Balancimi i rotorit: çekuilibri statik dhe dinamik, rezonanca dhe procedura praktike
Ky udhëzues shpjegon balancim i rotorit për rotorë të ngurtë: çfarë “çekuilibër” nënkupton, si ndryshojnë disbalanca statike dhe dinamike, pse rezonanca dhe jo-lineariteti mund të pengojnë një rezultat cilësor, dhe si kryhet zakonisht balancimi në një ose dy plane korrigjimi.
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.
Përveç kësaj, nën ndikimin e kësaj force me drejtim të ndryshueshëm ka një deformim ciklik të mbështetjeve dhe bazamentit, mbi të cilat është fiksuar rotori, pra ka dridhje. Për të eliminuar pabalancën e rotorit dhe dridhjen shoqëruese, duhet të instalohen masa balancuese për të rikthyer simetrinë e rotorit.
Balancimi i rotorit është një operacion për të korrigjuar pabalancën duke shtuar masa balancuese. Me fjalë të tjera, qëllimi i balancimit është ta afrojmë sa më shumë të jetë e mundur boshtin kryesor qendror të inercisë së rotorit me boshtin e tij të rrotullimit, në mënyrë që pabalanca e mbetur të bjerë brenda limiteve të specifikuara.
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.
Në varësi të mënyrës si masat e pabalancuara janë shpërndarë përgjatë rotorit, ISO 21940-2 dallon disa gjendje pabalance:
- çekuilibrim statik — boshti kryesor i inercisë është zhvendosur paralel me boshtin e rrotullimit; mund të zbulohet pa rrotullim, sepse rotori kthehet nën gravitet derisa pika e tij e rëndë të jetë poshtë. Një masë e vetme korrigjuese në një plan e heq atë;
- pabalanca e çiftit (momentit) — boshti kryesor i inercisë e pret boshtin e rrotullimit në qendrën e masës; dy disbalancat e barabarta ndodhen në plane të ndryshme dhe 180° larg njëra-tjetrës. Shfaqet vetëm gjatë rrotullimit dhe kërkon dy masa korrigjuese në dy plane;
- çekuilibri dinamik — rasti i përgjithshëm, i botës reale: një kombinim i pabalancës statike dhe çift. Boshti kryesor i inercisë as nuk është paralel, as nuk kryqëzon boshtin e rrotullimit. Dy plane korrigjimi janë të nevojshme dhe të mjaftueshme për një rotor të ngurtë.
Termi më i vjetër "pabalancë momenti" është sinonim i pabalancës çift; nuk duhet ngatërruar me pabalancën dinamike, e cila është shuma e komponentëve statik dhe çift. Një shembull i një rotori me pabalancë statike tregohet në Fig. 2.
Pabalanca çift shfaqet vetëm kur rotori po rrotullohet.
Një shembull i një rotori me pabalancë çift tregohet në 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.
Për shkak se krahu i disponueshëm për të krijuar momentin kompensues është i vogël, për shkak të rotorit të ngushtë, mund të kërkohen pesha korrigjuese të mëdha. Megjithatë, kjo gjithashtu rezulton në një "pabalancë të induktuar" për shkak të deformimit të rotorit të ngushtë nga forcat centrifugale të peshave korrigjuese. (shih, për shembull, Udhëzime metodologjike për balancimin e rotorëve të ngurtë sipas GOST 22061-76 — homologu modern ndërkombëtar është ISO 21940-11, më parë ISO 1940-1 — Seksioni 10, „Sistemi rotor–mbështetje“).
Kjo është e dukshme te impelerët e ngushtë të ventilatorëve, ku, përveç pabalancës së masës, është e pranishme edhe një çekuilibër aerodinamik 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.
Madhësia e dridhjes (p.sh. amplituda e saj Av) varet jo vetëm nga forca ngacmuese Fv që vepron mbi mekanizmin me frekuencë rrethore ω, por edhe nga ngurtësia k e mekanizmit, masa e tij m, si dhe koeficienti i shuarjes C, siç tregon formula (1) më poshtë.
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
Kujtojmë se balancimi është procesi i përafrimit të boshtit kryesor qendror të inercisë me boshtin e rrotullimit të rotorit.
Ky proces mund të kryhet me dy metoda.
Metoda e parë përfshin përpunimin mekanik të gjurmave mbështetëse (trunnions) të rotorit në mënyrë të tillë që boshti që kalon nëpër qendrat e tyre të përkojë me boshtin kryesor qendror të inercisë së rotorit. Kjo teknikë përdoret rrallë në praktikë dhe nuk do të diskutohet në detaje në këtë artikull.
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:
- Balancimi në terren (in situ) — rotori i montuar balancohet në kushinetat e veta, mbi themelin e vet, me shpejtësinë e vet të punës, duke përdorur një komplet balancimi të bartshëm;
- Balancimi në punishte — rotori çmontohet dhe balancohet në një makinë balancuese të dedikuar.
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;
- një sondë e këndit të fazës;
- 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:
- Makina me kushinetë të buta (me mbështetje elastike);
- Makina me kushinetë të forta (me mbështetje të ngurta).
Makina me kushinetë të buta (mbi-rezonancë) 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.
Makina me kushinetë të forta (para-rezonancë) përdorin mbështetje relativisht të ngurta, frekuencat natyrore të dridhjes së të cilave duhet të jenë 2-3 herë më të larta se frekuenca e rrotullimit të rotorit që po balancohet, në mënyrë që makina të punojë nën rezonancë. Transduktorët e forcës zakonisht përdoren për të matur ngarkesën dinamike mbi mbështetjet e makinës para-rezonante.
Përparësia e makinave balancuese para-rezonante (me kushineta të forta) është se balancimi mbi to mund të kryhet me shpejtësi relativisht të ulëta të rotorit (deri në 400 - 500 rpm), gjë që thjeshtëson shumë projektimin e makinës dhe bazamentit të saj, dhe rrit produktivitetin dhe sigurinë e balancimit.
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.
Siç u përmend më sipër, për rotorët e ngurtë, në përgjithësi është e nevojshme dhe e mjaftueshme të instalohen dy pesha kompensuese. Kjo do të eliminojë si komponentin statik, ashtu edhe komponentin çift të pabalancës së rotorit. Skema e përgjithshme për matjen e dridhjes gjatë balancimit është si më poshtë.
Sensorët e dridhjes instalohen në mbështetjet e kushinetave në pikat 1 dhe 2. Një shenjë rrotullimi ngjitet në rotor, zakonisht me shirit reflektues. Shenja e rrotullimit përdoret nga takometri lazer për të përcaktuar shpejtësinë e rotorit dhe fazën e sinjalit të dridhjes.
Si kryhet balancimi dinamik (metoda me tre xhirime)
Në shumicën e rasteve balancimi dinamik kryhet me metodën e tre nisjeve. Metoda bazohet në faktin se pesha prove me masë të njohur vendosen në rotor në mënyrë sekuenciale në planin 1 dhe 2, dhe pesha dhe vendndodhja e peshave balancuese llogariten bazuar në rezultatet e ndryshimeve në parametrat e dridhjes.
Rrafshi në të cilin instalohet një peshë korrigjuese quhet plani korrigjues. Planet korrigjuese ndodhen vetë rotori — zakonisht në të dy skajet e trupit të rotorit, në diskët e ventilatorit ose rrotës punuese, ose në unaza të dedikuara balancimi. Ato duhet të zgjidhen sa më larg njëra-tjetrës përgjatë boshtit sa lejon dizajni, në mënyrë që një peshë e moderuar të prodhojë një moment korrigjues të mjaftueshëm. Kjo nuk është e njëjta gjë me pika matëse, të cilat ndodhen te strehat e kushinetave (shih 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
Cilësia e balancimit të rotorëve (mekanizmave) mund të vlerësohet në dy mënyra. Metoda e parë përfshin krahasimin e sasisë së pabalancës së mbetur, të përcaktuar gjatë procesit të balancimit, me tolerancën për pabalancën e mbetur. Këto toleranca për klasat e ndryshme të rotorëve janë specifikuar në ISO 21940-11 (më parë ISO 1940-1).
Si llogaritet toleranca (ISO 21940-11). Standardi specifikon një gradë cilësie balancimi G, që është prodhimi i pabalancës specifike të lejuar eper dhe shpejtësisë këndore të shërbimit ω, shprehur në mm/s:
- ω = 2π·n / 60 [rad/s], ku n është shpejtësia e shërbimit në rpm;
- eper = G · 1000 / ω [g·mm/kg] (numerikisht e barabartë me µm të zhvendosjes së qendrës së masës) — në mënyrë ekuivalente eper = 9549 · G / n;
- Uper = eper · m [g·mm], ku m është masa e rotorit në kg.
Shembull i zgjidhur. Rotor m = 50 kg, shpejtësi shërbimi n = 3000 rpm, gradë G 6.3 (ventilatorë, pompa, motorë elektrikë standardë): ω = 2π·3000/60 = 314.2 rad/s; eper = 6.3 · 1000 / 314.2 = 20.1 g·mm/kg (kontroll i kryqëzuar: 9549 · 6.3 / 3000 ≈ 20.1); Uper = 20.1 · 50 ≈ 1000 g·mm për të gjithë rotorin.
Ndarja e tolerancës mes dy rrafsheve. Për një rotor, qendra e masës së të cilit shtrihet midis planeve të korrigjimit, toleranca totale ndahet në përpjesëtim të zhdrejtë me distancën nga qendra e masës deri te secili plan; për një rotor simetrik kjo është thjesht gjysma në secilin plan — rreth 500 g·mm për plan në shembullin e mësipërm. Asnjë plan nuk duhet t'i caktohet më shumë se 70% ose më pak se 30% e Uper.
Gradë tipike: 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.
Për makinat e përgjithshme të vlerësuara në pjesët jo-rrotulluese, klasike ISO 10816-1 zonat (tani pjesë e ISO 20816-1) japin kufijtë e mëposhtëm të shpejtësisë së dridhjes, mm/s RMS:
| Klasa | A/B | B/C | C/D |
|---|---|---|---|
| Klasa I (makina të vogla, deri në 15 kW) | 0.71 | 1.80 | 4.50 |
| Klasa II (makina mesatare, 15–75 kW) | 1.12 | 2.80 | 7.10 |
| Klasa III (makina të mëdha, themel i ngurtë) | 1.80 | 4.50 | 11.20 |
| Klasa IV (makina të mëdha, themel elastik) | 2.80 | 7.10 | 18.00 |
Zona A korrespondon me dridhjen e makinave të reja; zona B është e pranueshme për funksionim afatgjatë të pakufizuar; zona C lejon vetëm funksionim të kufizuar; zona D tregon dridhje mjaft të rëndë sa të shkaktojë dëmtim.
Standardet dhe referencat
- ISO 21940-11:2016 — Dridhje mekanike — Balancimi i rotorit — Pjesa 11: Procedura dhe toleranca për rotorë me sjellje të ngurtë. (Zëvendëson ISO 1940-1, e cila është tërhequr.) Kalkulatori i gradave G dhe tolerancës →
- ISO 21940-2 — Dridhje mekanike — Balancimi i rotorit — Pjesa 2: Fjalor. (Përkufizimet e pabalancës statike, çift, kuazi-statike dhe dinamike.)
- ISO 20816-1:2016 — Dridhje mekanike — Matja dhe vlerësimi i dridhjeve të makinerisë — Pjesa 1: Udhëzime të përgjithshme. (Zëvendëson ISO 10816-1 dhe ISO 7919-1.) Zonat e vlerësimit →
- ISO 20816-3:2022 — Dridhje mekanike — Matja dhe vlerësimi i dridhjes së makinës — Pjesa 3: Makina industriale me fuqi nominale mbi 15 kW dhe shpejtësi nominale mes 120 rrot/min dhe 15 000 rrot/min. (Zëvendëson ISO 10816-3:2009.)
- ISO 14694:2003 — Ventilatorë industrialë — Specifikime për cilësinë e balancimit dhe nivelet e dridhjes.
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 mjafton për rotorë në formë disku, ku gjatësia aksiale e rotorit është e vogël në krahasim me diametrin — si rregull praktik L/D < 0.5 — dhe shpejtësia e shërbimit është dukshëm nën shpejtësinë e parë kritike. Shembuj tipikë: një disk gërryes, një rrotë e vetme ventilatori, një pulli, një rrotë makine. Një rotor i tillë mbart pothuajse thjesht pabalancë statike.
Dy plane kërkohen për rotorë të zgjatur (L/D ≥ 0.5), për çdo rotor me dy ose më shumë rrota punuese ose disqe të vendosura përgjatë boshtit, dhe sa herë që faza e dridhjes në dy kushinetat ndryshon dukshëm — një shenjë e një komponenti çift. Një rotor i ngurtë nuk ka nevojë kurrë për më shumë se dy plane.
Kur jeni në dyshim, matni të dy kushinetat: nëse një korrigjim një-planësh e ul dridhjen te njëra kushinetë dhe e rrit te tjetra, rotori ka një përbërës çift dhe kërkon balancim dy-planësh.
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.
- Për rotorët e ngurtë, balancimi dy-planësh është zgjidhja e përgjithshme për çekuilibrin dinamik (kombinimi i atij statik dhe atij të çiftit).
Nikolai Shelkovenko
Nikolai Shelkovenko është inxhinier i analizës së vibrimeve, si dhe themelues dhe drejtor ekzekutiv i Vibromera. Prej më shumë se 15 vjetësh ai balancon pajisje rrotulluese në terren dhe jo në një stend prove: mulçerë, ventilatorë industrialë, thyerës, centrifuga, boshte dhe boshte punuese. Pikërisht nga kjo punë lindën instrumentet Balanset — ato u projektuan si një mjet që specialisti mund ta marrë me vete te makina dhe ta përdorë vetë, në vend, e jo si pajisje laboratori. Vibromera u themelua në vitin 2017 dhe që nga viti 2023 e ka selinë në Porto, Portugali. Këtu zhvillohen projektimi, montimi dhe mbështetja e linjës Balanset. Instrumenti kryesor është Balanset-1A, një analizues portativ për balancim në një dhe në dy rrafshe dhe për diagnostikimin e vibrimeve. Nikolai merr pjesë personalisht në mbështetjen e klientëve, në zgjidhjen e rasteve të vështira të balancimit dhe në zhvillimin e programit. Ai punon me klientë në mbarë botën, në çdo gjuhë.
