Балансировка ротора: статический и динамический дисбаланс, резонанс и практическая процедура.
This guide explains балансировка ротора для жесткие роторы: 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.
Содержание
- Что такое ротор и что исправляет балансировка?
- Типы роторов и типы дисбаланса
- Вибрация механизмов: что можно и чего нельзя устранить балансировкой.
- Резонанс: фактор, препятствующий балансировке.
- Линейные и нелинейные модели: когда вычисления перестают работать
- Балансировочные устройства и балансировочные станки
- Балансировка жестких роторов (практические заметки)
- Как выполняется динамическая балансировка (метод трёх пусков)
- Критерии оценки качества балансировки
- Стандарты и справочные материалы
- FAQ
Что такое ротор и что исправляет балансировка?
Ротор представляет собой тело, вращающееся вокруг некоторой оси и удерживаемое своими опорными поверхностями в опорах. Опорные поверхности ротора передают нагрузку на опоры через подшипники качения или скольжения. В качестве опорных поверхностей используются поверхности цапф или заменяющие их поверхности.
В идеально сбалансированном роторе его масса распределена симметрично относительно оси вращения, то есть любой элемент ротора может быть сопоставлен с другим элементом, расположенным симметрично относительно оси вращения. В сбалансированном роторе центробежная сила, действующая на любой элемент ротора, уравновешивается центробежной силой, действующей на симметричный элемент. Например, центробежные силы F1 и F2, равные по величине и противоположные по направлению, действуют на элементы 1 и 2 (отмечены зеленым цветом на рис. 1). Это справедливо для всех симметричных элементов ротора, и, следовательно, суммарная центробежная сила, действующая на ротор, равна 0, и ротор сбалансирован.
Но если симметрия ротора нарушена (асимметричный элемент отмечен красным цветом на рис. 1), то на ротор действует неуравновешенная центробежная сила F3. При вращении эта сила меняет направление вместе с вращением ротора. Динамическая нагрузка, возникающая под действием этой силы, передаётся на подшипники, что приводит к ускоренному износу.
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.
Задача балансировки состоит в том, чтобы найти размер и расположение (угол) одной или нескольких уравновешивающих масс.
Типы роторов и типы дисбаланса
С учетом прочности материала ротора и величины действующих на него центробежных сил роторы можно разделить на два вида - жесткие и гибкие.
Жесткие роторы под действием центробежной силы на рабочих режимах деформируются незначительно, и влиянием этой деформации в расчетах можно пренебречь.
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:
- статический дисбаланс — 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;
- динамический дисбаланс — 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.
Силы F1 и F2 не лежат на одной прямой и не компенсируют друг друга.
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.
Электромагнитные силы 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.
Вибрация механизмов
Вибрация - это реакция конструкции механизма на воздействие циклической возбуждающей силы. Эта сила может иметь различную природу.
Центробежная сила, возникающая в результате дисбаланса ротора, является некомпенсированной силой, действующей на "тяжелую точку". Именно эта сила и вызванная ею вибрация могут быть устранены путем балансировки ротора.
силы взаимодействия "геометрического" характера, возникающие из-за погрешностей изготовления и сборки сопрягаемых деталей. Эти силы могут возникать, например, в результате некруглости шеек валов, погрешностей в профилях зубьев шестерен, волнистости дорожек качения подшипников, несоосности сопрягаемых валов и т.д. В случае некруглости шеек ось вала будет смещаться в зависимости от угла поворота вала. Хотя эта вибрация возникает и на скорости вращения ротора, устранить ее балансировкой практически невозможно.
Аэродинамические силы, возникающие при вращении рабочих колес вентиляторов и других лопастных механизмов. Гидродинамические силы, возникающие при вращении рабочих колес гидравлических насосов, турбин и т.д.
Электромагнитные силы, возникающие при работе электрических машин, например, при несимметричной обмотке ротора, коротком замыкании обмоток и т.д.
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.
Для измерения вибрации и балансировки механизмов могут использоваться различные типы датчиков, в том числе:
- датчики абсолютной вибрации, предназначенные для измерения виброускорения (акселерометры), и датчики виброскорости;
- Датчики относительной вибрации — вихретоковые или ёмкостные, предназначенные для измерения виброперемещения;
- В некоторых случаях (когда это позволяет конструкция механизма) для оценки вибрационной нагрузки можно также использовать датчики силы; в частности, они широко применяются для измерения вибрационной нагрузки опор балансировочных машин с жесткими подшипниками.
Итак, вибрация - это реакция машины на действие внешних сил. Величина вибрации зависит не только от величины силы, действующей на механизм, но и от жесткости конструкции механизма. Одна и та же сила может приводить к различным вибрациям. В механизме с жесткими подшипниками, даже если вибрация невелика, подшипники могут подвергаться значительным динамическим нагрузкам. Поэтому при балансировке машин с жесткими подшипниками используются датчики силы, а не вибрации (виброакселерометры).
Датчики вибрации используются на механизмах с относительно податливыми опорами, когда действие неуравновешенных центробежных сил приводит к заметной деформации опор и вибрации. Датчики силы используются для жестких опор, когда даже значительные силы, возникающие из-за дисбаланса, не приводят к значительной вибрации.
Резонанс - фактор, препятствующий балансировке
Ранее мы уже упоминали, что роторы делятся на жесткие и гибкие. Не следует путать жесткость или гибкость ротора с жесткостью или подвижностью опор (фундамента), на которых он установлен. Ротор считается жестким, если его деформацией (изгибом) под действием центробежных сил можно пренебречь. Деформация гибкого ротора относительно велика, и ею нельзя пренебречь.
В этой статье мы рассматриваем только балансировку жестких роторов. Жесткий (недеформируемый) ротор, в свою очередь, может быть установлен на жестких или подвижных (податливых) опорах. Понятно, что эта жесткость/подвижность опор также относительна, зависит от скорости вращения ротора и величины возникающих центробежных сил. Условной границей является частота собственных колебаний опор ротора.
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.
Когда ротор начинает вращаться и частота его вращения приближается к частоте собственных колебаний, амплитуда колебаний резко возрастает, что может привести к разрушению конструкции.
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.
Возможно определение частоты собственных колебаний механизма при выбеге (при выключении вращения ротора) или ударным методом с последующим спектральным анализом реакции системы на удар.
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.
Линейная и нелинейная модели механической системы. Нелинейность является фактором, препятствующим балансировке
При балансировке жестких роторов для балансировочных расчетов используются математические модели, называемые линейными. Линейная модель означает, что в такой модели одна величина пропорциональна (линейна) другой. Например, если удвоить некомпенсированную массу ротора, то величина вибрации также удвоится. Для жестких роторов можно использовать линейную модель, поскольку они не деформируются.
Для гибких роторов линейная модель больше не может быть использована. Для гибкого ротора, если масса тяжелой точки увеличится во время вращения, произойдет дополнительная деформация, и в дополнение к массе увеличится и радиус расположения тяжелой точки. Таким образом, для гибкого ротора вибрация увеличится более чем в два раза, и обычные методы расчета не будут работать.
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.
Балансировочные устройства и балансировочные станки
Recall that balancing is the process of aligning the main central axis of inertia with the rotor's axis of rotation.
Этот процесс может быть выполнен двумя способами.
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.
Второй (наиболее распространенный) способ предусматривает перемещение, установку или удаление корректирующих грузов на роторе, которые размещаются таким образом, чтобы ось инерции ротора была как можно ближе к его оси вращения.
Перемещение, добавление или удаление корректирующих грузов в процессе балансировки может осуществляться с помощью различных технологических операций, в том числе: сверления, фрезерования, наплавки, сварки, завинчивания или отвинчивания, выжигания лазерным или электронным лучом, электролиза, электромагнитной наплавки и т.д.
Процесс балансировки может быть осуществлен двумя способами:
- 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.
К таким устройствам относятся:
- измерительно-вычислительный блок на базе компьютера или промышленного контроллера;
- два (или более) датчика вибрации;
- a phase angle sensor;
- аксессуары для монтажа датчиков на объекте;
- специализированное программное обеспечение, предназначенное для выполнения полного цикла измерения параметров вибрации ротора в одной, двух или нескольких плоскостях коррекции.
В настоящее время наиболее распространены два типа балансировочных станков:
- 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.
Балансировка жестких роторов
Важно!
- Балансировка устраняет только вибрацию, вызванную несимметричным распределением массы ротора относительно его оси вращения. Другие виды вибрации балансировкой не устраняются!
- Балансировке подлежат технические механизмы, конструкция которых обеспечивает отсутствие резонансов на рабочей частоте вращения, надежно закрепленные на фундаменте, установленные в исправных подшипниках.
- Неисправное оборудование должно быть отремонтировано до начала балансировки. В противном случае качественная балансировка невозможна.
Балансировка не заменит ремонта!
Основная задача балансировки — определить массу и расположение компенсирующих грузов, противодействующих центробежным силам.
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.
Как выполняется динамическая балансировка (метод трёх пусков)
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 плоскость коррекции. 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.
Для однотипных механизмов одинаковой конструкции коэффициенты влияния будут близки. Их можно сохранить в памяти компьютера и использовать для балансировки однотипных механизмов без пробных пусков, что значительно повышает производительность балансировки. Следует иметь в виду, что масса пробных грузов должна быть выбрана такой, чтобы параметры вибрации заметно изменялись при установке пробных грузов. В противном случае увеличивается погрешность расчета коэффициентов влияния и ухудшается качество балансировки.
Как видно из рис. 1, центробежная сила действует в радиальном направлении, то есть перпендикулярно оси ротора. Поэтому датчики вибрации должны быть установлены так, чтобы их ось чувствительности также была направлена радиально. Обычно жёсткость фундамента в горизонтальном направлении меньше, поэтому вибрация в горизонтальном направлении выше. Следовательно, для повышения чувствительности датчики следует устанавливать так, чтобы их ось чувствительности также была направлена горизонтально. Хотя принципиальной разницы здесь нет. Помимо вибрации в радиальном направлении необходимо контролировать вибрацию в осевом направлении, вдоль оси вращения ротора. Такая вибрация обычно вызвана не дисбалансом, а другими причинами, главным образом связанными с несоосностью валов, соединённых через муфту.
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.)
Статьи по теме (примеры балансировочных стендов)
- Балансировочный стенд с мягкими опорами
- Балансировка роторов электродвигателей
- Простые, но эффективные балансировочные стенды
Критерии оценки качества балансировки
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 eза and the service angular velocity ω, expressed in mm/s:
- ω = 2π·n / 60 [rad/s], where n is the service speed in rpm;
- eза = G · 1000 / ω [g·mm/kg] (numerically equal to µm of center-of-mass offset) — equivalently eза = 9549 · G / n;
- Uза = еза · 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; eза = 6.3 · 1000 / 314.2 = 20.1 g·mm/kg (cross-check: 9549 · 6.3 / 3000 ≈ 20.1); Uза = 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 Uза.
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.
Однако соблюдение указанных допусков не может полностью гарантировать эксплуатационную надежность механизма, связанную с достижением минимального уровня его вибрации. Это объясняется тем, что величина вибрации механизма определяется не только величиной силы, связанной с остаточным дисбалансом его ротора, но и зависит от ряда других параметров, в том числе: жесткости k конструктивных элементов механизма, его массы m, коэффициента демпфирования, а также частоты вращения. Поэтому для оценки динамических качеств механизма (в том числе качества его балансировки) в ряде случаев рекомендуется оценивать уровень остаточной вибрации механизма, который регламентируется рядом стандартов.
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:
| Класс | 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.
Стандарты и справочные материалы
- 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.
FAQ
Устраняет ли балансировка все вибрации?
Нет. Балансировка устраняет вибрацию, вызванную асимметричным распределением массы ротора относительно его оси вращения. Вибрация, вызванная несоосностью, дефектами подшипников, аэродинамическими/гидродинамическими силами, электромагнитными силами и другими причинами, требует отдельной диагностики и корректирующих действий.
Почему балансировка может давать сбой вблизи резонанса?
Вблизи резонанса небольшие изменения скорости могут вызывать значительные изменения амплитуды колебаний и фазовый сдвиг на 180°. В таких условиях результаты измерений становятся нестабильными, и традиционные методы балансировки могут не сходиться без специальных подходов.
В каких случаях необходима одноплоскостная, а в каких — двухплоскостная балансировка?
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 плоскости 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.
Что следует сделать перед балансировкой?
Убедитесь в исправности оборудования: надежное крепление к фундаменту, исправные подшипники, отсутствие сильного люфта и явных источников нелинейности. Балансировка не заменяет ремонт.
Основные выводы
- Балансировка устраняет центробежное возбуждение, вызванное массой; она не решает проблемы несоосности, повреждения подшипников или электромагнитных/аэродинамических источников.
- Резонанс и нелинейность могут сделать традиционные методы балансировки неэффективными или небезопасными.
- For rigid rotors, two-plane balancing is the general solution for dynamic unbalance (the combination of static + couple).
