Rotorbalansering: statisk och dynamisk obalans, resonans och praktisk procedur
Denna guide förklarar rotorbalansering för stela rotorer: what “unbalance” innebär, hur statisk och dynamisk obalans skiljer sig åt, varför resonans och olinjäritet kan förhindra ett bra resultat, och hur balansering vanligtvis utförs i ett eller två korrigeringsplan.
Innehåll
- Vad är en rotor och vad korrigerar balanseringen?
- Typer av rotorer och typer av obalans
- Vibrationer i mekanismer: vad balansering kan och inte kan ta bort
- Resonans: en faktor som förhindrar balansering
- Linjära kontra icke-linjära modeller: när beräkningar slutar fungera
- Balanseringsanordningar och balanseringsmaskiner
- Balansering av styva rotorer (praktiska anteckningar)
- Hur dynamisk balansering utförs (trekörningsmetoden)
- Kriterier för bedömning av balanseringskvalitet
- Standarder och referenser
- VANLIGA FRÅGOR
Vad är en rotor och vad korrigerar balanseringen?
Rotorn är en kropp som roterar runt en axel och hålls fast av sina lagerytor i stöden. Rotorns lagerytor överför belastningar till stöden via rull- eller glidlager. Lagerytorna är ytorna på tapparna eller de ytor som ersätter dem.
I en perfekt balanserad rotor är dess massa symmetriskt fördelad kring rotationsaxeln, dvs. vilket element som helst i rotorn kan matchas med ett annat element som är placerat symmetriskt kring rotationsaxeln. I en balanserad rotor balanseras centrifugalkraften som verkar på vilket rotorelement som helst av centrifugalkraften som verkar på det symmetriska elementet. Till exempel verkar centrifugalkrafterna F1 och F2, lika stora och motsatt riktade, på elementen 1 och 2 (markerade med grönt i figur 1). Detta gäller för alla symmetriska rotorelement, och därmed är den totala centrifugalkraften som verkar på rotorn 0 och rotorn är balanserad.
Men om rotorns symmetri bryts (det asymmetriska elementet är markerat med röd färg i fig. 1), verkar den obalanserade centrifugalkraften F3 på rotorn. Vid rotation ändrar denna kraft riktning i takt med rotorns rotation. Den dynamiska belastning som uppstår av denna kraft överförs till lagren, vilket leder till accelererat slitage.
Dessutom uppstår, under inverkan av denna kraft med varierande riktning, en cyklisk deformation av stöden och fundamentet som rotorn är fäst på, det vill säga vibration. För att eliminera rotorobalansen och den åtföljande vibrationen måste balansmassor monteras för att återställa symmetrin hos rotorn.
Rotorbalansering är en åtgärd för att korrigera obalans genom att lägga till balanseringsmassor. Med andra ord är målet med balanseringen att föra rotorns huvudsakliga centrala tröghetsaxel så nära dess rotationsaxel som möjligt, så att den återstående obalansen hamnar inom angivna gränser.
Balanseringens uppgift är att hitta storlek och läge (vinkel) för en eller flera balanseringsvikter.
Typer av rotorer och typer av obalans
Med hänsyn till rotormaterialets hållfasthet och storleken på de centrifugalkrafter som verkar på det kan rotorer delas in i två typer – styva rotorer och flexibla rotorer.
Styva rotorer deformeras obetydligt under inverkan av centrifugalkraften i arbetslägen och påverkan av denna deformation i beräkningarna kan försummas.
Deformationen av flexibla rotorer kan inte längre försummas. Deformationen av flexibla rotorer komplicerar lösningen av balanseringsproblemet och kräver tillämpning av andra matematiska modeller jämfört med problemet att balansera styva rotorer. Det bör noteras att samma rotor vid låga varvtal kan uppträda som styv, och vid höga varvtal — som flexibel. Det praktiska kriteriet är drifthastigheten i förhållande till rotorns första kritiska (böjnings-)hastighet: en rotor betraktas som styv — ISO 21940-11 talar om en rotor med "styvt beteende" — när den körs klart under den hastigheten, i praktiken under ungefär 50–70 % av den första kritiska hastigheten. Över det böjer sig rotorn i en modform som ändras med hastigheten: den är då flexibel och måste balanseras med modala metoder eller flerplansmetoder (ISO 21940-12). I det följande behandlar vi endast balansering av styva rotorer.
Beroende på hur de obalanserade massorna är fördelade längs rotorn skiljer ISO 21940-2 mellan flera tillstånd av obalans:
- statisk obalans — den huvudsakliga tröghetsaxeln är förskjuten parallellt med axelns rotationsaxel; det kan upptäckas utan rotation, eftersom rotorn vrider sig under tyngdkraften tills dess tunga punkt hamnar nederst. En enda korrigeringsmassa i ett plan tar bort den;
- couple (moment) unbalance — den huvudsakliga tröghetsaxeln skär axelns rotationsaxel vid masscentrum; de två lika stora obalanserna ligger i olika plan och 180° från varandra. Den uppträder endast under rotation och kräver två korrigeringsmassor i två plan;
- dynamisk obalans — det allmänna, verkliga fallet: en kombination av statisk obalans och parobalans. Den huvudsakliga tröghetsaxeln varken är parallell med eller skär axelns rotationsaxel. Två korrigeringsplan är nödvändiga och tillräckliga för en styv rotor.
Den äldre termen “momentobalans” är en synonym till parobalans; den bör inte förväxlas med dynamisk obalans, som är summan av de statiska och par-komponenterna. Ett exempel på en rotor med statisk obalans visas i fig. 2.
Koppelobalans uppträder endast när rotorn roterar.
Ett exempel på en rotor med koppelobalans visas i Fig. 3.
I detta fall befinner sig de obalanserade, lika stora massorna M1 och M2 i olika plan – på olika platser längs rotorns längd. I statiskt läge, dvs. när rotorn inte roterar, verkar endast gravitationen på rotorn och massorna balanserar varandra. I dynamiskt läge, när rotorn roterar, börjar centrifugalkrafterna Fc1 och Fc2 verka på massorna M1 och M2. Dessa krafter är lika stora och motsatt riktade. Men eftersom de appliceras på olika platser längs axelns längd och inte ligger på samma linje, kompenserar dessa krafter inte varandra. Krafterna Fc1 och Fc2 skapar ett moment som verkar på rotorn — det är därför momentobalans också kallas momentobalans. Följaktligen verkar okompenserade centrifugalkrafter på lagerpositionerna, vilket kan överstiga de beräknade värdena avsevärt och minska lagrens livslängd.
Eftersom denna typ av obalans endast uppträder under rotorns rotation kan den inte korrigeras under statiska förhållanden genom balansering "på kniveggar" eller liknande metoder. För att eliminera momentobalans måste två kompenserande vikter monteras, vilka skapar ett moment som är lika stort men motsatt riktat mot det moment som uppstår från massorna M1 och M2. De kompenserande massorna behöver inte placeras motsatt och vara lika stora som massorna M1 och M2. Det viktiga är att de skapar ett moment som fullständigt kompenserar obalansmomentet.
I det allmänna fallet behöver massorna M1 och M2 inte vara lika stora, så det uppstår en kombination av statisk obalans och momentobalans — detta allmänna fall är precis vad ISO 21940-2 kallar dynamisk obalans. Det är teoretiskt bevisat att det för en styv rotor är nödvändigt och tillräckligt med två vikter placerade på avstånd från varandra längs rotorns längd för att eliminera dess obalans. Dessa vikter kompenserar både det moment som uppstår genom momentobalansen och den centrifugalkraft som uppstår genom massans asymmetri i förhållande till rotoraxeln (statisk obalans). Momentobalans är vanligtvis karakteristisk för långa rotorer, till exempel axlar, medan statisk obalans är karakteristisk för smala rotorer. Om den smala rotorn är skev i förhållande till axeln eller deformerad ("åtta-formad"), blir momentobalansen dock svår att eliminera (se fig. 4), eftersom det i detta fall är svårt att montera korrigeringsvikter som skapar det nödvändiga kompenserande momentet.
Krafterna F1 och F2 ligger inte på samma linje och kompenserar inte varandra.
Eftersom den arm som finns tillgänglig för att skapa det kompenserande momentet är liten på grund av den smala rotorn, kan stora korrigeringsvikter krävas. Detta leder dock också till en "inducerad obalans" på grund av deformationen av den smala rotorn genom centrifugalkrafterna från korrigeringsvikterna. (se till exempel Metodiska anvisningar för balansering av styva rotorer enligt GOST 22061-76 — den moderna internationella motsvarigheten är ISO 21940-11, tidigare ISO 1940-1 — avsnitt 10, "Rotor–stödsystem").
Detta märks på smala fläkthjul, där det, förutom massobalans, uppstår en aerodynamic unbalance förekommer också: ojämn bladgeometri ger ojämn bladbelastning och därmed en resulterande radiell kraft. Liksom centrifugalkraften från en korrigeringsvikt skalar denna kraft med kvadraten på hastigheten, men den beror också på driftpunkten — luftdensitet, spjällposition, kanalmotstånd — så en korrigeringsvikt som är balanserad vid en driftpunkt förblir inte optimal vid en annan. Den aerodynamiska komponenten måste därför korrigeras genom att återställa bladgeometrin, inte genom att lägga till massa.
Elektromagnetiska krafter i en elektrisk maskin (obalanserad magnetisk dragkraft från ett excentriskt luftgap, brutna stavar, kortslutna lamineringar) uppträder återigen annorlunda: de styrs av luftgapsflödet, inte av rotationshastigheten, och de exciterar maskinen huvudsakligen vid dubbla nätfrekvensen och vid polpassage-sidband snarare än vid 1×. Eftersom de verkar vid andra frekvenser än rotationsfrekvensen kan balansering inte kompensera dem alls. Kort sagt tar balansering endast bort den 1×-massrelaterade exciteringen — den kan inte eliminera alla vibrationskällor i en maskin.
Vibrationer i mekanismer
Vibration är mekanismens reaktion på effekterna av en cyklisk exciterande kraft. Denna kraft kan vara av olika karaktär.
Centrifugalkraften som uppstår från den obalanserade rotorn är en okompenserad kraft som verkar på den "tunga punkten". Det är denna kraft och den vibration som orsakas av den som kan elimineras genom att balansera rotorn.
Interaktionskrafter av "geometrisk" natur som uppstår på grund av tillverknings- och monteringsfel i de sammankopplade delarna. Dessa krafter kan till exempel uppstå till följd av att axelhalsarna inte är runda, fel i kuggprofilerna i kugghjulen, vågighet i lagerbanorna, feljustering av sammankopplade axlar etc. Vid icke-cirkuläritet hos lagertapparna kommer axelns mittlinje att förskjutas beroende på axelns rotationsvinkel. Även om denna vibration också uppstår vid rotorhastighet är det nästan omöjligt att eliminera den genom balansering.
Aerodynamiska krafter som uppstår vid rotation av fläkthjul och andra skovelmekanismer. Hydrodynamiska krafter som uppstår vid rotation av impellrar i hydraulpumpar, turbiner etc.
Elektromagnetiska krafter som uppstår vid drift av elektriska maskiner, t.ex. asymmetriska rotorlindningar, kortslutna lindningar etc.
Vibrationens storlek (t.ex. dess amplitud Av) beror inte bara på den exciterande kraften Fv som verkar på mekanismen med cirkulärfrekvensen ω, utan även på mekanismens styvhet k, dess massa m samt dämpningskoefficienten C, vilket formel (1) nedan visar.
Olika typer av sensorer kan användas för att mäta vibrationer och balansera mekanismer, t.ex.:
- Absoluta vibrationsgivare konstruerade för att mäta vibrationsacceleration (accelerometrar) och vibrationshastighet (hastighetssensorer);
- relativa vibrationssensorer - virvelströms- eller kapacitiva, utformade för att mäta vibrationsförskjutning;
- I vissa fall (när mekanismens konstruktion tillåter det) kan kraftsensorer också användas för att bedöma dess vibrationsbelastning; i synnerhet används de i stor utsträckning för att mäta vibrationsbelastningen på hårdlagrade balanseringsmaskinstöd.
Vibrationer är alltså en maskins reaktion på yttre krafter. Vibrationens storlek beror inte bara på storleken på den kraft som verkar på mekanismen, utan också på styvheten i mekanismkonstruktionen. En och samma kraft kan leda till olika vibrationer. I en maskin med hårdlagrade stöd kan lagren utsättas för betydande dynamiska belastningar, även om vibrationerna är små. Därför används kraftgivare (vibrationsaccelerometrar) i stället för vibrationsgivare vid balansering av hårdlagrade maskiner.
Vibrationssensorer används på mekanismer med relativt böjliga stöd, när obalanserade centrifugalkrafter leder till en märkbar deformation av stöden och vibrationer. Kraftsensorer används för styva stöd, när även betydande krafter på grund av obalans inte leder till betydande vibrationer.
Resonans är en faktor som förhindrar balansering
Tidigare nämnde vi att rotorer delas in i styva och flexibla. Rotorns styvhet eller flexibilitet bör inte förväxlas med styvheten eller rörligheten hos de stöd (fundament) som rotorn är installerad på. En rotor anses vara styv när dess deformation (böjning) under inverkan av centrifugalkrafter kan försummas. Deformationen av en flexibel rotor är relativt stor och kan inte försummas.
I den här artikeln behandlar vi endast balansering av stela rotorer. En stel (icke-deformerbar) rotor kan i sin tur vara monterad på stela eller rörliga (flexibla) stöd. Det är uppenbart att stödets styvhet/flexibilitet också är relativ, beroende på rotorvarvtalet och storleken på de resulterande centrifugalkrafterna. En konventionell gräns är egensvängningsfrekvensen hos rotorstöden.
För mekaniska system bestäms formen och frekvensen hos naturliga vibrationer av massan och elasticiteten hos elementen i det mekaniska systemet. Det vill säga, frekvensen för naturliga vibrationer är en intern egenskap hos det mekaniska systemet och beror inte på yttre krafter. När de avböjs från jämviktstillståndet tenderar stöd på grund av elasticitet att återgå till jämviktsläget. Men på grund av trögheten hos den massiva rotorn har denna process karaktären av dämpade svängningar. Dessa vibrationer är de naturliga vibrationerna i rotor-stödsystemet. Deras frekvens beror på förhållandet mellan rotorns massa och stödens elasticitet, vilket formel (2) nedan visar.
När rotorn börjar rotera och rotationsfrekvensen närmar sig frekvensen för naturliga vibrationer, ökar vibrationsamplituden kraftigt, vilket kan leda till att strukturen förstörs.
Fenomenet mekanisk resonans uppstår. Nära resonansen förstärks svaret med kvalitetsfaktorn Q = 1/(2ζ), vanligtvis 3–17 för maskinkonstruktioner, och toppen kan vara smal: en hastighetsändring på bara några procent kan ändra vibrationsnivån flera gånger om. Genom resonansen svänger faseftersläpningen med 180°, och passerar 90° vid toppen.
Om mekanismens konstruktion är olycklig och rotorns driftfrekvens ligger nära de naturliga vibrationernas frekvens, blir det omöjligt att driva mekanismen på grund av den otillåtet höga vibrationen. Balansering med de vanliga metoderna är då omöjlig, eftersom även en liten hastighetsändring drastiskt förändrar vibrationsparametrarna. För balansering i resonansområdet används särskilda metoder som inte behandlas i denna artikel.
Det är möjligt att bestämma frekvensen för mekanismens naturliga vibrationer vid utrullning (när rotorn stängs av) eller genom chockmetoden med efterföljande spektralanalys av systemets respons på chocken.
För mekanismer vars arbetsrotationsfrekvens ligger över resonansfrekvensen, det vill säga som arbetar i det superkritiska (efterresonanta) området, betraktas stöden som rörliga och vibrationssensorer används för mätning, huvudsakligen vibrationsaccelerometrar som mäter accelerationen hos strukturella element. För mekanismer som arbetar i förresonant läge betraktas stöden som styva. I detta fall används kraftgivare.
Linjära och icke-linjära modeller av ett mekaniskt system. Icke-linjäritet är en faktor som förhindrar balansering
Vid balansering av stela rotorer används matematiska modeller som kallas linjära modeller för balanseringsberäkningar. En linjär modell innebär att i en sådan modell är den ena storheten proportionell (linjär) mot den andra. Om t.ex. den okompenserade massan på rotorn fördubblas, kommer vibrationsvärdet också att fördubblas. För stela rotorer kan en linjär modell användas, eftersom de inte deformeras.
För flexibla rotorer kan den linjära modellen inte längre användas. För en flexibel rotor, om massan av den tunga punkten ökar under rotation, kommer ytterligare deformation att uppstå, och förutom massan kommer radien för platsen för den tunga punkten också att öka. För en flexibel rotor kommer därför vibrationen att öka mer än två gånger, och de vanliga beräkningsmetoderna fungerar inte.
En annan källa till olinjäritet är en förändring av stödens styvhet vid stora utböjningar: vid små utböjningar bär en uppsättning strukturella element lasten, vid stora kommer andra in i bilden. Det är därför du inte kan balansera mekanismer som inte är fästa på en grund, utan till exempel helt enkelt placerade på golvet. Vid kraftiga vibrationer kan kraften från obalansen dra mekanismen från golvet och därmed avsevärt förändra systemets styvhetsegenskaper. Motorfötterna måste vara ordentligt fastsatta, bultfästena måste vara åtdragna, brickornas tjocklek måste ge tillräcklig monteringsstyvhet osv. Om lagren är trasiga kan det leda till betydande axelförskjutning och stötar, vilket också leder till dålig linjäritet och en oförmåga att utföra en kvalitetsbalansering.
Balanseringsanordningar och balanseringsmaskiner
Kom ihåg att balansering är processen att inrikta den centrala tröghetsaxeln mot rotorns rotationsaxel.
Denna process kan utföras på två sätt.
Den första metoden innebär att man bearbetar rotorns tappar på ett sådant sätt att axeln som går genom tapparnas centrum sammanfaller med rotorns huvudsakliga centrala tröghetsaxel. En sådan teknik används sällan i praktiken och kommer inte att behandlas i detalj i den här artikeln.
Den andra (vanligaste) metoden innebär att man flyttar, installerar eller tar bort korrigeringsvikter på rotorn, som placeras så att rotorns tröghetsaxel ligger så nära dess rotationsaxel som möjligt.
Att flytta, lägga till eller ta bort korrigeringsvikter under balanseringen kan göras med olika tekniska metoder, t.ex. borrning, fräsning, svarvning, svetsning, fastskruvning eller lossning, bränning med laser eller elektronstråle, elektrolys, elektromagnetisk ytbehandling etc.
Balanseringsprocessen kan åstadkommas på två sätt:
- Field balancing (in situ) — den monterade rotorn balanseras i sina egna lager, på sitt eget fundament, vid sin egen drifthastighet, med hjälp av ett bärbart balanseringskit;
- Shop balancing — rotorn demonteras och balanseras på en dedikerad balanseringsmaskin.
För balansering av rotorer i deras egna lager används vanligtvis specialiserade balanseringsanordningar (satser), som gör det möjligt att mäta den balanserade rotorns vibration vid dess rotationsfrekvens i vektorform, det vill säga att mäta både vibrationens amplitud och fas. För närvarande tillverkas ovanstående anordningar baserat på mikroprocessorteknik och tillhandahåller (förutom vibrationsmätning och -analys) automatisk beräkning av parametrarna för korrigeringsvikter, som ska monteras på rotorn för att kompensera dess obalans.
Dessa enheter inkluderar:
- en mät- och beräkningsenhet baserad på en dator eller industriell styrenhet;
- två (eller fler) vibrationssensorer;
- a phase angle sensor;
- tillbehör för montering av sensorerna på plats;
- specialiserad programvara som är utformad för att utföra en fullständig cykel av mätning av rotorns vibrationsparametrar i ett, två eller flera korrigeringsplan.
Två typer av balanseringsmaskiner är för närvarande de vanligaste:
- Mjuklagermaskiner (med eftergivliga stöd);
- Hårdlagermaskiner (med styva stöd).
Mjuklager- (över resonans) maskiner har relativt eftergivliga stöd, till exempel baserade på bladfjädrar. Frekvensen för dessa stöds naturliga vibrationer är vanligtvis 2-3 gånger lägre än rotationsfrekvensen hos den balanserade rotorn som är monterad på dem, så maskinen körs ovanför resonansen. Vibrationssensorer (accelerometrar, vibrationshastighetssensorer etc.) används vanligtvis för att mäta rörelsen hos stöden på dessa maskiner som körs ovanför resonans.
Hårdlager- (pre-resonans) maskiner använd relativt styva stöd, vars egenfrekvenser bör vara 2-3 gånger högre än rotationsfrekvensen hos rotorn som balanseras, så att maskinen går under resonans. Kraftgivare används vanligtvis för att mäta den dynamiska belastningen på stöden i förresonansmaskinen.
Fördelen med förresonans- (hårdlagrade) balanseringsmaskiner är att balansering på dem kan utföras vid relativt låga rotorhastigheter (upp till 400–500 varv/min), vilket kraftigt förenklar konstruktionen av maskinen och dess fundament samt ökar produktiviteten och säkerheten vid balansering.
Balansering av styva rotorer
Viktigt!
- Balansering eliminerar endast vibrationer som orsakas av asymmetrisk fördelning av rotormassan i förhållande till rotationsaxeln. Andra typer av vibrationer elimineras inte genom balansering!
- Tekniska mekanismer, vars konstruktion säkerställer frånvaron av resonanser vid den operativa rotationsfrekvensen, tillförlitligt fixerade på fundamentet, installerade i funktionsdugliga lager, är föremål för balansering.
- Defekta maskiner måste repareras före balansering. I annat fall är kvalitetsbalansering inte möjlig.
Balansering ersätter inte reparation!
Balanseringens huvuduppgift är att bestämma massan och placeringen av kompensationsvikter som motverkar centrifugalkrafterna.
Som nämnts ovan är det för styva rotorer i allmänhet nödvändigt och tillräckligt att installera två kompenserande vikter. Detta eliminerar både den statiska och momentkomponenten av rotorns obalans. Det allmänna schemat för att mäta vibration under balansering är följande.
Vibrationssensorer installeras på lagerstöden vid punkterna 1 och 2. Ett varvmärke fästs på rotorn, vanligtvis med reflekterande tejp. Varvmärket används av lasertakometern för att bestämma rotorns hastighet och vibrationssignalens fas.
Hur dynamisk balansering utförs (trekörningsmetoden)
I de flesta fall utförs dynamisk balansering med metoden med tre uppstarter. Metoden bygger på att provvikter med känd massa placeras på rotorn i tur och ordning i plan 1 och 2, och att balansvikternas massor och placering beräknas utifrån resultaten av förändringarna i vibrationsparametrarna.
Planet där en korrigeringsvikt installeras kallas ett korrigeringsplan. Korrigeringsplan är placerade on the rotor itself — vanligtvis i rotorkroppens båda ändar, på fläkt- eller impellerskivorna, eller på särskilda balanseringsringar. De bör placeras så långt ifrån varandra längs axeln som konstruktionen tillåter, så att en måttlig vikt ger ett tillräckligt korrigerande moment. Detta är inte detsamma som measuring points, som sitter på lagerhusen (se Fig. 6).
Vid den första uppstarten mäts den initiala vibrationen (i Balanset-programvaran är detta Run 0). Därefter placeras en provvikt med känd massa på rotorn närmare ett av lagren. En andra uppstart utförs (Run 1) och vibrationsparametrarna mäts, vilka bör förändras på grund av provviktens installation. Därefter avlägsnas provvikten i det första planet och installeras i det andra planet. En tredje provkörning utförs (Run 2) och vibrationsparametrarna mäts. Provvikten avlägsnas och programvaran beräknar automatiskt massorna och installationsvinklarna för balansvikterna.
De beräknade korrigeringsvikterna monteras sedan i sina plan och en kontrollkörning görs — i Balanset-programvaran är detta Run T (Trim). Restvibrationen jämförs med toleransen. Om resultatet fortfarande ligger över målvärdet återanvänder programvaran de redan fastställda inverkanskoefficienterna, så inga nya provviktskörningar behövs — endast en liten ytterligare trimkorrigering beräknas och monteras.
Syftet med att montera provvikterna är att avgöra hur systemet reagerar på förändringar i obalans. Provvikternas massor och positioner är kända, så programvaran kan beräkna så kallade inverkanskoefficienter, som visar hur en känd obalans påverkar vibrationsparametrarna. Inverkanskoefficienterna är egenskaper hos själva det mekaniska systemet och beror på stödens styvhet och massan (trögheten) hos rotor-stödsystemet.
För samma typ av mekanismer med samma konstruktion kommer påverkanskoefficienterna att ligga nära varandra. Det är möjligt att spara dem i datorns minne och använda dem för balansering av samma typ av mekanismer utan testkörningar, vilket avsevärt ökar produktiviteten vid balansering. Observera att provvikternas massa bör väljas så att vibrationsparametrarna ändras märkbart när provvikterna installeras. I annat fall ökar felet vid beräkning av påverkanskoefficienter och kvaliteten på balanseringen försämras.
Som framgår av fig. 1 verkar centrifugalkraften i radiell riktning, dvs. vinkelrätt mot rotoraxeln. Därför måste vibrationssensorerna installeras så att deras känslighetsaxel också pekar i radiell riktning. Vanligtvis är fundamentets styvhet i horisontell riktning lägre, så vibrationerna i horisontell riktning är högre. För att öka känsligheten bör sensorerna därför installeras så att deras känslighetsaxel också är riktad horisontellt. Även om det inte finns någon grundläggande skillnad. Förutom vibrationer i radiell riktning måste vibrationer i axiell riktning, längs rotorns rotationsaxel, övervakas. Dessa vibrationer orsakas vanligtvis inte av obalans, utan av andra orsaker, främst kopplade till feluppriktning av axlar som är anslutna via kopplingen.
Denna vibration kan inte elimineras genom balansering, och då krävs uppriktning. I praktiken har sådana maskiner oftast både rotorobalans och axelfeluppriktning, vilket gör uppgiften att eliminera vibrationen mycket svårare. I sådana fall är det nödvändigt att först centrera maskinen och sedan balansera den. (Vid stark momentobalans uppstår dock vibration även i axiell riktning på grund av att fundamentkonstruktionen "vrids".)
Relaterade artiklar (exempel på balanseringsställ)
Kriterier för bedömning av kvaliteten på balanseringsmekanismer
Balanseringskvaliteten hos rotorer (mekanismer) kan utvärderas på två sätt. Den första metoden innebär att man jämför mängden återstående obalans som fastställts under balanseringsprocessen med toleransen för återstående obalans. Dessa toleranser för de olika rotorklasserna anges i ISO 21940-11 (formerly ISO 1940-1).
Hur toleransen beräknas (ISO 21940-11). Standarden anger en balanskvalitetsgrad G, som är produkten av den tillåtna specifika obalansen eper och drift-vinkelhastigheten ω, uttryckt i mm/s:
- ω = 2π·n / 60 [rad/s], där n är drifthastigheten i rpm;
- eper = G · 1000 / ω [g·mm/kg] (numeriskt lika med µm av masscentrumets förskjutning) — motsvarande eper = 9549 · G / n;
- Uper = eper · m [g·mm], där m är rotormassan i kg.
Worked example. Rotor m = 50 kg, driftvarvtal n = 3000 rpm, grad G 6.3 (fläktar, pumpar, standardelmotorer): ω = 2π·3000/60 = 314,2 rad/s; eper = 6,3 · 1000 / 314,2 = 20,1 g·mm/kg (kontrollberäkning: 9549 · 6,3 / 3000 ≈ 20,1); Uper = 20,1 · 50 ≈ 1000 g·mm för hela rotorn.
Fördelning av toleransen mellan två plan. För en rotor vars tyngdpunkt ligger mellan korrigeringsplanen fördelas den totala toleransen omvänt proportionellt mot avståndet från tyngdpunkten till respektive plan; för en symmetrisk rotor är det helt enkelt hälften i varje plan — cirka 500 g·mm per plan i exemplet ovan. Inget plan bör tilldelas mer än 70 % eller mindre än 30 % av Uper.
Typical grades: G 0.4 — gyroskop, spindlar på precisionsslipmaskiner · G 1 — slipmaskinsspindlar, precisionsankare · G 2.5 — turbiner, turbogeneratorer, verktygsmaskindrivningar · G 6.3 — allmän maskinteknik: fläktar, pumphjul, svänghjul, standardelmotorer · G 16 — kardanaxlar med särskilda krav, jordbruksmaskiner, krossar · G 40 — bilhjul, drivaxlar (kardanaxlar) · G 100 — vevaxeldrivningar i höghastighetsdieselmotorer.
Överensstämmelse med de angivna toleranserna kan emellertid inte helt garantera mekanismens driftsäkerhet, som är förknippad med uppnåendet av den lägsta nivån av dess vibrationer. Detta förklaras av det faktum att storleken på mekanismens vibrationer inte bara bestäms av storleken på den kraft som är förknippad med den kvarvarande obalansen i dess rotor, utan också beror på flera andra parametrar, inklusive: styvheten k hos mekanismens strukturella element, dess massa m, dämpningsfaktorn samt rotationsfrekvensen. För att uppskatta mekanismens dynamiska egenskaper (inklusive kvaliteten på dess balans) rekommenderas därför i ett antal fall att uppskatta mekanismens nivå av kvarvarande vibrationer, vilket regleras av ett antal standarder.
Den mest använda standarden för tillåtna vibrationsnivåer hos industriella maskiner är ISO 20816-3 (tidigare ISO 10816-3). Den omfattar maskiner över 15 kW som körs vid 120–15 000 varv/min, och den klassificerar dem i två dimensioner: efter effektgrupp (Grupp 1 — över 300 kW; Grupp 2 — 15 till 300 kW) och efter stödtyp (styv eller flexibel). Varje kombination har sina egna zongränser A/B, B/C och C/D i mm/s RMS. Maskiner utanför detta tillämpningsområde har egna delar i serien (turbinaggregat — ISO 20816-2, hydrauliska maskiner, kolvmaskiner, pumpar) eller produktstandarder såsom ISO 14694 för industrifläktar.
För allmänna maskiner som utvärderas på icke-roterande delar är det klassiska ISO 10816-1 zoner (numera en del av ISO 20816-1) ger följande gränsvärden för vibrationshastighet, mm/s RMS:
| Klass | A/B | B/C | C/D |
|---|---|---|---|
| Klass I (små maskiner, upp till 15 kW) | 0.71 | 1.80 | 4.50 |
| Klass II (medelstora maskiner, 15–75 kW) | 1.12 | 2.80 | 7.10 |
| Klass III (stora maskiner, styvt fundament) | 1.80 | 4.50 | 11.20 |
| Klass IV (stora maskiner, flexibelt fundament) | 2.80 | 7.10 | 18.00 |
Zon A motsvarar vibrationen hos nya maskiner; zon B är acceptabel för obegränsad långtidsdrift; zon C tillåter endast begränsad drift; zon D indikerar vibration allvarlig nog för att orsaka skada.
Standarder och referenser
- ISO 21940-11:2016 — Mekanisk vibration — Rotorbalansering — Del 11: Procedurer och toleranser för rotorer med styvt beteende. (Ersätter ISO 1940-1, som är indragen.) G-grader och toleranskalkylator →
- ISO 21940-2 — Mekanisk vibration — Rotorbalansering — Del 2: Terminologi. (Definitioner av statisk, koppel-, kvasistatisk och dynamisk obalans.)
- ISO 20816-1:2016 — Mekanisk vibration — Mätning och utvärdering av maskinvibrationer — Del 1: Allmänna riktlinjer. (Ersätter ISO 10816-1 och ISO 7919-1.) Evaluation zones →
- ISO 20816-3:2022 — Mekanisk vibration — Mätning och utvärdering av maskinvibration — Del 3: Industrimaskiner med nominell effekt över 15 kW och nominella varvtal mellan 120 varv/min och 15 000 varv/min. (Replaces ISO 10816-3:2009.)
- ISO 14694:2003 — Industriella fläktar — Specifikationer för balanskvalitet och vibrationsnivåer.
VANLIGA FRÅGOR
Tar balansering bort alla vibrationer?
Nej. Balansering tar bort vibrationer orsakade av den asymmetriska fördelningen av rotormassan i förhållande till dess rotationsaxel. Vibrationer från feljustering, lagerdefekter, aerodynamiska/hydrodynamiska krafter, elektromagnetiska krafter och andra orsaker kräver separat diagnostik och korrigerande åtgärder.
Varför kan balansering misslyckas nära resonans?
Nära resonans kan små hastighetsförändringar orsaka stora förändringar i vibrationsamplituden och en fasförskjutning på 180°. Under sådana förhållanden blir mätresultaten instabila, och konventionella balanseringsprocedurer kanske inte konvergerar utan speciella metoder.
När behöver man balansering i ett plan kontra två plan?
One plane räcker för skivformade rotorer, där rotorns axiella längd är liten jämfört med diametern — som tumregel L/D < 0,5 — och drifthastigheten ligger klart under den första kritiska hastigheten. Typiska exempel: en slipskiva, ett enskiv-fläkthjul, en remskiva, ett bilhjul. En sådan rotor har nästan enbart statisk obalans.
Två flygplan krävs för avlångrotorer (L/D ≥ 0.5), för alla rotorer med två eller flera impellrar eller skivor placerade längs axeln, och närhelst vibrationsfasen vid de två lagren skiljer sig markant — ett tecken på en momentkomponent. En styv rotor behöver aldrig fler än två plan.
Är du osäker, mät båda lagren: om en enplanskorrigering minskar vibrationen vid det ena lagret och ökar den vid det andra, har rotorn en parkomponent och behöver tvåplansbalansering.
Vad bör göras innan balansering?
Säkerställ att maskinen är funktionsduglig: tillförlitlig montering på fundamentet, felfria lager, inget allvarligt glapp och inga uppenbara källor till icke-linjäritet. Balansering ersätter inte reparation.
Viktiga slutsatser
- Balansering korrigerar massrelaterad (centrifugal) excitation; den löser inte feljustering, lagerskador eller elektromagnetiska/aerodynamiska källor.
- Resonans och icke-linjäritet kan göra konventionell balansering ineffektiv eller osäker.
- För styva rotorer är tvåplansbalansering den generella lösningen för dynamisk obalans (kombinationen av statisk + koppel).
Nikolai Shelkovenko
Nikolai Shelkovenko is a vibration analysis engineer and the founder and CEO of Vibromera. For more than 15 years he has balanced rotating equipment in the field rather than on a test bench: mulchers, industrial fans, crushers, centrifuges, shafts and spindles. That work is what the Balanset instruments grew out of — they were designed as a tool a specialist can carry to the machine and use alone, on site, not as laboratory equipment. Vibromera was founded in 2017 and has been based in Porto, Portugal, since 2023. Development, assembly and support of the Balanset line all happen here. The flagship instrument is the Balanset-1A, a portable analyser for single- and two-plane balancing and for vibration diagnostics. Nikolai is personally involved in customer support, in working through difficult balancing cases and in the development of the software. He works with customers worldwide, in any language.
