BILAGA 1 BALANSERING AV ROTORN.
Rotorn är en kropp som roterar runt en viss axel och hålls fast av sina lagerytor i stöden. Rotorns lagerytor överför vikter till stöden genom rull- eller glidlager. När vi använder termen "lageryta" hänvisar vi helt enkelt till Zapfen* eller Zapfen-ersättande ytor.
*Zapfen (tyska för "journal", "stift") - är en del av en axel eller en axel, som bärs av en hållare (lagerbox).
fig.1 Rotor och centrifugalkrafter.
I en perfekt balanserad rotor är massan fördelad symmetriskt i förhållande till rotationsaxeln. Detta innebär att varje element i rotorn kan motsvara ett annat element som är symmetriskt placerat i förhållande till rotationsaxeln. Under rotationen påverkas varje rotorelement av en centrifugalkraft som är riktad i radiell riktning (vinkelrätt mot rotorns rotationsaxel). I en balanserad rotor balanseras den centrifugalkraft som påverkar något av rotorelementen av den centrifugalkraft som påverkar det symmetriska elementet. Exempelvis påverkas element 1 och 2 (visas i fig.1 och är grönfärgade) av centrifugalkrafterna F1 och F2: lika stora i värde och helt motsatta i riktning. Detta gäller för alla symmetriska element i rotorn och därmed är den totala centrifugalkraften som påverkar rotorn lika med 0 och rotorn är balanserad. Men om rotorns symmetri bryts (i figur 1 är det asymmetriska elementet markerat med rött), börjar den obalanserade centrifugalkraften F3 att verka på rotorn.
Vid rotation ändrar denna kraft riktning tillsammans med rotorns rotation. Den dynamiska vikten från denna kraft överförs till lagren, vilket leder till att de slits snabbare. Dessutom, under påverkan av denna variabel mot kraften, sker en cyklisk deformation av stöden och av fundamentet på vilket rotorn är fastsatt, vilket låter ut en vibration. För att eliminera obalansen i rotorn och den medföljande vibrationen är det nödvändigt att ställa in balansmassor, som kommer att återställa rotorns symmetri.
Rotorbalansering är ett ingrepp för att eliminera obalans genom att lägga till balanseringsmassor.
Uppgiften att balansera är att hitta värdet och platserna (vinkeln) för installationen av en eller flera balansmassor.
Med hänsyn till rotormaterialets hållfasthet och storleken på de centrifugalkrafter som påverkar det, kan rotorerna delas in i två typer: styva och flexibla.
Styva rotorer kan vid driftförhållanden under inverkan av centrifugalkraften deformeras något och denna deformations inverkan på beräkningarna kan därför försummas.
Deformation av flexibla rotorer bör å andra sidan aldrig försummas. Deformationen av flexibla rotorer komplicerar lösningen av balanseringsproblemet och kräver användning av vissa andra matematiska modeller jämfört med uppgiften att balansera styva rotorer. Det är viktigt att nämna att samma rotor vid låga rotationshastigheter kan bete sig som en stel rotor och vid höga hastigheter kommer den att bete sig som en flexibel rotor. I fortsättningen kommer vi endast att betrakta balanseringen av stela rotorer.
Beroende på fördelningen av obalanserade massor längs rotorns längd kan två typer av obalans urskiljas - statisk och dynamisk (snabb, omedelbar). Det fungerar på motsvarande sätt med den statiska och den dynamiska rotorbalanseringen.
Den statiska obalansen i rotorn uppstår utan att rotorn roterar. Med andra ord är den vilande när rotorn påverkas av gravitationen och dessutom vrider den ner den "tunga punkten". Ett exempel på en rotor med statisk obalans visas i Fig.2
Fig.2
Den dynamiska obalansen uppstår endast när rotorn snurrar.
Ett exempel på en rotor med dynamisk obalans visas i Fig.3.
Fig.3. Dynamisk obalans i rotorn - par av centrifugalkrafter
I detta fall är de obalanserade massorna M1 och M2 placerade på olika ytor - på olika ställen längs rotorns längd. I det statiska läget, dvs. när rotorn inte snurrar, kan rotorn endast påverkas av gravitationen och massorna kommer därför att balansera varandra. I det dynamiska läget, när rotorn snurrar, påverkas massorna M1 och M2 av centrifugalkrafterna FЎ1 och FЎ2. Dessa krafter är lika stora och har motsatt riktning. Men eftersom de är placerade på olika ställen längs axelns längd och inte är på samma linje kompenserar krafterna inte varandra. Krafterna FЎ1 och FЎ2 skapar ett moment som påverkar rotorn. Det är därför denna obalans har ett annat namn "momentär". Följaktligen påverkar icke-kompenserade centrifugalkrafter lagerstöden, vilket avsevärt kan överskrida de krafter som vi förlitade oss på och även minska livslängden för lagren.
Eftersom denna typ av obalans endast uppstår i dynamiken under rotorns snurrning, kallas den dynamisk. Den kan inte elimineras genom statisk balansering (eller så kallad "på knivarna") eller på något annat liknande sätt. För att eliminera den dynamiska obalansen är det nödvändigt att ställa in två kompensationsvikter som kommer att skapa ett moment som är lika stort och motsatt i riktning till det moment som uppstår från massorna M1 och M2. Kompenserande massor behöver inte nödvändigtvis installeras mittemot massorna M1 och M2 och vara lika med dem i värde. Det viktigaste är att de skapar ett moment som helt kompenserar just i det ögonblick obalansen uppstår.
I allmänhet är massorna M1 och M2 inte lika med varandra, så det kommer att finnas en kombination av statisk och dynamisk obalans. Det är teoretiskt bevisat att för att en stel rotor skall eliminera sin obalans är det nödvändigt och tillräckligt att installera två vikter på avstånd från varandra längs rotorns längd. Dessa vikter kommer att kompensera både det moment som uppstår genom den dynamiska obalansen och den centrifugalkraft som uppstår genom massans asymmetri i förhållande till rotoraxeln (statisk obalans). Som vanligt är den dynamiska obalansen typisk för långa rotorer, såsom axlar, och statisk - för smala. Men om den smala rotorn är monterad snett i förhållande till axeln, eller ännu värre, deformerad (så kallade "hjulvibbar"), i detta fall blir det svårt att eliminera den dynamiska obalansen (se fig.4), på grund av att det är svårt att ställa in korrigerande vikter, som skapar rätt kompensationsmoment.
Fig.4 Dynamisk balansering av det wobblande hjulet
Eftersom den smala rotorns axel skapar ett kort ögonblick kan det krävas korrigeringsvikter med en stor massa. Men samtidigt finns det en ytterligare så kallad "inducerad obalans" i samband med deformationen av den smala rotorn under påverkan av centrifugalkrafter från korrigeringsmassorna.
Se exempel:
" Metodiska instruktioner för balansering av styva rotorer" ISO 1940-1:2003 Mekaniska vibrationer - Kvalitetskrav för balansering av rotorer i konstant (styvt) tillstånd - Del 1: Specifikation och verifiering av balanstoleranser
Detta är synligt för smala fläkthjul, som förutom kraftobalansen också påverkar en aerodynamisk obalans. Och det är viktigt att komma ihåg att den aerodynamiska obalansen, i själva verket den aerodynamiska kraften, är direkt proportionell mot rotorns vinkelhastighet, och för att kompensera den används centrifugalkraften från korrigeringsmassan, som är proportionell mot kvadraten på vinkelhastigheten. Därför kan balanseringseffekten endast uppstå vid en specifik balanseringsfrekvens. Vid andra hastigheter skulle det uppstå ett ytterligare gap. Samma sak kan sägas om de elektromagnetiska krafterna i en elektromagnetisk motor, som också är proportionella mot vinkelhastigheten. Med andra ord är det omöjligt att eliminera alla orsaker till vibrationer i mekanismen genom någon form av balansering.
Grundläggande om vibrationer.
Vibration är en reaktion av mekanismens utformning till effekten av cyklisk excitationskraft. Denna kraft kan vara av olika karaktär.
Vibrationens storlek (till exempel dess amplitud AB) beror inte bara på storleken på den excitationskraft Fт som verkar på mekanismen med den cirkulära frekvensen ω, utan också på styvheten k hos mekanismens struktur, dess massa m och dämpningskoefficienten C.
Olika typer av sensorer kan användas för att mäta vibrationer och balansmekanismer, t.ex:
- Absoluta vibrationsgivare konstruerade för att mäta vibrationsacceleration (accelerometrar) och vibrationshastighet (hastighetssensorer);
- relativa vibrationsgivare virvelström eller kapacitiv, konstruerade för att mäta vibrationer.
I vissa fall (när mekanismens struktur tillåter det) kan kraftsensorer också användas för att undersöka dess vibrationsvikt.
De används särskilt ofta för att mäta vibrationsvikten hos stöden i balanseringsmaskiner med hårda lager.
Därför är vibrationer mekanismens reaktion på påverkan av yttre krafter. Mängden vibrationer beror inte bara på storleken på den kraft som verkar på mekanismen utan också på mekanismens styvhet. Två krafter med samma storlek kan leda till olika vibrationer. I mekanismer med en styv stödstruktur kan lagerenheterna påverkas avsevärt av dynamiska vikter, även med små vibrationer. Vid balansering av mekanismer med styva ben används därför kraftsensorer och vibrationsgivare (vibroaccelerometrar). Vibrationsgivare används endast på mekanismer med relativt böjliga stöd, just när obalanserade centrifugalkrafter leder till en märkbar deformation av stöden och vibrationer. Kraftsensorer används i styva stöd även när betydande krafter som uppstår till följd av obalans inte leder till betydande vibrationer.
Vi har tidigare nämnt 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 placerad på. Rotorn anses vara styv när dess deformation (böjning) under inverkan av centrifugalkrafter kan försummas. Deformationen av den flexibla rotorn är relativt stor: den kan inte försummas.
I denna artikel studerar vi endast balansering av stela rotorer. Den stela (icke-deformerbara) rotorn kan i sin tur vara placerad på stela eller rörliga (formbara) stöd. Det är uppenbart att denna styvhet/rörlighet hos stöden är relativ beroende på rotorns rotationshastighet och storleken på de resulterande centrifugalkrafterna. Den konventionella gränsen är frekvensen för de fria svängningarna i rotorns stöd/fundament. För mekaniska system bestäms de fria svängningarnas form och frekvens av massan och elasticiteten hos elementen i det mekaniska systemet. Det innebär att frekvensen för naturliga svängningar är en intern egenskap hos det mekaniska systemet och inte beror på yttre krafter. När ett stöd har rubbats från sitt jämviktsläge tenderar det att återgå till sitt jämviktsläge på grund av till elasticiteten. men på grund av På grund av den massiva rotorns tröghet har denna process karaktären av dämpade svängningar. Dessa svängningar är rotor-stödsystemets egna svängningar. Deras frekvens beror på förhållandet mellan rotormassan och stödens elasticitet.
När rotorn börjar rotera och rotationsfrekvensen närmar sig frekvensen för dess egna svängningar, ökar vibrationsamplituden kraftigt, vilket till och med kan leda till att strukturen förstörs.
Det finns ett fenomen med mekanisk resonans. I resonansområdet kan en förändring av rotationshastigheten med 100 varv/min leda till en tiofaldig ökning av en vibration. I detta fall (i resonansområdet) ändras vibrationsfasen med 180°.
Om konstruktionen av mekanismen beräknas utan framgång, och rotorns arbetshastighet ligger nära den naturliga svängningsfrekvensen, blir mekanismens funktion omöjlig på grund av till oacceptabelt höga vibrationer. Vanlig balansering är också omöjlig, eftersom parametrarna ändras dramatiskt även vid en liten förändring av rotationshastigheten. Särskilda metoder inom området för resonansbalansering används, men de beskrivs inte närmare i denna artikel. Du kan bestämma frekvensen för mekanismens naturliga svängningar på utloppet (när rotorn är avstängd) eller genom påverkan med efterföljande spektralanalys av systemets svar på chocken. "Balanset-1" ger möjlighet att bestämma de naturliga frekvenserna hos mekaniska strukturer med dessa metoder.
För mekanismer vars drifthastighet är högre än resonansfrekvensen, dvs. som arbetar i resonansläge, betraktas stöden som mobila och vibrationsgivare används för att mäta, främst vibrationsaccelerometrar som mäter accelerationen hos strukturella element. För mekanismer som arbetar i hårt lagerläge betraktas stöden som stela. I detta fall används kraftsensorer.
Matematiska modeller (linjära) används för beräkningar vid balansering av styva rotorer. Modellens linjäritet innebär att en modell är direkt proportionellt (linjärt) beroende av den andra. Till exempel, om den okompenserade massan på rotorn fördubblas, kommer vibrationsvärdet att fördubblas på motsvarande sätt. För stela rotorer kan man använda en linjär modell eftersom sådana rotorer inte deformeras. Det är inte längre möjligt att använda en linjär modell för flexibla rotorer. För en flexibel rotor, med en ökning av massan hos en tung punkt under rotation, kommer en ytterligare deformation att inträffa, och förutom massan kommer radien hos den tunga punkten också att öka. Därför, för en flexibel rotor, kommer vibrationen att mer än fördubblas, och de vanliga beräkningsmetoderna fungerar inte. En överträdelse av modellens linjäritet kan också leda till en förändring av stödens elasticitet vid deras stora deformationer, till exempel när små deformationer av stöden fungerar vissa strukturella element, och när stora i arbetet inkluderar andra strukturella element. Därför är det omöjligt att balansera de mekanismer som inte är fixerade vid basen, och till exempel helt enkelt är etablerade på ett golv. Med betydande vibrationer kan obalanskraften lossa mekanismen från golvet och därigenom väsentligt ändra systemets styvhetsegenskaper. Motorns ben måste vara ordentligt fastsatta, bultade fästanordningar åtdragna, brickornas tjocklek måste ge tillräcklig styvhet etc. Med trasiga lager är en betydande förskjutning av axeln och dess påverkan möjlig, vilket också kommer att leda till en kränkning av linjäriteten och omöjligheten att utföra högkvalitativ balansering.
Metoder och anordningar för balansering
Som nämnts ovan är balansering processen att kombinera den centrala tröghetsaxeln med rotorns rotationsaxel.
Den specificerade processen kan utföras på två sätt.
Den första metoden innebär bearbetning av rotoraxlarna, vilket utförs på ett sådant sätt att axeln som passerar genom centrum av sektionen av axlarna med den huvudsakliga centrala tröghetsaxeln för rotorn. Denna teknik används sällan i praktiken och kommer inte att diskuteras i detalj i den här artikeln.
Den andra (vanligaste) metoden innebär att man flyttar, installerar eller tar bort korrigeringsmassor på rotorn, som placeras på ett sådant sätt att rotorns tröghetsaxel ligger så nära rotorns rotationsaxel som möjligt.
Att flytta, lägga till eller ta bort korrigeringsmassor under balanseringen kan göras med hjälp av en mängd olika tekniska åtgärder, t.ex. borrning, fräsning, ytbehandling, svetsning, skruvning eller lossning av skruvar, bränning med en laserstråle eller elektronstråle, elektrolys, elektromagnetisk svetsning etc.
Balanseringsprocessen kan utföras på två sätt:
- balanserade rotorer Montering (i sina egna lager);
- balansering av rotorer på balanseringsmaskiner.
För att balansera rotorerna i deras egna lager använder vi vanligtvis specialiserade balanseringsanordningar (kit), som gör att vi kan mäta vibrationen hos den balanserade rotorn vid dess rotationshastighet i vektorform, dvs. mäta både amplitud och fas av vibrationen.
För närvarande tillverkas dessa enheter på grundval av mikroprocessorteknik och (förutom mätning och analys av vibrationer) tillhandahåller automatiserad beräkning av parametrarna för korrigeringsvikter som måste installeras på rotorn för att kompensera dess obalans.
Dessa enheter inkluderar:
- mät- och beräkningsenhet, tillverkad på basis av en dator eller industriell styrenhet;
- två (eller flera) vibrationsgivare;
- fasvinkelgivare;
- utrustning för installation av sensorer i anläggningen;
- specialiserad programvara som är utformad för att utföra en fullständig mätcykel av parametrar för rotorobalans i ett, två eller flera korrigeringsplan.
För balansering av rotorer på balanseringsmaskiner krävs förutom en specialiserad balanseringsanordning (maskinens mätsystem) en "avrullningsmekanism" som är konstruerad för att installera rotorn på stöden och säkerställa att den roterar med en fast hastighet.
För närvarande finns de vanligaste balanseringsmaskinerna i två typer:
- överdrivet resonanta (med smidiga stöd);
- hårt lager (med styva stöd).
Överresonanta maskiner har ett relativt följsamt stöd, tillverkat t.ex. på grundval av de platta fjädrarna.
Den naturliga svängningsfrekvensen för dessa stöd är vanligtvis 2-3 gånger lägre än hastigheten för den balanserade rotorn, som är monterad på dem.
Vibrationsgivare (accelerometrar, vibrationshastighetsgivare etc.) används vanligen för att mäta vibrationerna hos stöden i en resonansmaskin.
I balanseringsmaskiner med hårda lager används relativt styva stöd, vars naturliga svängningsfrekvenser bör vara 2-3 gånger högre än den balanserade rotorns hastighet.
Kraftgivare används vanligtvis för att mäta vibrationsvikten på maskinens stöd.
Fördelen med balanseringsmaskiner för hårda lager är att de kan balanseras vid relativt låga rotorhastigheter (upp till 400-500 rpm), vilket avsevärt förenklar konstruktionen av maskinen och dess fundament, samt ökar produktiviteten och säkerheten vid balanseringen.
Balanseringsteknik
Balansering eliminerar endast de vibrationer som orsakas av en asymmetrisk fördelning av rotorns massa i förhållande till rotationsaxeln. Andra typer av vibrationer kan inte elimineras genom balansering!
Balansering är föremål för tekniskt användbara mekanismer, vars utformning säkerställer frånvaron av resonanser vid drifthastigheten, säkert fastsatt på fundamentet, installerat i användbara lager.
Den felaktiga mekanismen måste repareras och först därefter balanseras. I annat fall är kvalitativ balansering omöjlig.
Balansering kan inte ersätta reparation!
Den huvudsakliga uppgiften för balansering är att hitta massan och platsen (vinkeln) för installation av kompensationsvikter, som balanseras av centrifugalkrafter.
Som nämnts ovan är det för styva rotorer i allmänhet nödvändigt och tillräckligt att installera två kompensationsvikter. Detta kommer att eliminera både den statiska och dynamiska rotorobalansen. Ett allmänt schema för vibrationsmätning under balansering ser ut som följer:
fig.5 Dynamisk balansering - korrigeringsplan och mätpunkter
Vibrationsgivare är installerade på lagerstöden vid punkterna 1 och 2. Hastighetsmärket är fäst direkt på rotorn, en reflekterande tejp är vanligtvis limmad. Hastighetsmärket används av lasertakometern för att bestämma rotorns hastighet och vibrationssignalens fas.
fig. 6. Installation av sensorer under balansering i två plan, med Balanset-1
1,2-vibrationssensorer, 3-fas, 4-USB-mätenhet, 5-laptop
I de flesta fall utförs dynamisk balansering med metoden för tre starter. Denna metod baseras på det faktum att testvikter med en redan känd massa installeras på rotorn i serie i 1 och 2 plan; så massorna och platsen för installation av balanseringsvikter beräknas baserat på resultaten av att ändra vibrationsparametrarna.
Platsen för installation av vikten kallas korrigering plan. Vanligtvis väljs korrigeringsplanen i området för de lagerstöd som rotorn är monterad på.
Den initiala vibrationen mäts vid den första starten. Sedan installeras en provvikt med en känd massa på rotorn närmare ett av stöden. Sedan utförs den andra starten och vi mäter vibrationsparametrarna, som bör förändras på grund av installationen av provvikten. Sedan monteras provvikten i den första plan avlägsnas och installeras i den andra plan. Den tredje uppstarten utförs och vibrationsparametrarna mäts. När provvikten tas bort beräknar programmet automatiskt massan och platsen (vinklarna) för installationen av balansvikter.
Poängen med att ställa in provvikter är att fastställa hur systemet reagerar på förändringen av obalansen. När vi känner till massorna och placeringen av provvikterna kan programmet beräkna de så kallade påverkanskoefficienterna, som visar hur införandet av en känd obalans påverkar vibrationsparametrarna. Påverkanskoefficienterna är egenskaper hos själva det mekaniska systemet och beror på stödets styvhet och massan (trögheten) hos rotor-stödsystemet.
För samma typ av mekanismer med samma konstruktion kommer påverkanskoefficienterna att vara likartade. Du kan spara dem i ditt datorminne och använda dem i efterhand för att balansera samma typ av mekanismer utan att utföra testkörningar, vilket avsevärt förbättrar balanseringens prestanda. Vi bör också notera att testvikternas massa bör väljas så att vibrationsparametrarna varierar markant när testvikter installeras. I annat fall ökar felet vid beräkning av koefficienterna för påverkan och kvaliteten på balanseringen försämras.
1111 En handbok för Balanset-1 innehåller en formel med vars hjälp man ungefärligt kan bestämma provviktens massa, beroende på massan och rotationshastigheten hos den balanserade rotorn. Som framgår av fig. 1 verkar centrifugalkraften i radiell riktning, dvs. vinkelrätt mot rotoraxeln. Därför bör vibrationsgivare installeras så att deras känslighetsaxel också är riktad i radiell riktning. Vanligtvis är fundamentets styvhet i horisontell riktning mindre, så vibrationerna i horisontell riktning är högre. För att öka givarnas känslighet bör de därför installeras så att deras känslighetsaxel också kan riktas horisontellt. Även om det inte finns någon grundläggande skillnad. Förutom vibrationerna i radiell riktning är det nödvändigt att kontrollera vibrationerna i axiell riktning, längs rotorns rotationsaxel. Denna vibration orsakas vanligtvis inte av obalans, utan av andra orsaker, främst på grund av till felriktning och felriktning av axlar som är anslutna via kopplingen. Denna vibration elimineras inte genom balansering, i detta fall krävs uppriktning. I praktiken finns det vanligtvis i sådana mekanismer en obalans i rotorn och felinriktning av axlarna, vilket i hög grad komplicerar uppgiften att eliminera vibrationen. I sådana fall måste du först justera och sedan balansera mekanismen. (Även med en stark momentobalans uppstår vibrationer också i axiell riktning på grund av till "vridningen" av grundkonstruktionen).
Kriterier för bedömning av balanseringsmekanismernas kvalitet.
Kvaliteten på balanseringen av rotorn (mekanismerna) kan uppskattas på två sätt. Den första metoden innebär att man jämför värdet på den kvarvarande obalansen som fastställts under balanseringen med toleransen för den kvarvarande obalansen. De specificerade toleranserna för olika klasser av rotorer installerade i standard ISO 1940-1-2007. "Vibration. Krav på balanseringskvalitet hos styva rotorer. Del 1. Bestämning av tillåten obalans".
Tillämpningen av dessa toleranser kan dock inte helt garantera driftsäkerheten hos den mekanism som är förknippad med uppnåendet av en lägsta vibrationsnivå. Detta är på grund av Mekanismens vibration bestäms inte bara av den kraft som är förknippad med den kvarvarande obalansen i rotorn, utan beror också på ett antal andra parametrar, bland annat: styvheten K hos mekanismens strukturella element, dess massa M, dämpningskoefficient och hastighet. För att bedöma mekanismens dynamiska egenskaper (inklusive kvaliteten på dess balans) rekommenderas det därför i vissa fall att bedöma nivån på mekanismens restvibrationer, vilket regleras av ett antal standarder.
Den vanligaste standarden som reglerar tillåtna vibrationsnivåer för mekanismer är ISO 10816-3:2009 Preview Mekanisk vibration - Utvärdering av maskinvibrationer genom mätningar på icke roterande delar - Del 3: Industrimaskiner med nominell effekt över 15 kW och nominella varvtal mellan 120 r/min och 15 000 r/min vid mätning på plats."
Med hjälp av den kan du ställa in toleransen på alla typer av maskiner och ta hänsyn till kraften i deras elektriska drivning.
Utöver denna universella standard finns det ett antal specialiserade standarder som utvecklats för specifika typer av mekanismer. Till exempel
ISO 14694:2003 "Industrifläktar - Specifikationer för balanseringskvalitet och vibrationsnivåer",
ISO 7919-1-2002 "Vibrationer hos maskiner utan fram- och återgående rörelse. Mätningar på roterande axlar och utvärderingskriterier. Allmän vägledning."