друга. Аеродинамичката компонента затоа мора да се коригира со враќање на геометријата на лопатките, а не со додавање маса.
Електромагнетните сили кај електрична машина (неурамнотежено магнетно привлекување од ексцентричен воздушен зазор, скршени стапчиња, скратени ламели) се однесуваат поинаку: тие се управувани од флуксот на воздушниот зазор, а не од брзината на вртење, и најчесто ја возбудуваат машината на двојна линиска фреквенција и на страничните ленти на минување на половите, а не на 1×. Бидејќи делуваат на фреквенции различни од фреквенцијата на вртење, балансирањето воопшто не може да ги компензира. Накратко, балансирањето ја отстранува само 1× возбудата поврзана со масата — не може да ги елиминира сите извори на вибрации во машина.
Вибрации на механизмите
Вибрацијата е реакција на конструкцијата на механизмот на дејството на циклична побудна сила. Оваа сила може да биде со различна природа.
Центрифугалната сила што произлегува од неизбалансираниот ротор е некомпензирана сила што дејствува врз „тешката точка“. Токму оваа сила и вибрацијата предизвикана од неа можат да се отстранат со балансирање на роторот.
Сили на интеракција од „геометриска“ природа што произлегуваат од грешки при изработката и склопувањето на спрегнатите делови. Овие сили можат, на пример, да настанат како резултат на некруглост на вратовите на вратилото, грешки во профилите на забите кај запчаниците, брановидност на патеките на лежиштата, неусогласеност на спрегнатите вратила итн. Во случај на некруглост на ракавците, оската на вратилото ќе се поместува во зависност од аголот на ротација на вратилото. Иако оваа вибрација исто така настанува на фреквенцијата на роторот, речиси е невозможно да се отстрани со балансирање.
Аеродинамички сили што произлегуваат од ротацијата на работните кола на вентилаторите и другите лопатични механизми. Хидродинамички сили што произлегуваат од ротацијата на работните кола на хидрауличните пумпи, турбините итн.
Електромагнетни сили што произлегуваат од работата на електричните машини, на пр. асиметрични намотки на роторот, куса врска во намотките итн.
Магнитудата на вибрацијата (на пр. нејзината амплитуда Av) не зависи само од возбудната сила Fv што делува на механизмот со кружна фреквенција ω, туку и од крутоста k на механизмот, неговата маса m, како и коефициентот на пригушување C, како што покажува формулата (1) подолу.
За мерење на вибрациите и за балансирање на механизмите може да се користат различни типови сензори, вклучувајќи:
- апсолутни сензори за вибрации наменети за мерење на забрзувањето на вибрациите (акцелерометри) и сензори за брзина на вибрациите;
- сензори за релативна вибрација — вртложно-струјни или капацитивни, наменети за мерење на поместувањето на вибрациите;
- во некои случаи (кога конструкцијата на механизмот тоа го дозволува), можат да се користат и сензори за сила за да се процени неговото вибрационо оптоварување; особено, тие широко се користат за мерење на вибрационото оптоварување на потпорите на балансни машини со крути потпори.
Значи, вибрацијата е реакција на машината на дејството на надворешни сили. Големината на вибрацијата зависи не само од големината на силата што дејствува врз механизмот, туку и од крутоста на конструкцијата на механизмот. Една иста сила може да доведе до различни вибрации. Кај машина со крути потпори, дури и ако вибрацијата е мала, лежиштата може да бидат изложени на значителни динамички оптоварувања. Затоа при балансирање на машини со крути потпори се користат сензори за сила, а не за вибрации (вибрациски акцелерометри).
Сензорите за вибрации се користат кај механизми со релативно податливи потпори, кога дејството на некомпензираните центрифугални сили доведува до забележлива деформација на потпорите и вибрации. Сензорите за сила се користат кај крути потпори, кога дури и значителни сили поради дебалансот не доведуваат до значителни вибрации.
Резонанцата е фактор што го спречува балансирањето
Претходно споменавме дека роторите се делат на крути и флексибилни. Крутоста или флексибилноста на роторот не треба да се меша со крутоста или подвижноста на потпорите (темелот) на кои е поставен роторот. Роторот се смета за крут кога неговата деформација (свиткување) под дејство на центрифугалните сили може да се занемари. Деформацијата на флексибилниот ротор е релативно голема и не може да се занемари.
Во оваа статија разгледуваме само балансирање на крути ротори. Крутиот (недеформабилен) ротор, пак, може да биде поставен на крути или подвижни (податливи) потпори. Јасно е дека оваа крутост/подвижност на потпорите е исто така релативна, зависно од брзината на роторот и големината на добиените центрифугални сили. Условна граница е фреквенцијата на сопствените вибрации на потпорите на роторот.
Кај механичките системи, обликот и фреквенцијата на сопствените вибрации се определуваат од масата и еластичноста на елементите на механичкиот систем. Односно, фреквенцијата на сопствените вибрации е внатрешна карактеристика на механичкиот систем и не зависи од надворешните сили. Отклонувајќи се од состојбата на рамнотежа, потпорите поради еластичноста тежнеат да се вратат во положба на рамнотежа. Но поради инерцијата на масивниот ротор, овој процес има карактер на пригушени осцилации. Овие вибрации се сопствени вибрации на системот ротор–потпора. Нивната фреквенција зависи од односот на масата на роторот и еластичноста на потпорите, како што покажува формулата (2) подолу.
Кога роторот почнува да ротира и фреквенцијата на неговото вртење се приближува до фреквенцијата на сопствените вибрации, амплитудата на вибрацијата нагло се зголемува, што може да доведе до уништување на конструкцијата.
Се јавува феноменот на механичка резонанца. Близу резонанца одзивот се засилува со факторот на квалитет Q = 1/(2ζ), обично 3–17 за конструкции на машини, и врвот може да биде тесен: промена на брзината од редот на неколку проценти може да го промени нивото на вибрации неколкупати. Низ резонанцата фазното задоцнување се менува за 180°, минувајќи низ 90° на врвот.
Ако конструкцијата на механизмот е неуспешна и работната фреквенција на роторот е блиску до фреквенцијата на сопствените вибрации, работата на механизмот станува невозможна поради недопуштено висока вибрација. Балансирањето со вообичаени методи тогаш е невозможно, бидејќи дури и мала промена на брзината драстично ги менува параметрите на вибрацијата. За балансирање во зоната на резонанца се користат посебни методи кои не се разгледувани во овој член.
Фреквенцијата на сопствените вибрации на механизмот може да се определи при инерцијално застанување (при исклучување на вртењето на роторот) или со ударен метод со последователна спектрална анализа на одѕивот на системот на ударот.
За механизми чија работна фреквенција на вртење е над фреквенцијата на резонанца, т.е. кои работат во надкритичен (пострезонантен) режим, потпорите се сметаат за подвижни и за мерење се користат сензори за вибрации, главно акцелерометри, кои ја мерат забрзувањето на конструктивните елементи. За механизми кои работат во режим пред резонанца, потпорите се сметаат за крути. Во тој случај се користат сензори за сила.
Линеарни и нелинеарни модели на механички систем. Нелинеарноста е фактор што го спречува балансирањето
При балансирање на крути ротори, за пресметките на балансирањето се користат математички модели наречени линеарни модели. Линеарен модел значи дека во таков модел една величина е пропорционална (линеарна) со другата. На пример, ако некомпензираната маса на роторот се удвои, тогаш и вредноста на вибрацијата ќе се удвои. За крути ротори може да се користи линеарен модел, бидејќи тие не се деформираат.
За флексибилни ротори линеарниот модел повеќе не може да се користи. Кај флексибилен ротор, ако масата на тешката точка се зголеми при вртењето, ќе настане дополнителна деформација, и покрај масата, ќе се зголеми и радиусот на положбата на тешката точка. Затоа, кај флексибилен ротор вибрацијата ќе се зголеми повеќе од двојно, и вообичаените методи на пресметка нема да функционираат.
Друг извор на нелинеарност е промената на крутоста на потпората при големи отклонувања: при мали отклонувања товарот го носи еден сет на конструктивни елементи, а при големи во игра влегуваат други. Затоа не можете да балансирате механизми кои не се прицврстени на темел, туку, на пример, едноставно се поставени на подот. Со значителни вибрации, силата на неурамнотеженоста може да го одвои механизмот од подот, значително менувајќи ги карактеристиките на крутост на системот. Нозете на моторот мора да бидат безбедно прицврстени, завртките мора да бидат стегнати, дебелината на подлошките мора да обезбеди доволна крутост на монтажата итн. Ако лежиштата се оштетени, можни се значително несовпаѓање на вратилото и удари, што исто така ќе резултира со слаба линеарност и неможност за квалитетно балансирање.
Уреди за балансирање и машини за балансирање
Recall that balancing is the process of aligning the main central axis of inertia with the rotor's axis of rotation.
Овој процес може да се изведе со два методи.
Првиот метод вклучува обработка на чеповите на роторот на таков начин што оската што минува низ центрите на чеповите се поклопува со главната централна оска на инерцијата на роторот. Ваквата техника ретко се користи во практика и нема детално да се разгледува во оваа статија.
Вториот (најчест) метод вклучува поместување, поставување или отстранување на корекциски тегови на роторот, кои се поставуваат така што оската на инерцијата на роторот да биде колку што е можно поблиску до неговата оска на вртење.
Поместувањето, додавањето или отстранувањето на корекциските тегови при балансирањето може да се изведе со различни технолошки операции, вклучувајќи: дупчење, глодање, наварување, заварување, завртување или одвртување, изгорување со ласер или електронски сноп, електролиза, електромагнетно наварување, итн.
Процесот на балансирање може да се изведе на два начина:
- 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.
За балансирање на ротори во сопствените лежишта, обично се користат специјализирани уреди (комплети) за балансирање, кои овозможуваат мерење на вибрацијата на балансираниот ротор на неговата фреквенција на вртење во векторска форма, т.е. мерење и на амплитудата и на фазата на вибрацијата. Денес, наведените уреди се произведуваат на база на микропроцесорска технологија и (освен мерење и анализа на вибрации) обезбедуваат автоматска пресметка на параметрите на корективните тегови, кои треба да се постават на роторот за да се компензира неговата неурамнотеженост.
Овие уреди вклучуваат:
- мерно-пресметковна единица базирана на компјутер или индустриски контролер;
- два (или повеќе) сензори за вибрации;
- a phase angle sensor;
- прибор за монтирање на сензорите на лице место;
- специјализиран софтвер, наменет за изведување на целосен циклус на мерење на параметрите на вибрациите на роторот во една, две или повеќе рамнини на корекција.
Во моментов најчести се два типа балансни машини:
- Soft-bearing machines (with pliable supports);
- Hard-bearing machines (with rigid supports).
Soft-bearing (above-resonance) machines имаат релативно попустливи потпори, на пример засновани на рамни пружини. Фреквенцијата на сопствените вибрации на овие потпори обично е 2-3 пати пониска од фреквенцијата на вртење на балансираниот ротор кој е монтиран на нив, така што машината работи над резонанца. Сензори за вибрации (акцелерометри, сензори за брзина на вибрации, итн.) обично се користат за мерење на движењето на потпорите на овие надрезонантни машини.
Hard-bearing (pre-resonance) machines користат релативно крути потпори, чии сопствени фреквенции на вибрации треба да бидат 2-3 пати повисоки од фреквенцијата на вртење на роторот што се балансира, така што машината работи под резонанца. Сензорите за сила обично се користат за мерење на динамичкото оптоварување на потпорите на предрезонантната машина.
Предноста на предрезонантните (тврдолежајни) машини за балансирање е тоа што балансирањето на нив може да се изведува при релативно ниски брзини на роторот (до 400 - 500 вр/мин), што во голема мера ја поедноставува конструкцијата на машината и нејзиниот темел, и ја зголемува продуктивноста и безбедноста на балансирањето.
Балансирање на крути ротори
Важно!
- Балансирањето отстранува само вибрации предизвикани од асиметрична распределба на масата на роторот во однос на неговата оска на вртење. Другите видови вибрации не се отстрануваат со балансирање!
- На балансирање подлежат технички механизми чија конструкција обезбедува отсуство на резонанци при работната фреквенција на вртење, сигурно фиксирани на темелот, поставени во исправни лежишта.
- Неисправната машинерија мора да се поправи пред балансирање. Во спротивно, квалитетно балансирање не е возможно.
Балансирањето не е замена за поправка!
Главната задача на балансирањето е да се најде масата и положбата на компензирачките тегови што ги неутрализираат центрифугалните сили.
Како што е споменато погоре, за крути ротори генерално е потребно и доволно да се инсталираат два компензациски тега. Ова ќе ги елиминира и статичката и спрежната компонента на небалансата на роторот. Општата шема за мерење на вибрацијата за време на балансирањето е следна.
Сензорите за вибрации се поставени на потпорите на лежиштата во точките 1 и 2. Ознака за обрт се прицврстува на роторот, обично со рефлектирачка лента. Ознаката за обрт ја користи ласерскиот тахометар за да ја определи брзината на роторот и фазата на сигналот за вибрација.
Како се изведува динамичко балансирање (метод со три пуштања)
Во повеќето случаи, динамичкото балансирање се изведува со методот на три стартувања. Методот се заснова на фактот дека пробни тегови со позната маса се поставуваат на роторот последователно во рамнина 1 и 2, а масата и локацијата на балансните тегови се пресметуваат врз основа на резултатите од промените на параметрите на вибрацијата.
The plane in which a correction weight is installed is called a корекциска рамнина. Correction planes are located on the rotor itself — типично на двата краја на телото на роторот, на дисковите на вентилаторот или работното коло, или на наменски прстени за балансирање. Треба да се изберат што е можно подалеку еден од друг долж вратилото колку што дозволува конструкцијата, така што умерена маса произведува доволен корекциски момент. Ова не е исто што и measuring points, which are on the bearing housings (see Fig. 6).
При првото стартување се мери почетната вибрација (во софтверот Balanset ова е Run 0). Потоа на роторот, поблиску до едно од лежиштата, се поставува пробен тег со позната маса. Се изведува второ стартување (Run 1) и се мерат параметрите на вибрацијата, кои треба да се променат поради поставувањето на пробниот тег. Потоа пробниот тег во првата рамнина се отстранува и се поставува во втората рамнина. Се изведува трето пробно вртење (Run 2) и се мерат параметрите на вибрацијата. Пробниот тег се отстранува, а софтверот автоматски ги пресметува масите и аглите на поставување на балансните тегови.
Пресметаните корективни тегови потоа се поставуваат во своите рамнини и се изведува контролно вртење — во софтверот Balanset ова е Run T (Trim). Резидуалната вибрација се споредува со толеранцијата. Ако резултатот е сè уште над целта, софтверот повторно ги користи веќе определените коефициенти на влијание, така што не се потребни нови вртења со пробен тег — се пресметува и поставува само мала дополнителна дотерувачка корекција.
Целта на поставувањето на пробните тегови е да се утврди како системот реагира на промени во неурамнотеженоста. Масата и локациите на пробните тегови се познати, така што софтверот може да пресмета таканаречени коефициенти на влијание, кои покажуваат како воведувањето на позната неурамнотеженост влијае на параметрите на вибрацијата. Коефициентите на влијание се карактеристики на самиот механички систем и зависат од крутоста на потпорите и масата (инерцијата) на системот ротор-потпора.
За механизми од ист тип и иста конструкција коефициентите на влијание ќе бидат блиски. Тие може да се зачуваат во меморијата на компјутерот и да се користат за балансирање на механизми од истиот тип без пробни вртења, што значително ја зголемува продуктивноста на балансирањето. Забележете дека масата на пробните тегови треба да се избере така што параметрите на вибрациите забележливо да се менуваат кога ќе се постават пробните тегови. Во спротивно, грешката при пресметката на коефициентите на влијание се зголемува и квалитетот на балансирањето се влошува.
Како што се гледа од Сл. 1, центрифугалната сила дејствува во радијална насока, т.е. нормално на оската на роторот. Затоа, сензорите за вибрации мора да се постават така што нивната оска на чувствителност исто така да е насочена во радијална насока. Обично крутоста на темелот во хоризонтална насока е помала, па вибрациите во хоризонтална насока се повисоки. Затоа, за да се зголеми чувствителноста, сензорите треба да се постават така што нивната оска на чувствителност исто така да е насочена хоризонтално. Иако нема суштинска разлика. Освен вибрациите во радијална насока, мора да се следат и вибрациите во аксијална насока, по оската на вртење на роторот. Овие вибрации обично не се предизвикани од дебаланс, туку од други причини, главно поврзани со неосовиненост на вратилата поврзани преку спојка.
Оваа вибрација не може да се отстрани со балансирање, во кој случај е потребно центрирање (алинирање). Во пракса, ваквите машини обично имаат и неурамнотеженост на роторот и несовпаѓање на вратилото, што значително ја отежнува задачата за отстранување на вибрацијата. Во такви случаи, потребно е прво да се центрира машината, а потоа да се балансира. (Иако кај силна моментна неурамнотеженост, вибрација се јавува и во аксијална насока поради „извиткување“ на темелната конструкција.)
Поврзани статии (примери на балансерски стендови)
Критериуми за оценување на квалитетот на балансирањето на механизмите
Квалитетот на балансирање на роторите (механизмите) може да се оцени на два начина. Првиот метод вклучува споредување на количината на преостаната небаланса утврдена во текот на процесот на балансирање со толеранцијата за преостаната небаланса. Овие толеранции за различните класи ротори се наведени во 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 eпо and the service angular velocity ω, expressed in mm/s:
- ω = 2π·n / 60 [rad/s], where n is the service speed in rpm;
- eпо = G · 1000 / ω [g·mm/kg] (numerically equal to µm of center-of-mass offset) — equivalently eпо = 9549 · G / n;
- Uпо = eпо · 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; eпо = 6.3 · 1000 / 314.2 = 20.1 g·mm/kg (cross-check: 9549 · 6.3 / 3000 ≈ 20.1); Uпо = 20.1 · 50 ≈ 1000 g·mm for the whole rotor.
Splitting the tolerance between two planes. За ротор чиј центар на маса лежи меѓу корекциските рамнини, вкупната толеранција се дели обратно пропорционално со растојанието од центарот на масата до секоја рамнина; за симетричен ротор ова е едноставно половина во секоја рамнина — околу 500 g·mm по рамнина во горниот пример. Ниту една рамнина не треба да добие повеќе од 70% ниту помалку од 30% од Uпо.
Typical grades: G 0.4 — жироскопи, вретена на прецизни брусилки · G 1 — вретена на машини за брусење, прецизни арматури · G 2.5 — турбини, турбогенератори, погони на машински алати · G 6.3 — општо машинство: вентилатори, работни кола на пумпи, замајчиња, стандардни електромотори · G 16 — кардански вратила со посебни барања, земјоделски машини, дробилки · G 40 — тркала на автомобили, погонски вратила (кардански вратила) · G 100 — механизми со радилица на брзоодни дизел мотори.
Меѓутоа, усогласеноста со наведените толеранции не може целосно да ја гарантира оперативната сигурност на механизмот, поврзана со постигнувањето на минималното ниво на неговите вибрации. Ова се објаснува со фактот дека големината на вибрациите на механизмот се определува не само од големината на силата поврзана со резидуалниот дебаланс на неговиот ротор, туку зависи и од неколку други параметри, вклучувајќи: крутоста k на конструктивните елементи на механизмот, неговата маса m, коефициентот на придушување, како и фреквенцијата на вртење. Затоа, за да се проценат динамичките квалитети на механизмот (вклучувајќи го квалитетот на неговото балансирање) во голем број случаи се препорачува да се процени нивото на резидуалните вибрации на механизмот, кое е регулирано со голем број стандарди.
Најшироко користениот стандард за дозволени нивоа на вибрации на индустриски машини е ISO 20816-3 (порано ISO 10816-3). Тој опфаќа машини над 15 kW што работат на 120–15,000 rpm, и ги класифицира во две димензии: по група на моќност (Група 1 — над 300 kW; Група 2 — 15 до 300 kW) и по тип на потпора (крута или флексибилна). Секоја комбинација има свои граници на зони A/B, B/C и C/D во mm/s RMS. Машините надвор од овој опсег имаат посветени делови од серијата (турбински агрегати — ISO 20816-2, хидраулични машини, клипни машини, пумпи) или продуктни стандарди како ISO 14694 за индустриски вентилатори.
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:
| Класа | 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 |
Зоната A одговара на вибрацијата на нови машини; зоната B е прифатлива за неограничена долгорочна работа; зоната C дозволува само ограничена работа; зоната D укажува на вибрација доволно сериозна за да предизвика оштетување.
Стандарди и референци
- 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 — Механички вибрации — Мерење и оценување на вибрации на машини — Дел 3: Индустриски машини со номинална моќност над 15 kW и номинални брзини помеѓу 120 r/min и 15 000 r/min. (Replaces ISO 10816-3:2009.)
- ISO 14694:2003 — Industrial fans — Specifications for balance quality and vibration levels.
ЧПП
Дали балансирањето ги отстранува сите вибрации?
Не. Балансирањето ги отстранува вибрациите предизвикани од асиметричната распределба на масата на роторот во однос на неговата оска на вртење. Вибрациите од неосовиненост, дефекти на лежиштата, аеродинамички/хидродинамички сили, електромагнетни сили и други причини бараат посебна дијагностика и корективни дејства.
Зошто балансирањето може да не успее близу резонанца?
Близу резонанца, малите промени на брзината можат да предизвикаат големи промени во амплитудата на вибрациите и фазен поместок од 180°. Во такви услови резултатите од мерењето стануваат нестабилни, а конвенционалните постапки за балансирање можеби нема да конвергираат без специјални методи.
Кога е потребно балансирање во една наспроти две рамнини?
One plane е доволно за ротори во облик на диск, каде аксијалната должина на роторот е мала во споредба со дијаметарот — по правило L/D < 0.5 — и работната брзина е значително под првата критична брзина. Типични примери: брусна плоча, еднодиско вентилаторско работно коло, ременица, тркало на автомобил. Таков ротор носи речиси чиста статичка неурамнотеженост.
Две рамнини се потребни за издолжени ротори (L/D ≥ 0.5), за секој ротор со два или повеќе работни кола или дискови распоредени долж вратилото, и секогаш кога фазата на вибрацијата на двете лежишта значително се разликува — знак за спрежна компонента. На крут ротор никогаш не му се потребни повеќе од две рамнини.
Кога не сте сигурни, измерете ги двете лежишта: ако корекцијата во една рамнина ја намалува вибрацијата на едно лежиште, а ја зголемува на другото, роторот има спрежна компонента и бара балансирање во две рамнини.
Што треба да се направи пред балансирање?
Осигурете се дека машината е исправна: сигурно прицврстување за темелот, исправни лежишта, без значителна разлабавеност и без очигледни извори на нелинеарност. Балансирањето не е замена за поправка.
Клучни заклучоци
- Балансирањето ја коригира ексцитацијата поврзана со масата (центрифугална); не ги решава неосовиненоста, оштетувањето на лежиштата или електромагнетните/аеродинамичките извори.
- Резонанцата и нелинеарноста можат да го направат конвенционалното балансирање неефикасно или небезбедно.
- For rigid rotors, two-plane balancing is the general solution for dynamic unbalance (the combination of static + couple).
Nikolai Shelkovenko
Nikolai Shelkovenko is a vibration analysis engineer and the founder and CEO of Vibromera. For more than 15 years he has balanced rotating equipment in the field rather than on a test bench: mulchers, industrial fans, crushers, centrifuges, shafts and spindles. That work is what the Balanset instruments grew out of — they were designed as a tool a specialist can carry to the machine and use alone, on site, not as laboratory equipment. Vibromera was founded in 2017 and has been based in Porto, Portugal, since 2023. Development, assembly and support of the Balanset line all happen here. The flagship instrument is the Balanset-1A, a portable analyser for single- and two-plane balancing and for vibration diagnostics. Nikolai is personally involved in customer support, in working through difficult balancing cases and in the development of the software. He works with customers worldwide, in any language.
