Echilibrarea rotorului: dezechilibru static și dinamic, rezonanță și procedură practică
Acest ghid explică echilibrarea rotorului pentru rotoare rigide: ce „dezechilibru” înseamnă, cum diferă dezechilibrul static de cel dinamic, de ce rezonanța și neliniaritatea pot împiedica obținerea unui rezultat de calitate și cum se efectuează de obicei echilibrarea într-unul sau două planuri de corecție.
Cuprins
- Ce este un rotor și ce corectează echilibrarea?
- Tipuri de rotoare și tipuri de dezechilibru
- Vibrația mecanismelor: ce poate și ce nu poate elimina echilibrarea
- Rezonanța: un factor care împiedică echilibrarea
- Modele liniare vs. modele neliniare: când calculele nu mai funcționează
- Dispozitive de echilibrare și mașini de echilibrare
- Echilibrarea rotoarelor rigide (note practice)
- Cum se realizează echilibrarea dinamică (metoda în trei etape)
- Criterii pentru evaluarea calității echilibrării
- Standarde și referințe
- ÎNTREBĂRI FRECVENTE
Ce este un rotor și ce corectează echilibrarea?
Rotorul este un corp care se rotește în jurul unei anumite axe și este ținut de suprafețele sale de reazem în suporturi. Suprafețele de reazem ale rotorului transmit sarcini către suporturi prin intermediul unor rulmenți sau lagăre de alunecare. Suprafețele de reazem sunt suprafețele cepurilor sau suprafețele care le înlocuiesc.
Într-un rotor perfect echilibrat, masa sa este distribuită simetric față de axa de rotație, adică orice element al rotorului poate fi asociat cu un alt element situat simetric față de axa de rotație. Într-un rotor echilibrat, forța centrifugă care acționează asupra oricărui element al rotorului este echilibrată de forța centrifugă care acționează asupra elementului simetric. De exemplu, forțele centrifuge F1 și F2, egale ca mărime și de direcție opusă, acționează asupra elementelor 1 și 2 (marcate cu verde în Fig. 1). Acest lucru este valabil pentru toate elementele simetrice ale rotorului și, prin urmare, forța centrifugă totală care acționează asupra rotorului este 0 și rotorul este echilibrat.
Dar dacă simetria rotorului este ruptă (elementul asimetric este marcat cu roșu în Fig. 1), atunci asupra rotorului acționează forța centrifugă dezechilibrată F3. În timpul rotației, această forță își schimbă direcția odată cu rotația rotorului. Sarcina dinamică rezultată din această forță se transmite la rulmenți, ceea ce duce la uzură accelerată.
În plus, sub influența acestei forțe cu direcție variabilă, are loc o deformare ciclică a reazemelor și a fundației pe care este fixat rotorul, adică apare vibrație. Pentru a elimina dezechilibrul rotorului și vibrația însoțitoare, trebuie instalate mase de echilibrare pentru a restabili simetria rotorului.
Echilibrarea rotorului este o operație de corectare a dezechilibrului prin adăugarea de mase de echilibrare. Cu alte cuvinte, scopul echilibrării este de a aduce axa centrală principală de inerție a rotorului cât mai aproape posibil de axa sa de rotație, astfel încât dezechilibrul rezidual să se încadreze în limitele specificate.
Sarcina de echilibrare este de a găsi dimensiunea și poziția (unghiul) uneia sau mai multor mase de echilibrare.
Tipuri de rotoare și tipuri de dezechilibru
Luând în considerare rezistența materialului rotorului și magnitudinea forțelor centrifuge care acționează asupra acestuia, rotoarele pot fi împărțite în două tipuri - rotoare rigide și rotoare flexibile.
Rotoarele rigide se deformează în mod nesemnificativ sub acțiunea forței centrifuge în modurile de lucru, iar influența acestei deformări în calcule poate fi neglijată.
Deformarea rotoarelor flexibile nu mai poate fi neglijată. Deformarea rotoarelor flexibile complică rezolvarea problemei de echilibrare și necesită aplicarea altor modele matematice în comparație cu problema echilibrării rotoarelor rigide. Trebuie remarcat că același rotor, la viteze mici, se poate comporta ca rigid, iar la viteze mari — ca flexibil. Criteriul practic este viteza de funcționare raportată la prima viteză critică (de încovoiere) a rotorului: un rotor este tratat ca rigid — ISO 21940-11 vorbește despre un rotor cu „comportament rigid” — atunci când funcționează mult sub această viteză, în practică sub aproximativ 50–70% din prima viteză critică. Peste acest prag, rotorul se încovoaie într-o formă modală care se schimbă odată cu viteza: el este flexibil și trebuie echilibrat prin metode modale sau pe mai multe planuri (ISO 21940-12). În continuare, vom analiza numai echilibrarea rotoarelor rigide.
În funcție de modul în care masele dezechilibrate sunt distribuite de-a lungul rotorului, ISO 21940-2 distinge mai multe stări de dezechilibru:
- dezechilibru static — axa principală de inerție este deplasată paralel cu axa arborelui; poate fi detectat fără rotație, deoarece rotorul se rotește sub acțiunea gravitației până când punctul greu ajunge jos. O singură masă de corecție într-un plan îl elimină;
- dezechilibru de cuplu (moment) — axa principală de inerție intersectează axa arborelui în centrul de masă; cele două dezechilibre egale se află în planuri diferite și la 180° unul de celălalt. Apare doar în timpul rotației și necesită două mase de corecție în două planuri;
- dezechilibru dinamic — cazul general, din lumea reală: o combinație de dezechilibru static și de cuplu. Axa principală de inerție nu este nici paralelă cu axa arborelui, nici nu o intersectează. Două planuri de corecție sunt necesare și suficiente pentru un rotor rigid.
Termenul mai vechi „dezechilibru de moment” este un sinonim pentru dezechilibrul de cuplu; nu trebuie confundat cu dezechilibrul dinamic, care este suma componentelor statică și de cuplu. Un exemplu de rotor cu dezechilibru static este prezentat în Fig. 2.
Dezechilibrul de cuplu apare doar atunci când rotorul se rotește.
Un exemplu de rotor cu dezechilibru de cuplu este prezentat în Fig. 3.
În acest caz, masele egale dezechilibrate M1 și M2 se află în planuri diferite - în locuri diferite de-a lungul lungimii rotorului. În poziție statică, adică atunci când rotorul nu se rotește, doar gravitația acționează asupra rotorului, iar masele se echilibrează reciproc. În dinamică, atunci când rotorul se rotește, forțele centrifuge Fc1 și Fc2 încep să acționeze asupra maselor M1 și M2. Aceste forțe sunt egale ca mărime și opuse ca direcție. Totuși, deoarece sunt aplicate în locuri diferite de-a lungul lungimii arborelui și nu se află pe aceeași linie, aceste forțe nu se compensează reciproc. Forțele Fc1 și Fc2 creează un moment aplicat rotorului — de aceea dezechilibrul de cuplu se mai numește și dezechilibru de moment. În consecință, forțele centrifuge necompensate acționează asupra pozițiilor rulmenților, care pot depăși semnificativ valorile calculate și pot reduce durata de viață a rulmenților.
Deoarece acest tip de dezechilibru apare numai în timpul rotației rotorului, el nu poate fi corectat în condiții statice prin echilibrare „pe cuțite” sau prin metode similare. Pentru a elimina dezechilibrul de cuplu, trebuie instalate două greutăți compensatoare, care produc un moment egal ca mărime și opus ca direcție momentului rezultat din masele M1 și M2. Masele compensatoare nu trebuie neapărat plasate opus și egale ca mărime cu masele M1 și M2. Esențial este ca ele să producă un moment care compensează complet momentul de dezechilibru.
În general, masele M1 și M2 pot să nu fie egale între ele, astfel încât va exista o combinație de dezechilibru static și de cuplu — acest caz general este exact ceea ce ISO 21940-2 numește dezechilibru dinamic. Este demonstrat teoretic că, pentru un rotor rigid, două greutăți dispuse la distanță de-a lungul lungimii rotorului sunt necesare și suficiente pentru a-i elimina dezechilibrul. Aceste greutăți vor compensa atât momentul rezultat din dezechilibrul de cuplu, cât și forța centrifugă rezultată din asimetria masei față de axa rotorului (dezechilibru static). De obicei, dezechilibrul de cuplu este caracteristic rotoarelor lungi, cum ar fi arborii, iar dezechilibrul static este caracteristic rotoarelor înguste. Totuși, dacă rotorul îngust este înclinat față de axă sau deformat („în formă de opt”), atunci dezechilibrul de cuplu va fi dificil de eliminat (vezi Fig. 4), deoarece în acest caz este dificil să se instaleze greutăți de corecție care să creeze momentul compensator necesar.
Forțele F1 și F2 nu se află pe aceeași linie și nu se compensează reciproc.
Datorită faptului că brațul disponibil pentru crearea momentului compensator este mic, din cauza rotorului îngust, pot fi necesare greutăți de corecție mari. Totuși, acest lucru are ca rezultat și un „dezechilibru indus”, datorat deformării rotorului îngust de către forțele centrifuge ale greutăților de corecție. (vezi, de exemplu, Instrucțiuni metodologice pentru echilibrarea rotoarelor rigide conform GOST 22061-76 — echivalentul internațional modern este ISO 21940-11, fost ISO 1940-1 — Secțiunea 10, „Sistemul rotor–suporturi”).
Acest lucru este vizibil la rotoarele de ventilator înguste, unde, pe lângă dezechilibrul de masă, un dezechilibru aerodinamic este de asemenea prezentă: geometria inegală a paletelor produce o încărcare inegală a paletelor și, prin urmare, o forță radială netă. La fel ca forța centrifugă a unei greutăți de corecție, această forță crește cu pătratul vitezei, dar depinde și de punctul de funcționare — densitatea aerului, poziția clapetei, rezistența canalului — astfel încât o greutate de corecție echilibrată la un punct de funcționare nu va rămâne optimă la altul. Componenta aerodinamică trebuie, prin urmare, corectată prin restabilirea geometriei paletelor, nu prin adăugarea de masă.
Forțele electromagnetice într-o mașină electrică (tracțiune magnetică dezechilibrată dintr-un întrefier excentric, bare rupte, lamele scurtcircuitate) se comportă din nou diferit: acestea sunt guvernate de fluxul din întrefier, nu de viteza de rotație, și excită mașina în principal la de două ori frecvența rețelei și la benzile laterale de trecere a polilor, nu la 1×. Deoarece acționează la frecvențe diferite de frecvența de rotație, echilibrarea nu le poate compensa deloc. Pe scurt, echilibrarea elimină doar excitația 1× legată de masă — ea nu poate elimina fiecare sursă de vibrație dintr-o mașină.
Vibrațiile mecanismelor
Vibrația este reacția structurii mecanismului la efectele unei forțe excitatoare ciclice. Această forță poate fi de natură diferită.
Forța centrifugă rezultată din dezechilibrul rotorului este o forță necompensată care acționează asupra "punctului greu". Această forță și vibrațiile cauzate de aceasta pot fi eliminate prin echilibrarea rotorului.
Forțe de interacțiune de natură "geometrică" care apar din erori de fabricație și asamblare a pieselor conjugate. Aceste forțe pot apărea, de exemplu, ca urmare a ovalității fusurilor arborilor, a erorilor în profilurile dinților angrenajelor, a ondulației căilor de rulare ale rulmenților, a nealinierii arborilor conjugați etc. În cazul non-circularității fusurilor, axa arborelui va fi deplasată în funcție de unghiul de rotație al acestuia. Deși această vibrație apare și la viteza rotorului, este aproape imposibil să o elimini prin echilibrare.
Forțele aerodinamice care rezultă din rotația rotoarelor ventilatoarelor și a altor mecanisme cu palete. Forțe hidrodinamice care rezultă din rotația rotoarelor pompelor hidraulice, turbinelor etc.
Forțele electromagnetice care rezultă din funcționarea mașinilor electrice, de exemplu, înfășurări asimetrice ale rotorului, înfășurări scurtcircuitate etc.
Mărimea vibrației (de exemplu, amplitudinea sa Av) depinde nu doar de forța excitatoare Fv care acționează asupra mecanismului cu frecvența circulară ω, ci și de rigiditatea k a mecanismului, de masa sa m, precum și de coeficientul de amortizare C, așa cum arată formula (1) de mai jos.
Pentru măsurarea vibrațiilor și a mecanismelor de echilibrare pot fi utilizate diferite tipuri de senzori, printre care:
- senzori absoluți de vibrații concepuți pentru a măsura accelerația vibrațiilor (accelerometre) și senzori de viteză a vibrațiilor;
- senzori de vibrații relative - curenți turbionari sau capacitivi, concepuți pentru măsurarea deplasării vibrațiilor;
- În unele cazuri (atunci când proiectarea mecanismului o permite), senzorii de forță pot fi utilizați și pentru a evalua sarcina vibrațională a acestuia; în special, aceștia sunt utilizați pe scară largă pentru a măsura sarcina vibrațională a suporturilor mașinilor de echilibrare cu lagăre rigide.
Așadar, vibrația este reacția unei mașini la acțiunea unor forțe externe. Magnitudinea vibrațiilor depinde nu numai de magnitudinea forței care acționează asupra mecanismului, ci și de rigiditatea construcției mecanismului. Una și aceeași forță poate duce la vibrații diferite. La o mașină cu lagăre rigide, chiar dacă vibrațiile sunt mici, lagărele pot fi supuse unor sarcini dinamice semnificative. De aceea, la echilibrarea mașinilor cu lagăre rigide se utilizează mai degrabă senzori de forță decât senzori de vibrații (accelerometre de vibrații).
Senzorii de vibrații sunt utilizați pe mecanisme cu suporturi relativ flexibile, atunci când acțiunea forțelor centrifuge dezechilibrate duce la o deformare vizibilă a suporturilor și la vibrații. Senzorii de forță se utilizează pentru suporturi rigide, atunci când chiar și forțele semnificative datorate dezechilibrului nu conduc la vibrații semnificative.
Rezonanța este un factor care împiedică echilibrarea
Am menționat mai devreme că rotoarele sunt împărțite în rigide și flexibile. Rigiditatea sau flexibilitatea rotorului nu trebuie confundată cu rigiditatea sau mobilitatea suporturilor (fundației) pe care este instalat rotorul. Un rotor este considerat rigid atunci când deformarea (încovoierea) sa sub acțiunea forțelor centrifuge poate fi neglijată. Deformarea unui rotor flexibil este relativ mare și nu poate fi neglijată.
În acest articol, luăm în considerare doar echilibrarea rotorilor rigizi. Un rotor rigid (nedeformabil) poate fi, la rândul său, montat pe suporturi rigide sau mobile (flexibile). Este clar că această rigiditate/suspensibilitate a suporturilor este, de asemenea, relativă, în funcție de viteza rotorului și de amploarea forțelor centrifuge rezultate. O limită condiționată este reprezentată de frecvența vibrațiilor naturale ale suporturilor rotorului.
Pentru sistemele mecanice, forma și frecvența vibrațiilor proprii sunt determinate de masa și elasticitatea elementelor sistemului mecanic. Cu alte cuvinte, frecvența vibrațiilor proprii este o caracteristică internă a sistemului mecanic și nu depinde de forțele externe. Fiind deviate din starea de echilibru, reazemele, datorită elasticității, tind să revină la poziția de echilibru. Dar, din cauza inerției rotorului masiv, acest proces are caracterul unor oscilații amortizate. Aceste vibrații sunt vibrațiile proprii ale sistemului rotor-reazem. Frecvența lor depinde de raportul dintre masa rotorului și elasticitatea reazemelor, așa cum arată formula (2) de mai jos.
Atunci când rotorul începe să se rotească și frecvența de rotație se apropie de frecvența vibrațiilor naturale, amplitudinea vibrațiilor crește brusc, ceea ce poate duce la distrugerea structurii.
Apare fenomenul de rezonanță mecanică. În apropierea rezonanței, răspunsul este amplificat de factorul de calitate Q = 1/(2ζ), tipic 3–17 pentru structurile mecanice, iar vârful poate fi îngust: o modificare a vitezei de ordinul câtorva procente poate schimba nivelul de vibrație de câteva ori. De-a lungul rezonanței, întârzierea de fază variază cu 180°, trecând prin 90° la vârf.
Dacă proiectarea mecanismului este nereușită, iar frecvența de funcționare a rotorului este apropiată de frecvența vibrațiilor proprii, atunci funcționarea mecanismului devine imposibilă din cauza vibrației inadmisibil de mari. Echilibrarea prin metodele obișnuite este atunci imposibilă, deoarece chiar și o mică modificare a vitezei schimbă drastic parametrii vibrației. Pentru echilibrarea în zona de rezonanță se utilizează metode speciale, care nu sunt tratate în acest articol.
Este posibil să se determine frecvența vibrațiilor naturale ale mecanismului în regim de coastă (la oprirea rotației rotorului) sau prin metoda șocului, cu analiza spectrală ulterioară a răspunsului sistemului la șoc.
Pentru mecanismele a căror frecvență de rotație de funcționare este peste frecvența de rezonanță, adică funcționează în regim supercritic (post-rezonant), reazemele sunt considerate mobile, iar pentru măsurare se utilizează senzori de vibrație, în principal accelerometre de vibrație, care măsoară accelerația elementelor structurale. Pentru mecanismele care funcționează în regim pre-rezonant, reazemele sunt considerate rigide. În acest caz, se utilizează senzori de forță.
Modele liniare și neliniare ale unui sistem mecanic. Non-linearitatea este un factor care împiedică echilibrarea
La echilibrarea rotoarelor rigide, pentru calculele de echilibrare se utilizează modele matematice numite modele liniare. Un model liniar înseamnă că, într-un astfel de model, o mărime este proporțională (liniară) cu cealaltă. De exemplu, dacă masa necompensată de pe rotor este dublată, atunci valoarea vibrației va fi, de asemenea, dublată. Pentru rotoarele rigide, se poate utiliza un model liniar, deoarece acestea nu se deformează.
În cazul rotorilor flexibili, modelul liniar nu mai poate fi utilizat. În cazul unui rotor flexibil, dacă masa punctului greu crește în timpul rotației, se va produce o deformare suplimentară și, în plus față de masă, va crește și raza de amplasare a punctului greu. Prin urmare, pentru un rotor flexibil, vibrațiile vor crește de peste două ori, iar metodele obișnuite de calcul nu vor funcționa.
O altă sursă de neliniaritate este modificarea rigidității reazemelor la deformații mari: la deformații mici, un set de elemente structurale preia sarcina, iar la deformații mari intră în acțiune altele. De aceea nu puteți echilibra mecanisme care nu sunt fixate pe o fundație, ci, de exemplu, pur și simplu așezate pe podea. La vibrații semnificative, forța dezechilibrului poate ridica mecanismul de pe podea, modificând astfel semnificativ caracteristicile de rigiditate ale sistemului. Picioarele motorului trebuie fixate ferm, prezoanele trebuie strânse, iar grosimea șaibelor trebuie să asigure o rigiditate de montaj suficientă etc. Dacă rulmenții sunt defecți, sunt posibile dezalinieri semnificative ale arborelui și șocuri, care vor duce, de asemenea, la o liniaritate slabă și la incapacitatea de a efectua o echilibrare de calitate.
Dispozitive de echilibrare și mașini de echilibrare
Amintiți-vă că echilibrarea este procesul de aliniere a axei centrale principale de inerție cu axa de rotație a rotorului.
Acest proces poate fi realizat prin două metode.
Prima metodă constă în prelucrarea fusurilor rotorului astfel încât axa care trece prin centrele fusurilor să coincidă cu axa centrală principală de inerție a rotorului. O astfel de tehnică este rar utilizată în practică și nu va fi discutată în detaliu în acest articol.
Cea de-a doua metodă (cea mai comună) implică deplasarea, instalarea sau îndepărtarea greutăților de corecție de pe rotor, care sunt plasate astfel încât axa de inerție a rotorului să fie cât mai aproape posibil de axa de rotație a acestuia.
Deplasarea, adăugarea sau îndepărtarea greutăților de corecție în timpul echilibrării poate fi realizată prin diverse operațiuni tehnologice, inclusiv: găurire, frezare, suprafațare, sudare, înșurubare sau deșurubare, ardere cu laser sau fascicul de electroni, electroliză, suprafațare electromagnetică etc.
Procesul de echilibrare poate fi realizat în două moduri:
- Echilibrare în teren (in situ) — rotorul asamblat este echilibrat pe rulmenții proprii, pe fundația proprie, la turația proprie de funcționare, folosind un kit portabil de echilibrare;
- Echilibrare în atelier — rotorul este demontat și echilibrat pe o mașină de echilibrat dedicată.
Pentru echilibrarea rotoarelor în rulmenții proprii, se utilizează de obicei dispozitive (kituri) specializate de echilibrare, care permit măsurarea vibrației rotorului echilibrat la frecvența sa de rotație sub formă vectorială, adică măsurarea atât a amplitudinii, cât și a fazei vibrației. În prezent, dispozitivele menționate sunt fabricate pe baza tehnologiei cu microprocesor și (pe lângă măsurarea și analiza vibrației) asigură calculul automat al parametrilor greutăților de corecție, care trebuie instalate pe rotor pentru a-i compensa dezechilibrul.
Aceste dispozitive includ:
- o unitate de măsurare și de calcul bazată pe un calculator sau un controler industrial;
- doi (sau mai mulți) senzori de vibrații;
- un senzor de unghi de fază;
- accesorii pentru montarea senzorilor pe amplasament;
- software specializat, conceput pentru a efectua un ciclu complet de măsurare a parametrilor de vibrație ai rotorului într-unul, două sau mai multe planuri de corecție.
În prezent, două tipuri de mașini de echilibrare sunt cele mai răspândite:
- Mașini cu lagăre elastice (cu suporturi flexibile);
- Mașini cu lagăre rigide (cu suporturi rigide).
Mașini cu lagăre elastice (peste rezonanță) au reazeme relativ elastice, de exemplu bazate pe arcuri plate. Frecvența vibrațiilor proprii ale acestor reazeme este de obicei de 2-3 ori mai mică decât frecvența de rotație a rotorului echilibrat, care este montat pe ele, astfel încât mașina funcționează peste rezonanță. Senzorii de vibrație (accelerometre, senzori de viteză a vibrației etc.) sunt utilizați de obicei pentru a măsura mișcarea reazemelor acestor mașini care funcționează peste rezonanță.
Mașini cu lagăre rigide (sub rezonanță) folosiți suporturi relativ rigide, ale căror frecvențe proprii de vibrație trebuie să fie de 2-3 ori mai mari decât frecvența de rotație a rotorului echilibrat, astfel încât mașina să funcționeze sub rezonanță. Traductoarele de forță sunt de obicei utilizate pentru a măsura sarcina dinamică pe suporturile mașinii de tip pre-rezonanță.
Avantajul mașinilor de echilibrat pre-rezonanță (cu suporturi rigide) este că echilibrarea pe acestea poate fi efectuată la turații relativ scăzute ale rotorului (până la 400-500 rpm), ceea ce simplifică semnificativ construcția mașinii și a fundației acesteia și crește productivitatea și siguranța echilibrării.
Echilibrarea rotoarelor rigide
Atenție!
- Echilibrarea elimină doar vibrațiile cauzate de distribuția asimetrică a masei rotorului în raport cu axa de rotație a acestuia. Alte tipuri de vibrații nu sunt eliminate prin echilibrare!
- Mecanismele tehnice, a căror proiectare asigură absența rezonanțelor la frecvența de funcționare a rotației, fixate în mod fiabil pe fundație, instalate în rulmenți în stare bună de funcționare, fac obiectul echilibrării.
- Mașinile defecte trebuie reparate înainte de echilibrare. În caz contrar, nu este posibilă o echilibrare de calitate.
Echilibrarea nu poate înlocui reparația!
Sarcina principală a echilibrării este de a găsi masa și poziția greutăților de compensare care contracarează forțele centrifuge.
După cum s-a menționat mai sus, pentru rotoarele rigide, este în general necesar și suficient să se instaleze două greutăți compensatoare. Aceasta va elimina atât componenta statică, cât și componenta de cuplu a dezechilibrului rotorului. Schema generală de măsurare a vibrației în timpul echilibrării este următoarea.
Senzorii de vibrație sunt instalați pe suporturile rulmenților în punctele 1 și 2. Un reper de rotație este atașat pe rotor, de obicei cu bandă reflectorizantă. Reperul de rotație este folosit de tahometrul laser pentru a determina turația rotorului și faza semnalului de vibrație.
Cum se realizează echilibrarea dinamică (metoda în trei etape)
În majoritatea cazurilor, echilibrarea dinamică se realizează prin metoda celor trei porniri. Metoda se bazează pe faptul că greutățile de probă de masă cunoscută sunt plasate pe rotor, succesiv, în planul 1 și 2, iar greutățile și amplasarea greutăților de echilibrare se calculează pe baza rezultatelor modificărilor parametrilor de vibrație.
Planul în care este instalată o greutate de corecție se numește plan de corecție. Planurile de corecție sunt situate pe rotorul însuși — de obicei la cele două capete ale corpului rotorului, pe discurile ventilatorului sau rotorului, sau pe inele de echilibrare dedicate. Acestea trebuie alese cât mai depărtate posibil de-a lungul arborelui, în limita permisă de construcție, astfel încât o greutate moderată să producă un moment de corecție suficient. Acest lucru nu este același cu puncte de măsurare, care se află pe carcasele rulmenților (vezi Fig. 6).
La prima pornire se măsoară vibrația inițială (în software-ul Balanset aceasta este Run 0). Apoi se plasează pe rotor o greutate de probă de masă cunoscută, mai aproape de unul dintre rulmenți. Se efectuează o a doua pornire (Run 1) și se măsoară parametrii vibrației, care ar trebui să se modifice datorită instalării greutății de probă. Apoi greutatea de probă din primul plan este îndepărtată și instalată în al doilea plan. Se efectuează o a treia rulare de probă (Run 2) și se măsoară parametrii vibrației. Greutatea de probă este îndepărtată, iar software-ul calculează automat masele și unghiurile de instalare ale greutăților de echilibrare.
Greutățile de corecție calculate sunt apoi instalate în planurile lor și se efectuează o rulare de verificare — în software-ul Balanset aceasta este Run T (Trim). Vibrația reziduală este comparată cu toleranța. Dacă rezultatul este încă peste țintă, software-ul reutilizează coeficienții de influență deja determinați, astfel încât nu sunt necesare noi rulări cu greutate de probă — se calculează și se instalează doar o mică corecție de ajustare suplimentară.
Scopul instalării greutăților de probă este de a determina modul în care sistemul reacționează la modificările dezechilibrului. Greutățile și pozițiile greutăților de probă sunt cunoscute, astfel încât software-ul poate calcula așa-numiții coeficienți de influență, care arată modul în care introducerea unui dezechilibru cunoscut afectează parametrii vibrației. Coeficienții de influență sunt caracteristici ale sistemului mecanic în sine și depind de rigiditatea reazemelor și de masa (inerția) sistemului rotor-reazem.
Pentru același tip de mecanisme de același design, coeficienții de influență vor fi apropiați. Este posibilă salvarea acestora în memoria calculatorului și utilizarea lor pentru echilibrarea mecanismelor de același tip fără rulări de probă, ceea ce crește semnificativ productivitatea echilibrării. Rețineți că masa greutăților de încercare trebuie aleasă astfel încât parametrii de vibrație să se modifice în mod vizibil atunci când sunt instalate greutățile de încercare. În caz contrar, eroarea de calcul a coeficienților de influență crește și calitatea echilibrării se deteriorează.
După cum se poate vedea în Fig. 1, forța centrifugă acționează în direcția radială, adică perpendicular pe axa rotorului. Prin urmare, senzorii de vibrații trebuie instalați astfel încât axa lor de sensibilitate să fie orientată tot în direcția radială. De obicei, rigiditatea fundației în direcția orizontală este mai mică, astfel încât vibrația în direcția orizontală este mai mare. Prin urmare, pentru a crește sensibilitatea, senzorii trebuie instalați astfel încât axa lor de sensibilitate să fie orientată și orizontal. Deși nu există nicio diferență fundamentală. Pe lângă vibrația în direcția radială, trebuie monitorizată și vibrația în direcția axială, de-a lungul axei de rotație a rotorului. Această vibrație nu este de obicei cauzată de dezechilibru, ci de alte cauze, în principal legate de nealinierea arborilor conectați prin cuplaj.
Această vibrație nu poate fi eliminată prin echilibrare, caz în care este necesară alinierea. În practică, astfel de mașini au de obicei atât dezechilibru al rotorului, cât și dezaliniere a arborelui, ceea ce face sarcina eliminării vibrației mult mai dificilă. În astfel de cazuri, este necesar să se centreze mai întâi mașina și apoi să se echilibreze. (Deși, în cazul unui dezechilibru puternic de moment, vibrația apare și pe direcția axială, din cauza „răsucirii” structurii fundației.)
Articole similare (exemple de standuri de echilibrare)
Criterii pentru evaluarea calității mecanismelor de echilibrare
Calitatea echilibrării rotoarelor (mecanismelor) poate fi evaluată în două moduri. Prima metodă constă în compararea valorii dezechilibrului rezidual determinate în timpul procesului de echilibrare cu toleranța pentru dezechilibrul rezidual. Aceste toleranțe pentru diferitele clase de rotoare sunt specificate în ISO 21940-11 (denumit anterior ISO 1940-1).
Modul de calcul al toleranței (ISO 21940-11). Standardul specifică un grad de calitate a echilibrării G, care este produsul dintre dezechilibrul specific admisibil epe și viteza unghiulară de exploatare ω, exprimată în mm/s:
- ω = 2π·n / 60 [rad/s], unde n este turația de serviciu în rpm;
- epe = G · 1000 / ω [g·mm/kg] (numeric egal cu µm de deplasare a centrului de masă) — echivalent epe = 9549 · G / n;
- Upe = epe · m [g·mm], unde m este masa rotorului în kg.
Exemplu rezolvat. Rotor m = 50 kg, turație de serviciu n = 3000 rpm, gradul G 6.3 (ventilatoare, pompe, motoare electrice standard): ω = 2π·3000/60 = 314,2 rad/s; epe = 6,3 · 1000 / 314,2 = 20,1 g·mm/kg (verificare încrucișată: 9549 · 6,3 / 3000 ≈ 20,1); Upe = 20,1 · 50 ≈ 1000 g·mm pentru întregul rotor.
Împărțirea toleranței între două planuri. Pentru un rotor al cărui centru de masă se află între planurile de corecție, toleranța totală se împarte invers proporțional cu distanța de la centrul de masă la fiecare plan; pentru un rotor simetric, aceasta înseamnă pur și simplu jumătate în fiecare plan — aproximativ 500 g·mm per plan, în exemplul de mai sus. Niciun plan nu ar trebui să primească mai mult de 70% sau mai puțin de 30% din Upe.
Grade tipice: G 0.4 — girostate, axe de rectificatoare de precizie · G 1 — axe de mașini de rectificat, armături de precizie · G 2.5 — turbine, turbogeneratoare, acționări de mașini-unelte · G 6.3 — inginerie generală: ventilatoare, rotoare de pompe, volanți, motoare electrice standard · G 16 — arbori cardanici cu cerințe speciale, mașini agricole, concasoare · G 40 — roți de autovehicule, arbori de transmisie (arbori cardanici) · G 100 — mecanisme motoare cu arbore cotit ale motoarelor diesel de mare viteză.
Cu toate acestea, respectarea toleranțelor specificate nu poate garanta pe deplin fiabilitatea operațională a mecanismului, asociată cu atingerea nivelului minim de vibrații al acestuia. Acest lucru se explică prin faptul că amploarea vibrațiilor mecanismului este determinată nu numai de mărimea forței asociate cu dezechilibrul rezidual al rotorului său, ci depinde și de alți câțiva parametri, printre care: rigiditatea k a elementelor structurale ale mecanismului, masa m a acestuia, factorul de amortizare, precum și frecvența de rotație. Prin urmare, pentru a estima calitățile dinamice ale mecanismului (inclusiv calitatea echilibrului său), într-o serie de cazuri se recomandă să se estimeze nivelul de vibrații reziduale ale mecanismului, care este reglementat de o serie de standarde.
Cel mai utilizat standard pentru nivelurile admisibile de vibrație ale mașinilor industriale este ISO 20816-3 (fostul ISO 10816-3). Acesta acoperă mașinile cu putere peste 15 kW, care funcționează la 120–15.000 rpm, și le clasifică pe două dimensiuni: după grupul de putere (Grupa 1 — peste 300 kW; Grupa 2 — 15 până la 300 kW) și după tipul de reazem (rigid sau flexibil). Fiecare combinație are propriile limite de zonă A/B, B/C și C/D, exprimate în mm/s RMS. Mașinile din afara acestui domeniu au părți dedicate ale seriei (agregate de turbine — ISO 20816-2, mașini hidraulice, mașini cu piston, pompe) sau standarde de produs precum ISO 14694 pentru ventilatoarele industriale.
Pentru mașini generale evaluate pe piese nerotative, clasicul ISO 10816-1 zonele (acum parte din ISO 20816-1) oferă următoarele limite ale vitezei vibrației, mm/s RMS:
| Clasă | A/B | B/C | C/D |
|---|---|---|---|
| Clasa I (mașini mici, până la 15 kW) | 0.71 | 1.80 | 4.50 |
| Clasa II (mașini medii, 15–75 kW) | 1.12 | 2.80 | 7.10 |
| Clasa III (mașini mari, fundație rigidă) | 1.80 | 4.50 | 11.20 |
| Clasa IV (mașini mari, fundație flexibilă) | 2.80 | 7.10 | 18.00 |
Zona A corespunde vibrației mașinilor noi; zona B este acceptabilă pentru funcționare pe termen lung fără restricții; zona C permite doar funcționare restricționată; zona D indică o vibrație suficient de severă pentru a provoca daune.
Standarde și referințe
- ISO 21940-11:2016 — Vibrații mecanice — Echilibrarea rotoarelor — Partea 11: Proceduri și toleranțe pentru rotoare cu comportament rigid. (Înlocuiește ISO 1940-1, care a fost retras.) Calculator de grade G și toleranțe →
- ISO 21940-2 — Vibrații mecanice — Echilibrarea rotoarelor — Partea 2: Vocabular. (Definiții ale dezechilibrului static, de cuplu, cvasi-static și dinamic.)
- ISO 20816-1:2016 — Vibrații mecanice — Măsurarea și evaluarea vibrațiilor mașinilor — Partea 1: Linii directoare generale. (Înlocuiește ISO 10816-1 și ISO 7919-1.) Zone de evaluare →
- ISO 20816-3:2022 — Vibrații mecanice — Măsurarea și evaluarea vibrațiilor mașinilor — Partea 3: Mașini industriale cu putere nominală peste 15 kW și turații nominale între 120 r/min și 15 000 r/min. (Înlocuiește ISO 10816-3:2009.)
- ISO 14694:2003 — Ventilatoare industriale — Specificații pentru calitatea echilibrării și nivelurile de vibrație.
ÎNTREBĂRI FRECVENTE
Echilibrarea elimină toate vibrațiile?
Nu. Echilibrarea elimină vibrațiile cauzate de distribuția asimetrică a masei rotorului față de axa sa de rotație. Vibrațiile cauzate de nealiniere, defecte ale rulmenților, forțe aerodinamice/hidrodinamice, forțe electromagnetice și alte cauze necesită diagnosticare și acțiuni corective separate.
De ce poate echilibrarea să eșueze în apropierea rezonanței?
În apropierea rezonanței, micile schimbări de viteză pot provoca schimbări mari în amplitudinea vibrației și o defazare de 180°. În astfel de condiții, rezultatele măsurătorilor devin instabile, iar procedurile convenționale de echilibrare pot să nu convergă fără metode speciale.
Când aveți nevoie de echilibrare pe un plan față de pe două planuri?
Un plan este suficientă pentru rotoarele în formă de disc, la care lungimea axială a rotorului este mică în comparație cu diametrul — ca regulă generală L/D < 0,5 — iar viteza de funcționare este mult sub prima viteză critică. Exemple tipice: un disc abraziv, un rotor de ventilator cu un singur disc, o fulie, o roată de autovehicul. Un astfel de rotor prezintă un dezechilibru aproape pur static.
Două avioane sunt necesare pentru rotoarele alungite (L/D ≥ 0.5), pentru orice rotor cu două sau mai multe rotoare sau discuri distanțate de-a lungul arborelui, precum și ori de câte ori faza vibrației la cei doi rulmenți diferă semnificativ — semn al unei componente de cuplu. Un rotor rigid nu are niciodată nevoie de mai mult de două planuri.
În caz de îndoială, măsurați ambii rulmenți: dacă o corecție într-un singur plan reduce vibrația la un rulment și o crește la celălalt, rotorul are o componentă de cuplu și necesită echilibrare în două planuri.
Ce trebuie făcut înainte de echilibrare?
Asigurați-vă că mașina este în stare de funcționare: montare fiabilă pe fundație, rulmenți sănătoși, fără slăbiri severe și fără surse evidente de neliniaritate. Echilibrarea nu înlocuiește reparația.
Concluzii cheie
- Echilibrarea corectează excitația legată de masă (centrifugă); nu rezolvă nealinierea, deteriorarea rulmenților sau sursele electromagnetice/aerodinamice.
- Rezonanța și neliniaritatea pot face ca echilibrarea convențională să fie ineficientă sau nesigură.
- Pentru rotoare rigide, echilibrarea în două planuri este soluția generală pentru dezechilibrul dinamic (combinația static + cuplu).
