Rotorbalansering: statisk og dynamisk ubalanse, resonans og praktisk prosedyre
Denne veiledningen forklarer Rotorbalansering for stive rotorer: what “unbalance” betyr, hvordan statisk og dynamisk ubalanse skiller seg fra hverandre, hvorfor resonans og ikke-linearitet kan forhindre et kvalitetsresultat, og hvordan balansering vanligvis utføres i ett eller to korreksjonsplan.
Innhold
- Hva er en rotor, og hva korrigerer balansering?
- Typer rotorer og typer ubalanse
- Vibrasjon av mekanismer: hva balansering kan og ikke kan fjerne
- Resonans: en faktor som hindrer balansering
- Lineære vs. ikke-lineære modeller: når beregninger slutter å virke
- Balanseringsinnretninger og balanseringsmaskiner
- Balansering av stive rotorer (praktiske notater)
- Hvordan dynamisk balansering utføres (tre-kjøre-metoden)
- Kriterier for vurdering av balanseringskvalitet
- Standarder og referanser
- Vanlige spørsmål
Hva er en rotor, og hva korrigerer balansering?
Rotoren er et legeme som roterer rundt en akse og holdes fast av lagerflatene i støttene. Rotorens lagerflater overfører belastninger til støttene via rulle- eller glidelagre. Lagerflatene er overflatene på tappene eller overflatene som erstatter dem.
I en perfekt balansert rotor er massen fordelt symmetrisk rundt rotasjonsaksen, dvs. at ethvert element i rotoren kan matches med et annet element som er plassert symmetrisk rundt rotasjonsaksen. I en balansert rotor balanseres sentrifugalkraften som virker på ethvert rotorelement av sentrifugalkraften som virker på det symmetriske elementet. For eksempel virker sentrifugalkreftene F1 og F2, like store og motsatt i retning, på elementene 1 og 2 (markert grønt i figur 1). Dette gjelder for alle symmetriske rotorelementer, og dermed er den totale sentrifugalkraften som virker på rotoren 0 og rotoren er balansert.
Men hvis rotorens symmetri brytes (det asymmetriske elementet er markert med rød farge i fig. 1), virker sentrifugalkraften fra ubalansen F3 på rotoren. Under rotasjon endrer denne kraften retning i takt med rotorens rotasjon. Den dynamiske belastningen som følger av denne kraften, overføres til lagrene, noe som fører til akselerert slitasje.
I tillegg, under påvirkning av denne kraften med varierende retning, oppstår det en syklisk deformasjon av støttene og fundamentet som rotoren er festet til, dvs. det oppstår vibrasjon. For å eliminere rotorubalanse og den medfølgende vibrasjonen, må balanseringsmasser installeres for å gjenopprette symmetrien til rotoren.
Rotorbalansering er en operasjon for å korrigere ubalanse ved å tilføre balanseringsmasser. Med andre ord er målet med balansering å bringe rotorens sentrale hovedtreghetsakse så nær rotasjonsaksen som mulig, slik at restubalansen havner innenfor angitte grenser.
Balansering går ut på å finne størrelsen og plasseringen (vinkelen) til en eller flere balanseringsmasser.
Typer rotorer og typer ubalanse
Med tanke på rotorens materiales styrke og størrelsen på sentrifugalkreftene som virker på den, kan rotorer deles inn i to typer - stive rotorer og fleksible rotorer.
Stive rotorer deformeres ubetydelig under påvirkning av sentrifugalkraften i arbeidsmodus, og denne deformasjonen kan derfor neglisjeres i beregningene.
Deformasjon av fleksible rotorer kan ikke lenger neglisjeres. Deformasjon av fleksible rotorer kompliserer løsningen av balanseringsproblemet og krever anvendelse av andre matematiske modeller sammenlignet med problemet med balansering av stive rotorer. Det bør bemerkes at den samme rotoren ved lave hastigheter kan oppføre seg som stiv, og ved høye hastigheter som fleksibel. Det praktiske kriteriet er driftshastigheten i forhold til rotorens første kritiske (bøye-)hastighet: en rotor regnes som stiv — ISO 21940-11 omtaler en rotor med "stiv oppførsel" — når den kjører godt under den hastigheten, i praksis under omtrent 50–70 % av den første kritiske hastigheten. Over det bøyer rotoren seg til en modeform som endrer seg med hastigheten: den er da fleksibel og må balanseres med modale eller flerplans metoder (ISO 21940-12). I det følgende vil vi kun vurdere balansering av stive rotorer.
Avhengig av hvordan de ubalanserte massene er fordelt langs rotoren, skiller ISO 21940-2 mellom flere tilstander av ubalanse:
- statisk ubalanse — hovedtreghetsaksen er forskjøvet parallelt med akselens akse; den kan oppdages uten rotasjon, fordi rotoren dreier under tyngdekraften til den tunge flekken er nederst. Én korreksjonsmasse i ett plan fjerner den;
- couple (moment) unbalance — hovedtreghetsaksen skjærer akselens akse i massesenteret; de to like ubalansene ligger i forskjellige plan og 180° fra hverandre. Den opptrer bare under rotasjon og krever to korreksjonsmasser i to plan;
- dynamisk ubalanse — det generelle, virkelighetsnære tilfellet: en kombinasjon av statisk og parubalanse. Hovedtreghetsaksen er verken parallell med eller skjærer akselens akse. To korreksjonsplan er nødvendig og tilstrekkelig for en stiv rotor.
Det eldre begrepet “momentubalanse” er et synonym for parubalanse; det bør ikke forveksles med dynamisk ubalanse, som er summen av den statiske og parkomponenten. Et eksempel på en rotor med statisk ubalanse er vist i fig. 2.
Momentubalanse opptrer kun når rotoren roterer.
Et eksempel på en rotor med momentubalanse er vist i fig. 3.
I dette tilfellet befinner de ubalanserte, like store massene M1 og M2 seg i forskjellige plan – på forskjellige steder langs rotorens lengde. I statisk posisjon, det vil si når rotoren ikke roterer, virker bare tyngdekraften på rotoren, og massene balanserer hverandre. I dynamikk, når rotoren roterer, begynner sentrifugalkreftene Fc1 og Fc2 å virke på massene M1 og M2. Disse kreftene er like store og motsatt rettet. Siden de imidlertid virker på forskjellige steder langs akselens lengde og ikke ligger på samme linje, opphever ikke disse kreftene hverandre. Kreftene Fc1 og Fc2 skaper et moment som virker på rotoren — dette er grunnen til at parubalanse også kalles momentubalanse. Følgelig virker ukompenserte sentrifugalkrefter på lagerposisjonene, noe som kan overstige de beregnede verdiene betydelig og redusere lagrenes levetid.
Siden denne typen ubalanse bare oppstår mens rotoren roterer, kan den ikke korrigeres under statiske forhold ved å balansere "på kniver" eller lignende metoder. For å eliminere parubalanse må det installeres to kompenserende vekter, som produserer et moment som er like stort og motsatt rettet som momentet som oppstår fra massene M1 og M2. De kompenserende massene trenger ikke å plasseres motsatt og med samme størrelse som massene M1 og M2. Det viktigste er at de produserer et moment som fullt ut kompenserer for ubalansemomentet.
Generelt er det ikke sikkert at massene M1 og M2 er like store, slik at det oppstår en kombinasjon av statisk ubalanse og parubalanse — dette generelle tilfellet er nettopp det ISO 21940-2 kaller dynamisk ubalanse. Det er teoretisk bevist at for en stiv rotor er det nødvendig og tilstrekkelig med to vekter fordelt langs rotorens lengde for å eliminere ubalansen. Disse vektene vil kompensere både momentet som skyldes parubalansen og sentrifugalkraften som skyldes massens asymmetri i forhold til rotoraksen (statisk ubalanse). Typisk er parubalanse karakteristisk for lange rotorer, for eksempel aksler, og statisk ubalanse er karakteristisk for smale rotorer. Hvis den smale rotoren imidlertid er skjev i forhold til aksen, eller deformert ("åttetall"), vil parubalanse være vanskelig å eliminere (se fig. 4), fordi det da er vanskelig å montere korrigerende vekter som skaper det nødvendige kompenserende momentet.
Kreftene F1 og F2 ligger ikke på samme linje og kompenserer ikke for hverandre.
Fordi armen som er tilgjengelig for å skape det kompenserende momentet, er liten på grunn av den smale rotoren, kan det være nødvendig med store korreksjonsvekter. Dette resulterer imidlertid også i en "indusert ubalanse" på grunn av deformasjonen av den smale rotoren forårsaket av sentrifugalkreftene fra korreksjonsvektene. (se for eksempel Metodiske instruksjoner for balansering av stive rotorer til GOST 22061-76 — det moderne internasjonale motstykket er ISO 21940-11, tidligere ISO 1940-1 — Seksjon 10, "Rotor–supports system").
Dette er merkbart på smale vifteskiver, der det, i tillegg til masseubalanse, en aerodynamic unbalance er også til stede: ulik bladgeometri gir ulik bladbelastning og dermed en netto radiell kraft. I likhet med sentrifugalkraften til en korreksjonsvekt skalerer denne kraften med kvadratet av hastigheten, men den avhenger også av driftspunktet — lufttetthet, spjeldposisjon, kanalmotstand — så en korreksjonsvekt balansert ved ett driftspunkt vil ikke forbli optimal ved et annet. Den aerodynamiske komponenten må derfor korrigeres ved å gjenopprette bladgeometrien, ikke ved å legge til masse.
Elektromagnetiske krefter i en elektrisk maskin (ubalansert magnetisk trekkraft fra et eksentrisk luftgap, brukne stenger, kortsluttede lameller) oppfører seg igjen annerledes: de styres av luftgap-fluksen, ikke av rotasjonshastigheten, og de eksiterer for det meste maskinen ved dobbel linjefrekvens og ved polpar-sidebånd i stedet for ved 1×. Fordi de virker ved andre frekvenser enn rotasjonsfrekvensen, kan balansering ikke kompensere for dem i det hele tatt. Kort sagt fjerner balansering bare den 1×-masserelaterte eksitasjonen — den kan ikke eliminere alle vibrasjonskilder i en maskin.
Vibrasjon av mekanismer
Vibrasjon er mekanismens reaksjon på effekten av en syklisk eksiterende kraft. Denne kraften kan være av forskjellig art.
Sentrifugalkraften som følge av den ubalanserte rotoren er en ukompensert kraft som virker på det "tunge punktet". Det er denne kraften og vibrasjonen forårsaket av den som kan elimineres ved å balansere rotoren.
Vekselvirkningskrefter av "geometrisk" art som oppstår fra produksjons- og monteringsfeil i de sammenkoblede delene. Disse kreftene kan for eksempel oppstå som følge av at akselhalsene ikke er runde, feil i profilene til tennene i gir, bølgete lagerbaner, feiljustering av sammenkoblede aksler, osv. Ved ikke-sirkulære akseltapper vil akselaksen forskyves avhengig av akselens rotasjonsvinkel. Selv om denne vibrasjonen også oppstår ved rotorhastighet, er det nesten umulig å eliminere den ved å balansere.
Aerodynamiske krefter som oppstår ved rotasjon av viftehjul og andre skovlmekanismer. Hydrodynamiske krefter som skyldes rotasjon av løpehjul på hydrauliske pumper, turbiner osv.
Elektromagnetiske krefter som skyldes drift av elektriske maskiner, f.eks. asymmetriske rotorviklinger, kortsluttede viklinger osv.
Størrelsen på vibrasjonen (f.eks. amplituden Av) avhenger ikke bare av den eksiterende kraften Fv som virker på mekanismen med sirkelfrekvens ω, men også av mekanismens stivhet k, dens masse m, samt dempningskoeffisienten C, slik formel (1) nedenfor viser.
Ulike typer sensorer kan brukes til å måle vibrasjoner og balansemekanismer, blant annet:
- absolutte vibrasjonssensorer designet for å måle vibrasjonsakselerasjon (akselerometre) og vibrasjonshastighetsensorer;
- sensorer for relativ vibrasjon - virvelstrøm eller kapasitiv, designet for å måle vibrasjonsforskyvning;
- I noen tilfeller (når mekanismens utforming tillater det), kan kraftsensorer også brukes til å vurdere vibrasjonsbelastningen; spesielt brukes de mye til å måle vibrasjonsbelastningen på hardlagerstøtter for balanseringsmaskiner.
Vibrasjon er altså en maskins reaksjon på ytre krefter. Størrelsen på vibrasjonen avhenger ikke bare av størrelsen på kraften som virker på mekanismen, men også av stivheten til mekanismens design. En og samme kraft kan føre til forskjellige vibrasjoner. I en maskin med harde lagre kan lagrene utsettes for betydelige dynamiske belastninger, selv om vibrasjonene er små. Derfor brukes kraftsensorer i stedet for vibrasjonssensorer (vibrasjonsakselerometre) ved avbalansering av maskiner med harde lagre.
Vibrasjonssensorer brukes på mekanismer med relativt bøyelige støtter, når virkningen av ubalanserte sentrifugalkrefter fører til en merkbar deformasjon av støttene og vibrasjoner. Kraftsensorer brukes på stive støtter, når selv betydelige krefter på grunn av ubalanse ikke fører til nevneverdig vibrasjon.
Resonans er en faktor som forhindrer balansering.
Vi har tidligere nevnt at rotorer deles inn i stive og fleksible. Rotorens stivhet eller fleksibilitet må ikke forveksles med stivheten eller bevegeligheten til støttene (fundamentet) som rotoren er montert på. En rotor regnes som stiv når dens deformasjon (bøying) under påvirkning av sentrifugalkreftene kan neglisjeres. Deformasjonen av en fleksibel rotor er relativt stor og kan ikke neglisjeres.
I denne artikkelen tar vi kun for oss balansering av stive rotorer. En stiv (ikke-deformerbar) rotor kan i sin tur være montert på stive eller bevegelige (bøyelige) støtter. Det er klart at denne stivheten/bevegeligheten til støttene også er relativ, avhengig av rotorhastigheten og størrelsen på de resulterende sentrifugalkreftene. En betinget grense er frekvensen på egenvibrasjonene til rotorstøttene.
For mekaniske systemer bestemmes formen og frekvensen til egenvibrasjonene av massen og elastisiteten til elementene i det mekaniske systemet. Det vil si at frekvensen av naturlige vibrasjoner er en intern egenskap ved det mekaniske systemet og ikke avhenger av ytre krefter. Når de blir avbøyd fra likevektstilstanden, har støtter på grunn av elastisitet en tendens til å gå tilbake til likevektsposisjonen. Men på grunn av den massive rotorens treghet har denne prosessen karakter av dempede svingninger. Disse vibrasjonene er de naturlige vibrasjonene i rotor-støttesystemet. Frekvensen avhenger av forholdet mellom rotorens masse og støttenes elastisitet, som formel (2) nedenfor viser.
Når rotoren begynner å rotere og rotasjonsfrekvensen nærmer seg frekvensen for naturlige vibrasjoner, øker vibrasjonsamplituden kraftig, noe som kan føre til ødeleggelse av strukturen.
Fenomenet mekanisk resonans oppstår. Nær resonans forsterkes responsen med kvalitetsfaktoren Q = 1/(2ζ), typisk 3–17 for maskinstrukturer, og toppen kan være smal: en hastighetsendring i størrelsesorden noen prosent kan endre vibrasjonsnivået flere ganger. Over resonansen svinger faseforsinkelsen med 180°, og passerer gjennom 90° ved toppen.
Hvis mekanismens design er mislykket og rotorens driftsfrekvens er nær frekvensen til de naturlige vibrasjonene, blir driften av mekanismen umulig på grunn av den uakseptabelt høye vibrasjonen. Balansering med de vanlige metodene er da umulig, fordi selv en liten endring i hastighet drastisk endrer vibrasjonsparametrene. For balansering i resonansområdet brukes spesialmetoder som ikke er behandlet i denne artikkelen.
Det er mulig å bestemme frekvensen til mekanismens egenvibrasjoner ved utrulling (ved utkobling av rotorrotasjonen) eller ved hjelp av støtmetoden med påfølgende spektralanalyse av systemets respons på støtet.
For mekanismer der arbeidsrotasjonsfrekvensen er over resonansfrekvensen, dvs. som opererer i det superkritiske (post-resonante) regimet, anses støttene som bevegelige, og vibrasjonssensorer brukes til måling, hovedsakelig vibrasjonsakselerometre, som måler akselerasjonen til konstruksjonselementer. For mekanismer som opererer i pre-resonansmodus, anses støttene som stive. I dette tilfellet brukes kraftsensorer.
Lineære og ikke-lineære modeller av et mekanisk system. Ikke-linearitet er en faktor som gjør det umulig å balansere
Ved balansering av stive rotorer brukes matematiske modeller, såkalte lineære modeller, til balanseringsberegninger. En lineær modell betyr at i en slik modell er den ene størrelsen proporsjonal (lineær) med den andre. Hvis for eksempel den ukompenserte massen på rotoren dobles, vil vibrasjonsverdien også dobles. For stive rotorer kan en lineær modell brukes, siden de ikke deformeres.
For fleksible rotorer kan den lineære modellen ikke lenger brukes. For en fleksibel rotor, hvis massen til det tunge punktet øker under rotasjon, vil det oppstå ytterligere deformasjon, og i tillegg til massen vil også radiusen til plasseringen av det tunge punktet øke. For en fleksibel rotor vil derfor vibrasjonen øke mer enn to ganger, og de vanlige beregningsmetodene vil ikke fungere.
En annen kilde til ikke-linearitet er en endring i støttestivheten ved store utsving: ved små utsving bærer ett sett med konstruksjonselementer belastningen, ved store kommer andre inn i bildet. Dette er grunnen til at man ikke kan balansere mekanismer som ikke er festet til et fundament, men for eksempel bare står på gulvet. Ved betydelige vibrasjoner kan ubalansekraften trekke mekanismen løs fra gulvet, noe som betydelig endrer systemets stivhetsegenskaper. Motorføtter må festes sikkert, boltfester må strammes, skivetykkelsen må gi tilstrekkelig monteringsstivhet osv. Hvis lagrene er ødelagt, er betydelig akselfeiljustering og støt mulig, noe som også vil resultere i dårlig linearitet og manglende evne til å utføre en balansering av god kvalitet.
Balanseringsinnretninger og balanseringsmaskiner
Husk at balansering er prosessen med å bringe rotorens hovedsentrale treghetsakse i samsvar med rotorens rotasjonsakse.
Denne prosessen kan utføres på to måter.
Den første metoden innebærer å bearbeide rotorens tapper slik at aksen som går gjennom tappenes sentre, sammenfaller med rotorens sentrale hovedtreghetsakse. En slik teknikk brukes sjelden i praksis og vil ikke bli behandlet i detalj i denne artikkelen.
Den andre (vanligste) metoden innebærer å flytte, installere eller fjerne korreksjonsvekter på rotoren, som plasseres slik at rotorens treghetsakse ligger så nær rotasjonsaksen som mulig.
Flytting, tilsetning eller fjerning av korreksjonsvekter under balansering kan gjøres ved hjelp av ulike teknologiske operasjoner, blant annet boring, fresing, overflatebehandling, sveising, skruing eller avskruing, laser- eller elektronstrålebrenning, elektrolyse, elektromagnetisk overflatebehandling osv.
Balanseringsprosessen kan utføres på to måter:
- Field balancing (in situ) — den monterte rotoren balanseres i sine egne lagre, på sitt eget fundament, ved sin egen driftshastighet, ved hjelp av et bærbart balanseringssett;
- Shop balancing — rotoren demonteres og balanseres på en dedikert balanseringsmaskin.
For balansering av rotorer i egne lagre brukes vanligvis spesialiserte balanseringsenheter (sett), som gjør det mulig å måle vibrasjonen til den balanserte rotoren ved dens rotasjonsfrekvens i vektorform, dvs. å måle både amplituden og fasen av vibrasjonen. I dag produseres de ovennevnte enhetene på grunnlag av mikroprosessorteknologi og gir (i tillegg til vibrasjonsmåling og -analyse) automatisk beregning av parametere for korrigerende vekter som bør installeres på rotoren for å kompensere for ubalansen.
Disse enhetene inkluderer:
- en måle- og beregningsenhet basert på en datamaskin eller industrikontroller;
- to (eller flere) vibrasjonssensorer;
- a phase angle sensor;
- tilbehør for montering av sensorene på stedet;
- spesialisert programvare som er utviklet for å utføre en full syklus med måling av rotorvibrasjonsparametere i ett, to eller flere korreksjonsplan.
To typer balanseringsmaskiner er for tiden de vanligste:
- Softbearing-maskiner (med ettergivelige understøttelser);
- Hardbearing-maskiner (med stive understøttelser).
Softbearing- (over resonans-) maskiner har relativt ettergivelige støtter, for eksempel basert på flate fjærer. Frekvensen til de naturlige vibrasjonene til disse støttene er vanligvis 2–3 ganger lavere enn rotasjonsfrekvensen til den balanserte rotoren som er montert på dem, så maskinen kjører over resonans. Vibrasjonssensorer (akselerometre, vibrasjonshastighetssensorer, osv.) brukes vanligvis til å måle bevegelsen til støttene på disse over-resonans-maskinene.
Hardbearing- (før resonans-) maskiner bruker relativt stive understøttelser, hvis egenfrekvenser bør være 2–3 ganger høyere enn rotasjonsfrekvensen til rotoren som balanseres, slik at maskinen går under resonans. Kraftgivere brukes vanligvis til å måle den dynamiske belastningen på understøttelsene til den før-resonante maskinen.
Fordelen med før-resonante (hardlager) balanseringsmaskiner er at balanseringen på dem kan utføres ved relativt lave rotorturtall (opptil 400–500 rpm), noe som forenkler konstruksjonen av maskinen og fundamentet betydelig, og øker produktiviteten og sikkerheten ved balanseringen.
Balansering av stive rotorer
Viktig!
- Balansering eliminerer kun vibrasjoner som skyldes asymmetrisk fordeling av rotormassen i forhold til rotasjonsaksen. Andre typer vibrasjoner elimineres ikke ved balansering!
- Tekniske mekanismer, hvis design sikrer fravær av resonanser ved driftsfrekvensen for rotasjon, pålitelig festet på fundamentet, installert i brukbare lagre, er gjenstand for balansering.
- Defekte maskiner må repareres før balansering. Ellers er det ikke mulig å oppnå kvalitetsbalansering.
Balansering er ingen erstatning for reparasjon!
Hovedoppgaven ved balansering er å finne massen og plasseringen til kompensasjonsvekter som motvirker sentrifugalkreftene.
Som nevnt ovenfor er det for stive rotorer generelt nødvendig og tilstrekkelig å montere to kompenserende vekter. Dette vil eliminere både den statiske og parkomponenten av rotorens ubalanse. Det generelle skjemaet for å måle vibrasjon under balansering er som følger.
Vibrasjonssensorer monteres på lagerstøttene i punktene 1 og 2. Et omdreiningsmerke festes på rotoren, vanligvis med refleksteip. Omdreiningsmerket brukes av lasertakometeret til å bestemme rotorens turtall og fasen til vibrasjonssignalet.
Hvordan dynamisk balansering utføres (tre-kjøre-metoden)
I de fleste tilfeller utføres dynamisk balansering med metoden med tre oppstarter. Metoden er basert på at prøvevekter med kjent masse plasseres på rotoren etter tur i plan 1 og 2, og massene og plasseringen av balanseringsvektene beregnes basert på resultatene av endringene i vibrasjonsparametrene.
Planet der en korreksjonsvekt monteres, kalles et korreksjonsplan. Correction planes are located on the rotor itself — vanligvis i de to endene av rotorlegemet, på vifte- eller løpehjulsskivene, eller på egne balanseringsringer. De bør velges så langt fra hverandre langs akselen som konstruksjonen tillater, slik at en moderat vekt gir et tilstrekkelig korrigerende moment. Dette er ikke det samme som measuring points, som befinner seg på lagerhusene (se fig. 6).
Ved den første oppstarten måles den opprinnelige vibrasjonen (i Balanset-programvaren er dette Run 0). Deretter plasseres en prøvevekt med kjent masse på rotoren nærmere ett av lagrene. En andre oppstart utføres (Run 1), og vibrasjonsparametrene måles, som skal endre seg som følge av prøvevektinstallasjonen. Deretter fjernes prøvevekten i det første planet og installeres i det andre planet. En tredje testkjøring utføres (Run 2), og vibrasjonsparametrene måles. Prøvevekten fjernes, og programvaren beregner automatisk massene og installasjonsvinklene for balanseringsvektene.
De beregnede korreksjonsvektene installeres deretter i sine plan, og det utføres en kontrollkjøring — i Balanset-programvaren er dette Run T (Trim). Restvibrasjonen sammenlignes med toleransen. Hvis resultatet fortsatt er over målet, gjenbruker programvaren de allerede fastsatte påvirkningskoeffisientene, slik at ingen nye prøvevektkjøringer er nødvendig — bare en liten ekstra trimkorreksjon beregnes og installeres.
Poenget med å installere prøvevektene er å fastslå hvordan systemet reagerer på endringer i ubalanse. Vektene og plasseringene til prøvevektene er kjent, så programvaren kan beregne såkalte påvirkningskoeffisienter, som viser hvordan innføring av en kjent ubalanse påvirker vibrasjonsparametrene. Påvirkningskoeffisientene er egenskaper ved selve det mekaniske systemet og avhenger av støttenes stivhet og massen (treghetsmomentet) til rotor-støttesystemet.
For samme type mekanismer med samme design vil påvirkningskoeffisientene ligge nær hverandre. Det er mulig å lagre koeffisientene i datamaskinens minne og bruke dem til balansering av mekanismer av samme type uten testkjøringer, noe som øker produktiviteten ved balansering betydelig. Merk at massen på testvektene bør velges slik at vibrasjonsparametrene endres merkbart når testvektene monteres. I motsatt fall øker feilen i beregningen av påvirkningskoeffisientene, og kvaliteten på balanseringen blir dårligere.
Som du ser i fig. 1, virker sentrifugalkraften i radial retning, dvs. vinkelrett på rotoraksen. Derfor må vibrasjonssensorene installeres slik at følsomhetsaksen deres også peker i radial retning. Vanligvis er fundamentets stivhet i horisontal retning lavere, så vibrasjonen i horisontal retning er høyere. Derfor bør sensorene installeres slik at følsomhetsaksen deres også er rettet horisontalt for å øke følsomheten. Selv om det ikke er noen grunnleggende forskjell. I tillegg til vibrasjon i radial retning må vibrasjon i aksial retning, langs rotorens rotasjonsakse, overvåkes. Denne vibrasjonen skyldes vanligvis ikke ubalanse, men andre årsaker, hovedsakelig knyttet til feiljustering av akslene som er koblet sammen via koblingen.
Denne vibrasjonen kan ikke elimineres ved balansering, i så fall kreves justering. I praksis har slike maskiner vanligvis både rotorubalanse og akselfeiljustering, noe som gjør oppgaven med å eliminere vibrasjon mye vanskeligere. I slike tilfeller er det nødvendig å sentrere maskinen først og deretter balansere den. (Selv om det ved sterk momentubalanse også oppstår vibrasjon i aksialretningen på grunn av "vridning" av fundamentstrukturen.)
Relaterte artikler (eksempler på balanseringsstativer)
Kriterier for vurdering av kvaliteten på balanseringsmekanismer
Balanseringskvaliteten til rotorer (mekanismer) kan vurderes på to måter. Den første metoden innebærer å sammenligne mengden restubalanse som er bestemt under balanseringsprosessen, med toleransen for restubalanse. Disse toleransene for de ulike rotorklassene er angitt i ISO 21940-11 (formerly ISO 1940-1).
Hvordan toleransen beregnes (ISO 21940-11). Standarden spesifiserer en balansekvalitetsgrad G, som er produktet av den tillatte spesifikke ubalansen eper og driftsvinkelhastigheten ω, uttrykt i mm/s:
- ω = 2π·n / 60 [rad/s], der n er driftshastigheten i o/min;
- eper = G · 1000 / ω [g·mm/kg] (numerisk lik µm forskyvning av massesenteret) — tilsvarende eper = 9549 · G / n;
- Uper = eper · m [g·mm], der m er rotormassen i kg.
Worked example. Rotor m = 50 kg, driftshastighet n = 3000 o/min, grad G 6.3 (vifter, pumper, standard elektriske motorer): ω = 2π·3000/60 = 314.2 rad/s; eper = 6.3 · 1000 / 314.2 = 20.1 g·mm/kg (kryssjekk: 9549 · 6.3 / 3000 ≈ 20.1); Uper = 20.1 · 50 ≈ 1000 g·mm for hele rotoren.
Fordeling av toleransen mellom to plan. For en rotor der massesenteret ligger mellom korreksjonsplanene, deles den totale toleransen omvendt proporsjonalt med avstanden fra massesenteret til hvert plan; for en symmetrisk rotor er dette ganske enkelt halvparten i hvert plan — omtrent 500 g·mm per plan i eksempelet ovenfor. Ingen av planene bør tildeles mer enn 70 % eller mindre enn 30 % av Uper.
Typical grades: G 0.4 — gyroskoper, spindler på presisjonssliperi · G 1 — slipemaskinspindler, presisjonsanker · G 2.5 — turbiner, turbogeneratorer, verktøymaskindrev · G 6.3 — generell maskinteknikk: vifter, pumpeløpehjul, svinghjul, standard elektriske motorer · G 16 — kardanaksler med spesielle krav, landbruksmaskiner, knusere · G 40 — bilhjul, drivaksler (kardanaksler) · G 100 — veivakseldrev i høyhastighets dieselmotorer.
Overholdelse av de spesifiserte toleransene kan imidlertid ikke fullt ut garantere mekanismens driftssikkerhet, knyttet til oppnåelse av minimumsnivået for vibrasjon. Dette skyldes at størrelsen på mekanismens vibrasjoner ikke bare bestemmes av størrelsen på kraften som er forbundet med den gjenværende ubalansen i rotoren, men også avhenger av flere andre parametere, inkludert: stivheten k til mekanismens strukturelle elementer, massen m, dempningsfaktoren, samt rotasjonsfrekvensen. For å estimere mekanismens dynamiske egenskaper (inkludert kvaliteten på balansen) anbefales det derfor i en rekke tilfeller å estimere mekanismens restvibrasjonsnivå, som er regulert av en rekke standarder.
Den mest brukte standarden for tillatte vibrasjonsnivåer for industrimaskiner er ISO 20816-3 (tidligere ISO 10816-3). Den dekker maskiner over 15 kW som kjører ved 120–15 000 rpm, og klassifiserer dem i to dimensjoner: etter effektgruppe (Gruppe 1 — over 300 kW; Gruppe 2 — 15 til 300 kW) og etter støttetype (stiv eller fleksibel). Hver kombinasjon har sine egne A/B-, B/C- og C/D-sonegrenser i mm/s RMS. Maskiner utenfor dette omfanget har egne deler av serien (turbinsett — ISO 20816-2, hydrauliske maskiner, stempelmaskiner, pumper) eller produktstandarder som ISO 14694 for industrivifter.
For generelle maskiner vurdert på ikke-roterende deler, den klassiske ISO 10816-1 soner (nå en del av ISO 20816-1) gir følgende grenser for vibrasjonshastighet, mm/s RMS:
| Klasse | A/B | B/C | C/D |
|---|---|---|---|
| Klasse I (små maskiner, opptil 15 kW) | 0.71 | 1.80 | 4.50 |
| Klasse II (mellomstore maskiner, 15–75 kW) | 1.12 | 2.80 | 7.10 |
| Klasse III (store maskiner, stivt fundament) | 1.80 | 4.50 | 11.20 |
| Klasse IV (store maskiner, fleksibelt fundament) | 2.80 | 7.10 | 18.00 |
Sone A tilsvarer vibrasjonen til nye maskiner; sone B er akseptabel for ubegrenset langtidsdrift; sone C tillater bare begrenset drift; sone D indikerer vibrasjon alvorlig nok til å forårsake skade.
Standarder og referanser
- ISO 21940-11:2016 — Mechanical vibration — Rotor balancing — Part 11: Procedures and tolerances for rotors with rigid behaviour. (Erstatter ISO 1940-1, som er trukket tilbake.) G-grader og toleransekalkulator →
- ISO 21940-2 — Mechanical vibration — Rotor balancing — Part 2: Vocabulary. (Definisjoner av statisk, moment-, kvasi-statisk og dynamisk ubalanse.)
- ISO 20816-1:2016 — Mechanical vibration — Measurement and evaluation of machine vibration — Part 1: General guidelines. (Erstatter ISO 10816-1 og ISO 7919-1.) Evaluation zones →
- ISO 20816-3:2022 — Mekanisk vibrasjon — Måling og vurdering av maskinvibrasjon — Del 3: Industrimaskiner med nominell effekt over 15 kW og nominelle turtall mellom 120 o/min og 15 000 o/min. (Replaces ISO 10816-3:2009.)
- ISO 14694:2003 — Industrial fans — Specifications for balance quality and vibration levels.
Vanlige spørsmål
Fjerner balansering all vibrasjon?
Nei. Balansering fjerner vibrasjoner forårsaket av den asymmetriske fordelingen av rotormasse i forhold til rotasjonsaksen. Vibrasjoner fra feiljustering, lagerfeil, aerodynamiske/hydrodynamiske krefter, elektromagnetiske krefter og andre årsaker krever separat diagnostikk og korrigerende tiltak.
Hvorfor kan balansering svikte nær resonans?
Nær resonans kan små hastighetsendringer forårsake store endringer i vibrasjonsamplitude og et faseskift på 180°. Under slike forhold blir måleresultatene ustabile, og konvensjonelle balanseringsprosedyrer kan ikke konvergere uten spesielle metoder.
Når trenger du balansering i ett plan kontra to plan?
One plane er tilstrekkelig for skiveformede rotorer, der rotorens aksiale lengde er liten sammenlignet med diameteren — som tommelfingerregel L/D < 0,5 — og driftshastigheten er godt under den første kritiske hastigheten. Typiske eksempler: en slipeskive, et enkeltskive viftehjul, en remskive, et bilhjul. En slik rotor har nesten utelukkende statisk ubalanse.
To plan kreves for avlange rotorer (L/D ≥ 0,5), for enhver rotor med to eller flere løpehjul eller skiver plassert langs akselen, og når vibrasjonsfasen ved de to lagrene skiller seg markant — et tegn på en parkomponent. En stiv rotor trenger aldri mer enn to plan.
Er du i tvil, mål begge lagrene: hvis en ettplans-korreksjon reduserer vibrasjonen ved det ene lageret og øker den ved det andre, har rotoren en parkomponent og trenger toplans-balansering.
Hva bør gjøres før balansering?
Sørg for at maskinen er brukbar: pålitelig montering til fundamentet, sunne lagre, ingen alvorlig løshet og ingen åpenbare kilder til ikke-linearitet. Balansering er ikke en erstatning for reparasjon.
Viktige konklusjoner
- Balansering korrigerer masserelatert (sentrifugal) eksitasjon; den løser ikke feiljustering, lagerskader eller elektromagnetiske/aerodynamiske kilder.
- Resonans og ikke-linearitet kan gjøre konvensjonell balansering ineffektiv eller usikker.
- For stive rotorer er toplans balansering den generelle løsningen for dynamisk ubalanse (kombinasjonen av statisk + moment).
Nikolai Shelkovenko
Nikolai Shelkovenko is a vibration analysis engineer at Vibromera and a developer of the Balanset-1A portable balancing system. He has more than 15 years of field experience in rotor balancing and vibration diagnostics, and is based in Porto, Portugal. He writes here about balancing rotors in place, in their own bearings: fans and impellers, augers, drive shafts, crushers, mulcher and flail-mower rotors, centrifuges and turbine wheels. The articles walk through the practical side of the work — mounting the vibration sensors and the laser tachometer, trial-weight runs, calculating and fitting correction weights, reading a vibration spectrum, and checking the result against residual-unbalance grades in ISO 21940 and vibration-severity limits in ISO 10816 / 20816 — as well as the cases where balancing alone will not bring vibration down. Available for technical consultations via WhatsApp.
