Balancimi i rotorit: çekuilibri statik dhe dinamik, rezonanca dhe procedura praktike
This guide explains balancim i rotorit për rotorë të ngurtë: 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.
Përmbajtja
- Çfarë është një rotor dhe çfarë korrigjon balancimi?
- Llojet e rotorëve dhe llojet e çekuilibrit
- Vibrimi i mekanizmave: çfarë mund dhe çfarë nuk mund të eliminojë balancimi
- Rezonanca: një faktor që pengon balancimin
- Modele lineare kundrejt atyre jolineare: kur llogaritjet reshtin së funksionuari
- Pajisjet e balancimit dhe makinat balancuese
- Balancimi i rotorëve të ngurtë (shënime praktike)
- Si kryhet balancimi dinamik (metoda me tre xhirime)
- Kriteret për vlerësimin e cilësisë së balancimit
- Standardet dhe referencat
- FAQ
Çfarë është një rotor dhe çfarë korrigjon balancimi?
Rotori është një trup që rrotullohet rreth një boshti dhe mbahet nga sipërfaqet e tij mbajtëse në mbështetëset (suportet). Sipërfaqet mbajtëse të rotorit transmetojnë ngarkesat te mbështetëset nëpërmjet rulmaneve me rrotullim ose me rrëshqitje. Sipërfaqet mbajtëse janë sipërfaqet e gushave (trunion) ose sipërfaqet që i zëvendësojnë ato.
Në një rotor të balancuar në mënyrë perfekte, masa e tij shpërndahet në mënyrë simetrike rreth boshtit të rrotullimit, d.m.th. çdo element i rotorit mund të përputhet me një element tjetër të vendosur në mënyrë simetrike rreth boshtit të rrotullimit. Në një rotor të balancuar, forca centrifugale që vepron mbi çdo element të rotorit balancohet nga forca centrifugale që vepron mbi elementin simetrik. Për shembull, forcat centrifugale F1 dhe F2, të barabarta në madhësi dhe të kundërta në drejtim, veprojnë mbi elementet 1 dhe 2 (të shënuara me jeshile në Fig. 1). Kjo vlen për të gjitha elementet simetrike të rotorit, dhe kështu forca totale centrifugale që vepron mbi rotorin është 0 dhe rotori është i balancuar.
Por nëse simetria e rotorit prishet (elementi asimetrik shënohet me ngjyrë të kuqe në Fig. 1), atëherë mbi rotor vepron forca centrifugale e pabalancuar F3. Gjatë rrotullimit, kjo forcë ndryshon drejtim me rrotullimin e rotorit. Ngarkesa dinamike që rezulton nga kjo forcë transmetohet te rulmanet, duke shkaktuar konsumim dhe amortizim të përshpejtuar.
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.
Detyra e balancimit është të gjejë madhësinë dhe vendndodhjen (këndin) e një ose më shumë masave balancuese.
Llojet e rotorëve dhe llojet e çekuilibrit
Duke marrë parasysh forcën e materialit të rotorit dhe madhësinë e forcave centrifugale që veprojnë mbi të, rotorët mund të ndahen në dy lloje - rotorë të ngurtë dhe rotorë fleksibël.
Rotorët e ngurtë deformohen në mënyrë të parëndësishme nën veprimin e forcës centrifugale në regjimet e punës, dhe ndikimi i këtij deformimi në llogaritje mund të neglizhohet.
Deformimi i rotorëve fleksibël nuk mund të neglizhohet më. Deformimi i rotorëve fleksibël e ndërlikon zgjidhjen e problemit të balancimit dhe kërkon aplikimin e modeleve të tjera matematikore krahasuar me problemin e balancimit të rotorëve të ngurtë. Duhet theksuar se i njëjti rotor në shpejtësi të ulëta mund të sillet si i ngurtë, dhe në shpejtësi të larta — si fleksibël. Kriteri praktik është shpejtësia e shërbimit në raport me shpejtësinë e parë kritike (të përkuljes) të rotorit: një rotor konsiderohet i ngurtë — ISO 21940-11 flet për një rotor me «sjellje të ngurtë» — kur punon dukshëm nën atë shpejtësi, në praktikë nën rreth 50–70% të shpejtësisë së parë kritike. Mbi këtë, rotori përkulet në një formë mënyre që ndryshon me shpejtësinë: ai është fleksibël dhe duhet balancuar me metoda modale ose me shumë plane (ISO 21940-12). Në vijim, ne do të shqyrtojmë vetëm balancimin e rotorëve të ngurtë.
Depending on how the unbalanced masses are distributed along the rotor, ISO 21940-2 distinguishes several states of unbalance:
- çekuilibrim statik — 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;
- çekuilibri dinamik — 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.
Në këtë rast, masat e barabarta të pabalancuara M1 dhe M2 gjenden në plane të ndryshme — në vende të ndryshme përgjatë gjatësisë së rotorit. Në pozicion statik, d.m.th. kur rotori nuk rrotullohet, mbi rotor vepron vetëm graviteti dhe masat e balancojnë njëra-tjetrën. Në dinamikë, kur rotori rrotullohet, forcat centrifugale Fc1 dhe Fc2 fillojnë të veprojnë mbi masat M1 dhe M2. Këto forca janë të barabarta në madhësi dhe të kundërta në drejtim. Megjithatë, meqenëse ato aplikohen në vende të ndryshme përgjatë gjatësisë së boshtit dhe nuk janë në të njëjtën linjë, këto forca nuk e kompensojnë njëra-tjetrën. Forcat Fc1 dhe Fc2 krijojnë një moment të aplikuar mbi rotor — kjo është arsyeja pse kjo pabalancë quhet gjithashtu pabalancë momenti. Rrjedhimisht, forcat centrifugale të pakompensuara veprojnë mbi pozicionet e kushinetave, të cilat mund të tejkalojnë ndjeshëm vlerat e llogaritura dhe të shkurtojnë jetëgjatësinë e kushinetave.
Meqenëse ky lloj pabalance shfaqet vetëm gjatë rrotullimit të rotorit, ajo nuk mund të korrigjohet në kushte statike duke balancuar «mbi thika» ose metoda të ngjashme. Për të eliminuar pabalancën e çiftit, duhet të instalohen dy pesha kompensuese, të cilat prodhojnë një moment të barabartë në madhësi dhe të kundërt në drejtim me momentin që lind nga masat M1 dhe M2. Masat kompensuese nuk duhet domosdoshmërisht të vendosen përballë dhe të barabarta në madhësi me masat M1 dhe M2. Gjëja kryesore është që ato të prodhojnë një moment që e kompenson plotësisht momentin e pabalancës.
Në përgjithësi, masat M1 dhe M2 mund të mos jenë të barabarta me njëra-tjetrën, kështu që do të ketë një kombinim të pabalancës statike dhe të çiftit (momentit) — pikërisht ky rast i përgjithshëm është ai që ISO 21940-2 e quan pabalancë dinamike. Është vërtetuar teorikisht se për një rotor të ngurtë, dy pesha të vendosura larg njëra-tjetrës përgjatë gjatësisë së rotorit janë të nevojshme dhe të mjaftueshme për të eliminuar pabalancën e tij. Këto pesha do të kompensojnë si momentin që rezulton nga pabalanca e çiftit, ashtu edhe forcën centrifugale që rezulton nga asimetria e masës në raport me boshtin e rotorit (pabalancë statike). Zakonisht, pabalanca e çiftit është karakteristikë e rotorëve të gjatë, siç janë boshtet, ndërsa pabalanca statike është karakteristikë e rotorëve të ngushtë. Megjithatë, nëse rotori i ngushtë është i shtrembëruar në raport me boshtin, ose i deformuar («formë tetëshe»), atëherë pabalanca e çiftit do të jetë e vështirë për t'u eliminuar (shih Fig. 4), sepse në këtë rast është e vështirë të instalohen pesha korrigjuese që krijojnë momentin kompensues të nevojshëm.
Forcat F1 dhe F2 nuk ndodhen në të njëjtën vijë dhe nuk kompensojnë njëra-tjetrën.
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 është gjithashtu i pranishëm: gjeometria e pabarabartë e teheve prodhon një ngarkesë të pabarabartë të teheve dhe rrjedhimisht një forcë neto radiale. Ashtu si forca centrifugale e një peshe korrigjuese, kjo forcë shkallëzohet me katrorin e shpejtësisë, por varet edhe nga pika e punës — densiteti i ajrit, pozicioni i damperit, rezistenca e kanalit — kështu që një peshë korrigjuese e balancuar në një pikë detyre nuk do të mbetet optimale në një tjetër. Komponenti aerodinamik, pra, duhet të korrigjohet duke rikthyer gjeometrinë e teheve, jo duke shtuar masë.
Forcat elektromagnetike në një makinë elektrike (tërheqje magnetike jouniforme nga një hendek ajri ekscentrik, shufra të thyera, laminata të shkurtuara) sillen sërish ndryshe: ato qeverisen nga fluksi i hendekut të ajrit, jo nga shpejtësia rrotulluese, dhe kryesisht ngasin makinën në dyfishin e frekuencës së linjës dhe në brezet anësore të kalimit të poleve, jo në 1×. Meqenëse veprojnë në frekuenca të tjera nga frekuenca e rrotullimit, balancimi nuk mund t'i kompensojë fare. Shkurt, balancimi heq vetëm ngasjen 1× të lidhur me masën — nuk mund të eliminojë çdo burim dridhjeje në një makinë.
Vibrimi i mekanizmave
Vibrimi është reagimi i konstruksionit të mekanizmit ndaj efekteve të një force ngacmuese ciklike. Kjo forcë mund të jetë e natyrave të ndryshme.
Forca centrifugale që rezulton nga rotori i pabalancuar është një forcë e pakompensuar që vepron mbi „pikën e rëndë“. Është pikërisht kjo forcë dhe vibrimi i shkaktuar prej saj që mund të eliminohen duke balancuar rotorin.
Forcat e ndërveprimit me natyrë „gjeometrike“ që lindin nga gabimet e prodhimit dhe montimit të pjesëve bashkuese. Këto forca mund të lindin, për shembull, si rezultat i mosrrumbullakësisë së qafave të boshtit, gabimeve në profilet e dhëmbëve të ingranazheve, valëzimit të rrugëve të rulmaneve, keqrreshtimit të boshteve bashkuese, etj. Në rastin e mosrrumbullakësisë së gushave, boshti i rotacionit do të zhvendoset në varësi të këndit të rrotullimit të boshtit. Megjithëse ky vibrim ndodh gjithashtu në shpejtësinë e rotorit, është pothuajse i pamundur të eliminohet me balancim.
Forcat aerodinamike që rezultojnë nga rrotullimi i impelerëve të ventilatorëve dhe mekanizmave të tjerë me flatra. Forcat hidrodinamike që rezultojnë nga rrotullimi i impelerëve të pompave hidraulike, turbinave, etj.
Forcat elektromagnetike që rezultojnë nga funksionimi i makinave elektrike, p.sh. mbështjelljet asimetrike të rotorit, mbështjelljet e qarkut të shkurtër, etj.
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.
Për matjen e vibrimit dhe balancimin e mekanizmave mund të përdoren lloje të ndryshme sensorësh, duke përfshirë:
- sensorë absolutë të vibrimit të projektuar për matjen e nxitimit të vibrimit (akselerometra) dhe sensorë të shpejtësisë së vibrimit;
- sensorë të vibrimit relativ - me rrymë vorbulluese (eddy-current) ose kapacitivë, të projektuar për matjen e zhvendosjes së vibrimit;
- në disa raste (kur konstruksioni i mekanizmit e lejon), sensorë force mund të përdoren gjithashtu për të vlerësuar ngarkesën e tij vibruese; në veçanti, ato përdoren gjerësisht për të matur ngarkesën vibruese të mbështetjeve të makinave balancuese me kushinetë të fortë (hard-bearing).
Pra, vibrimi është reagimi i një makine ndaj veprimit të forcave të jashtme. Madhësia e vibrimit varet jo vetëm nga madhësia e forcës që vepron mbi mekanizëm, por edhe nga ngurtësia e konstruksionit të mekanizmit. E njëjta forcë mund të çojë në vibrime të ndryshme. Në një makinë me kushinetë të fortë, edhe nëse vibrimi është i vogël, kushinetat mund t'i nënshtrohen ngarkesave dinamike të konsiderueshme. Kjo është arsyeja pse, në vend të sensorëve të vibrimit (akselerometrave të vibrimit), përdoren sensorë force kur balancohen makinat me kushinetë të fortë.
Sensorët e vibrimit përdoren në mekanizma me mbështetje relativisht të buta, kur veprimi i forcave centrifugale të pabalancuara çon në një deformim të dukshëm të mbështetjeve dhe në vibrim. Sensorët e forcës përdoren për mbështetje të forta, kur edhe forca të konsiderueshme për shkak të çekuilibrit nuk çojnë në vibrim të dukshëm.
Rezonanca është një faktor që pengon balancimin
Më parë përmendëm se rotorët ndahen në të fortë (rigid) dhe fleksibël. Ngurtësia ose fleksibiliteti i rotorit nuk duhet ngatërruar me ngurtësinë ose lëvizshmërinë e mbështetjeve (themelit) mbi të cilat është instaluar rotori. Një rotor konsiderohet i fortë kur deformimi i tij (përkulja) nën veprimin e forcave centrifugale mund të neglizhohet. Deformimi i një rotori fleksibël është relativisht i madh dhe nuk mund të neglizhohet.
Në këtë artikull, ne shqyrtojmë vetëm balancimin e rotorëve të fortë. Një rotor i fortë (i padeformueshëm) mund të montohet, nga ana e tij, mbi mbështetje të forta ose të lëvizshme (të buta). Është e qartë se kjo ngurtësi/lëvizshmëri e mbështetjeve është gjithashtu relative, në varësi të shpejtësisë së rotorit dhe madhësisë së forcave centrifugale rezultuese. Një kufi konvencional është frekuenca e vibrimeve të vetvetishme (natyrore) të mbështetjeve të rotorit.
Për sistemet mekanike, forma dhe frekuenca e dridhjeve natyrore përcaktohen nga masa dhe elasticiteti i elementeve të sistemit mekanik. Kjo do të thotë se frekuenca e dridhjeve natyrore është një karakteristikë e brendshme e sistemit mekanik dhe nuk varet nga forcat e jashtme. Duke u zhvendosur nga gjendja e ekuilibrit, mbështetjet, falë elasticitetit, priren të kthehen në pozicionin e ekuilibrit. Por për shkak të inercisë së rotorit masiv, ky proces ka natyrën e lëkundjeve të zbutura. Këto dridhje janë dridhjet natyrore të sistemit rotor-mbështetje. Frekuenca e tyre varet nga raporti i masës së rotorit me elasticitetin e mbështetjeve, siç tregon formula (2) më poshtë.
Kur rotori fillon të rrotullohet dhe frekuenca e rrotullimit të tij i afrohet frekuencës së vibrimeve të vetvetishme, amplituda e vibrimit rritet ndjeshëm, gjë që mund të çojë në shkatërrimin e strukturës.
Ndodh fenomeni i rezonancës mekanike. Pranë rezonancës, përgjigja amplifikohet nga faktori i cilësisë Q = 1/(2ζ), zakonisht 3–17 për strukturat e makinave, dhe kulmi mund të jetë i ngushtë: një ndryshim shpejtësie i rendit të disa përqindjeve mund ta ndryshojë nivelin e dridhjes disa herë. Përgjatë rezonancës, vonesa e fazës lëkundet me 180°, duke kaluar nëpër 90° në kulm.
Nëse dizajni i mekanizmit nuk ka sukses dhe frekuenca e punës së rotorit është pranë frekuencës së dridhjeve natyrore, atëherë funksionimi i mekanizmit bëhet i pamundur për shkak të dridhjes së papranueshme të lartë. Balancimi me metoda të zakonshme është atëherë i pamundur, sepse edhe një ndryshim i vogël i shpejtësisë ndryshon drastikisht parametrat e dridhjes. Për balancimin në zonën e rezonancës përdoren metoda speciale që nuk shqyrtohen në këtë artikull.
Frekuenca e vibrimeve të vetvetishme të mekanizmit mund të përcaktohet gjatë ngadalësimit të lirë (kur fiket rrotullimi i rotorit) ose me metodën e goditjes, me analizë të mëvonshme spektrale të përgjigjes së sistemit ndaj goditjes.
Për mekanizmat, frekuenca e punës së rrotullimit e të cilëve është mbi frekuencën e rezonancës, d.m.th. punojnë në regjimin superkritik (pas-rezonant), mbështetjet konsiderohen si lëvizëse dhe përdoren sensorë dridhjeje për matje, kryesisht akselerometra dridhjeje, që matin nxitimin e elementeve strukturore. Për mekanizmat që funksionojnë në modalitetin para-rezonant, mbështetjet konsiderohen të ngurta. Në këtë rast, përdoren sensorë force.
Modelet lineare dhe jolineare të një sistemi mekanik. Jolinearitети është një faktor që pengon balancimin
Kur balancohen rotorë të fortë, për llogaritjet e balancimit përdoren modele matematikore të quajtura modele lineare. Një model linear do të thotë se, në një model të tillë, një madhësi është proporcionale (lineare) me tjetrën. Për shembull, nëse masa e pakompensuar mbi rotor dyfishohet, atëherë edhe vlera e vibrimit do të dyfishohet. Për rotorët e fortë mund të përdoret një model linear, pasi ata nuk deformohen.
Për rotorët fleksibël, modeli linear nuk mund të përdoret më. Për një rotor fleksibël, nëse masa e pikës së rëndë rritet gjatë rrotullimit, do të ndodhë një deformim shtesë, dhe përveç masës, do të rritet edhe rrezja e vendndodhjes së pikës së rëndë. Prandaj, për një rotor fleksibël, vibrimi do të rritet më shumë se dyfish, dhe metodat e zakonshme të llogaritjes nuk do të funksionojnë.
Një burim tjetër i jolinearitetit është ndryshimi i ngurtësisë së mbështetjeve në devijime të mëdha: në devijime të vogla një grup elementesh strukturore mban ngarkesën, në devijime të mëdha hyjnë në lojë të tjera. Kjo është arsyeja pse nuk mund të balanconi mekanizma që nuk janë fiksuar në themel, por, për shembull, thjesht të vendosur në dysheme. Me dridhje të konsiderueshme, forca e pabalancës mund ta ngrejë mekanizmin nga dyshemeja, duke ndryshuar kështu ndjeshëm karakteristikat e ngurtësisë së sistemit. Këmbët e motorit duhet të fiksohen në mënyrë të sigurt, montimet me bulona duhet të shtrëngohen, trashësia e rondeles duhet të sigurojë ngurtësi të mjaftueshme montimi, etj. Nëse kushinetat janë të dëmtuara, janë të mundshme çorregullim i konsiderueshëm i boshtit dhe goditje, gjë që gjithashtu do të rezultojë në linearitet të dobët dhe pamundësi për të kryer një balancim cilësor.
Pajisjet e balancimit dhe makinat balancuese
Recall that balancing is the process of aligning the main central axis of inertia with the rotor's axis of rotation.
Ky proces mund të kryhet me dy metoda.
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.
Metoda e dytë (më e zakonshmja) përfshin lëvizjen, instalimin ose heqjen e peshave korrigjuese mbi rotor, të cilat vendosen në mënyrë që boshti i inercisë së rotorit të jetë sa më afër boshtit të tij të rrotullimit.
Lëvizja, shtimi ose heqja e peshave korrigjuese gjatë balancimit mund të kryhet me anë të operacioneve të ndryshme teknologjike, duke përfshirë: shpim, frezim, mbivendosje (surfacing), saldim, vidhosje ose zhvidhosje, djegie me lazer ose rreze elektronike, elektrolizë, mbivendosje elektromagnetike, etj.
Procesi i balancimit mund të kryhet në dy mënyra:
- 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.
Për balancimin e rotorëve në kushinetat e tyre, zakonisht përdoren pajisje balancuese të specializuara (kite), të cilat lejojnë matjen e dridhjes së rotorit të balancuar në frekuencën e tij të rrotullimit në formë vektoriale, d.m.th. matjen si të amplitudës, ashtu edhe të fazës së dridhjes. Aktualisht, pajisjet e mësipërme prodhohen bazuar në teknologji mikroprocesori dhe (përveç matjes dhe analizës së dridhjes) ofrojnë llogaritjen automatike të parametrave të peshave korrigjuese, të cilat duhet të instalohen në rotor për të kompensuar pabalancën e tij.
Këto pajisje përfshijnë:
- një njësi matëse dhe llogaritëse e bazuar në një kompjuter ose kontrollues industrial;
- dy (ose më shumë) sensorë vibrimi;
- a phase angle sensor;
- aksesorë për montimin e sensorëve në vend;
- softuer i specializuar, i projektuar për të kryer një cikël të plotë matjeje të parametrave të vibrimit të rotorit në një, dy ose më shumë plane korrigjuese.
Aktualisht, dy lloje makinash balancuese janë më të përhapurat:
- Soft-bearing machines (with pliable supports);
- Hard-bearing machines (with rigid supports).
Soft-bearing (above-resonance) machines kanë mbështetje relativisht të buta, për shembull, bazuar në susta të sheshta. Frekuenca e dridhjeve natyrore të këtyre mbështetjeve zakonisht është 2-3 herë më e ulët se frekuenca e rrotullimit të rotorit të balancuar, i cili është montuar mbi to, kështu që makina funksionon mbi rezonancë. Sensorë dridhjeje (akselerometra, sensorë shpejtësie dridhjeje, etj.) zakonisht përdoren për të matur lëvizjen e mbështetjeve të këtyre makinave mbi-rezonancë.
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.
Balancimi i rotorëve të fortë
E rëndësishme!
- Balancimi eliminon vetëm vibrimin e shkaktuar nga shpërndarja asimetrike e masës së rotorit në raport me boshtin e tij të rrotullimit. Llojet e tjera të vibrimit nuk eliminohen nga balancimi!
- Mekanizmave teknikë i nënshtrohen balancimit ata mekanizma, konstruksioni i të cilëve siguron mungesën e rezonancave në frekuencën e punës së rrotullimit, të fiksuar në mënyrë të besueshme mbi themel, të instaluar në kushineta funksionale.
- Makineritë me defekte duhet të riparohen përpara balancimit. Përndryshe, balancimi cilësor nuk është i mundur.
Balancimi nuk zëvendëson riparimin!
Detyra kryesore e balancimit është gjetja e masës dhe vendndodhjes së peshave kompensuese që kundërveprojnë forcave centrifugale.
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.
Si kryhet balancimi dinamik (metoda me tre xhirime)
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 plani korrigjues. 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).
Në xhirimin e parë matet dridhja fillestare (në softuerin Balanset kjo është Run 0). Më pas një peshë provë me masë të njohur vendoset në rotor më afër njërës prej kushinetave. Kryhet një xhirim i dytë (Run 1) dhe maten parametrat e dridhjes, të cilat duhet të ndryshojnë për shkak të instalimit të peshës provë. Më pas pesha provë në planin e parë hiqet dhe instalohet në planin e dytë. Kryhet një xhirim i tretë provë (Run 2) dhe maten parametrat e dridhjes. Pesha provë hiqet, dhe softueri llogarit automatikisht masat dhe këndet e instalimit të peshave balancuese.
Peshat e llogaritura korrigjuese instalohen më pas në planet e tyre dhe kryhet një xhirim kontrolli — në softuerin Balanset kjo është Run T (Trim). Dridhja reziduale krahasohet me tolerancën. Nëse rezultati është ende mbi objektivin, softueri ripërdor koeficientët e ndikimit tashmë të përcaktuar, kështu që nuk nevojiten xhirime të reja me peshë provë — llogaritet dhe instalohet vetëm një korrigjim i vogël shtesë.
Qëllimi i instalimit të peshave provë është të përcaktojë se si reagon sistemi ndaj ndryshimeve në pabalancë. Peshat dhe vendndodhjet e peshave provë janë të njohura, kështu që softueri mund të llogarisë të ashtuquajturit koeficientë ndikimi, duke treguar se si futja e një pabalance të njohur ndikon në parametrat e dridhjes. Koeficientët e ndikimit janë karakteristika të vetë sistemit mekanik dhe varen nga ngurtësia e mbështetjeve dhe masa (inercia) e sistemit rotor-mbështetje.
Për mekanizmat e të njëjtit lloj dhe të të njëjtit projektim, koeficientët e ndikimit do të jenë të përafërt. Ata mund të ruhen në memorien e kompjuterit dhe të përdoren për balancimin e mekanizmave të të njëjtit lloj pa kryer xhirime provë, gjë që rrit ndjeshëm produktivitetin e balancimit. Vini re se masa e peshave provë duhet zgjedhur në atë mënyrë që parametrat e vibrimit të ndryshojnë në mënyrë të dukshme kur instalohen peshat provë. Përndryshe, gabimi i llogaritjes së koeficientëve të ndikimit rritet dhe cilësia e balancimit përkeqësohet.
Siç mund të shihet nga Fig. 1, forca centrifugale vepron në drejtim radial, d.m.th. pingul me boshtin e rotorit. Prandaj, sensorët e vibrimit duhet të instalohen në mënyrë që boshti i tyre i ndjeshmërisë të drejtohet gjithashtu në drejtim radial. Zakonisht, ngurtësia e themelit në drejtim horizontal është më e vogël, ndaj vibrimi në drejtim horizontal është më i lartë. Prandaj, për të rritur ndjeshmërinë, sensorët duhet të instalohen në mënyrë që boshti i tyre i ndjeshmërisë të jetë i drejtuar gjithashtu horizontalisht. Megjithatë nuk ka ndonjë dallim thelbësor. Përveç vibrimit në drejtim radial, duhet monitoruar edhe vibrimi në drejtim aksial, përgjatë boshtit të rrotullimit të rotorit. Ky vibrim zakonisht nuk shkaktohet nga pabalanca, por nga shkaqe të tjera, kryesisht të lidhura me çrreshtimin e boshteve të lidhur nëpërmjet bashkuesit (kuplungut).
Kjo dridhje nuk mund të eliminohet me balancim, në atë rast kërkohet drejtimi (alignment). Në praktikë, makina të tilla zakonisht kanë si pabalancë rotori, ashtu edhe çorregullim boshti, gjë që e bën detyrën e eliminimit të dridhjes shumë më të vështirë. Në raste të tilla, është e nevojshme fillimisht të qendërzohet makina dhe më pas të balancohet. (Megjithëse me pabalancë të fortë çifti, dridhje shfaqet edhe në drejtimin aksial për shkak të «përdredhjes» së strukturës së themelit.)
Artikuj të ngjashëm (shembuj standesh balancimi)
Kriteret për vlerësimin e cilësisë së balancimit të mekanizmave
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 epër and the service angular velocity ω, expressed in mm/s:
- ω = 2π·n / 60 [rad/s], where n is the service speed in rpm;
- epër = G · 1000 / ω [g·mm/kg] (numerically equal to µm of center-of-mass offset) — equivalently epër = 9549 · G / n;
- Upër = epër · 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; epër = 6.3 · 1000 / 314.2 = 20.1 g·mm/kg (cross-check: 9549 · 6.3 / 3000 ≈ 20.1); Upër = 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 Upër.
Typical grades: G 0.4 — giroskopë, boshte kryesore të makinave gërryese të precizionit · G 1 — boshte kryesore të makinave gërryese, armatura precize · G 2.5 — turbina, turbogjeneratorë, transmisione makinash vegla · G 6.3 — inxhinieri e përgjithshme: ventilatorë, rrota pompash, rrota vullani, motorë elektrikë standardë · G 16 — boshte kardanike me kërkesa speciale, makineri bujqësore, thërrmues · G 40 — rrota automjetesh, boshte transmisioni (boshte kardanike) · G 100 — transmisione bosht-gungor motorësh diezel me shpejtësi të lartë.
Megjithatë, respektimi i tolerancave të përcaktuara nuk mund të garantojë plotësisht besueshmërinë operacionale të mekanizmit, të lidhur me arritjen e nivelit minimal të vibrimit të tij. Kjo shpjegohet me faktin se madhësia e vibrimit të mekanizmit nuk përcaktohet vetëm nga madhësia e forcës së lidhur me pabalancën e mbetur të rotorit të tij, por varet edhe nga disa parametra të tjerë, duke përfshirë: ngurtësinë k të elementeve strukturorë të mekanizmit, masën e tij m, faktorin e amortizimit, si dhe frekuencën e rrotullimit. Prandaj, për të vlerësuar cilësitë dinamike të mekanizmit (përfshirë cilësinë e balancimit të tij), në një sërë rastesh rekomandohet të vlerësohet niveli i vibrimit të mbetur të mekanizmit, i cili rregullohet nga një sërë standardesh.
Standardi më i përdorur për nivelet e lejuara të dridhjes së makinave industriale është ISO 20816-3 (më parë ISO 10816-3). Ai mbulon makina mbi 15 kW që punojnë në 120–15.000 rpm, dhe i klasifikon ato në dy dimensione: sipas grupit të fuqisë (Grupi 1 — mbi 300 kW; Grupi 2 — 15 deri 300 kW) dhe sipas llojit të mbështetjes (i ngurtë ose fleksibël). Çdo kombinim ka kufijtë e vet të zonave A/B, B/C dhe C/D në mm/s RMS. Makinat jashtë këtij shtrirjeje kanë pjesë të dedikuara të serisë (grupet e turbinave — ISO 20816-2, makinat hidraulike, makinat me lëvizje alternative, pompat) ose standarde produkti si ISO 14694 për ventilatorët industrialë.
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:
| Klasa | 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.
Standardet dhe referencat
- 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
A e heq balancimi të gjithë vibrimin?
Jo. Balancimi heq vibrimin e shkaktuar nga shpërndarja asimetrike e masës së rotorit në raport me boshtin e tij të rrotullimit. Vibrimi i shkaktuar nga çrreshtimi, defektet e kushinetave, forcat aerodinamike/hidrodinamike, forcat elektromagnetike dhe shkaqe të tjera kërkon diagnostikim dhe veprime korrigjuese të veçanta.
Pse mund të dështojë balancimi pranë rezonancës?
Pranë rezonancës, ndryshime të vogla të shpejtësisë mund të shkaktojnë ndryshime të mëdha në amplitudën e vibrimit dhe një zhvendosje faze prej 180°. Në kushte të tilla, rezultatet e matjeve bëhen të paqëndrueshme, dhe procedurat konvencionale të balancimit mund të mos konvergojnë pa metoda të veçanta.
Kur nevojitet balancimi në një plan kundrejt balancimit në dy plane?
një plan 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.
Dy plane 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.
Çfarë duhet bërë përpara balancimit?
Sigurohuni që makina të jetë funksionale: montim i besueshëm në themel, kushineta në gjendje të mirë, pa lirshmëri të rëndë dhe pa burime të dukshme jolineariteti. Balancimi nuk zëvendëson riparimin.
Përfundime kryesore
- Balancimi korrigjon eksitimin (centrifugal) të lidhur me masën; ai nuk zgjidh çrreshtimin, dëmtimin e kushinetave, apo burimet elektromagnetike/aerodinamike.
- Rezonanca dhe jolineariteti mund ta bëjnë balancimin konvencional joefektiv ose të pasigurt.
- For rigid rotors, two-plane balancing is the general solution for dynamic unbalance (the combination of static + couple).
