Балансирање на ротори: статички и динамички дебаланс, резонанца и практична постапка
This guide explains балансирање на ротор за крути ротори: 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.
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.
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.
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.
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:
- статички дебаланс — 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;
- динамички дебаланс — 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.
Силите F1 и F2 не лежат на иста линија и не се компензираат меѓусебно.
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.
Електромагнетните сили 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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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 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.
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.
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.
Како се изведува динамичко балансирање (метод со три пуштања)
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 корекциска рамнина. 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.
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.
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.)
Поврзани статии (примери на балансерски стендови)
- Балансерски стенд со мека потпора
- Балансирање на роторите на електромотори
- Едноставни но ефективни постоља за балансирање
Критериуми за оценување на квалитетот на балансирањето на механизмите
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 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. 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 Uпо.
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.
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.
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:
| 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 |
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.
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 — 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.)
- 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 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.
Две рамнини 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.
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).
