Rotorbalansering: statisk och dynamisk obalans, resonans och praktisk procedur
Denna guide förklarar rotorbalansering för stela rotorer: what “unbalance” means, how static and dynamic unbalance differ, why resonance and non-linearity can prevent a quality result, and how balancing is typically performed in one or two correction planes.
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.
In addition, under the influence of this variable-direction force there is a cyclic deformation of supports and foundation, on which the rotor is fixed, i.e. there is vibration. In order to eliminate rotor unbalance and the accompanying vibration, balancing masses must be installed to restore symmetry to the rotor.
Rotor balancing is an operation to correct unbalance by adding balancing masses. In other words, the goal of balancing is to bring the principal central axis of inertia of the rotor as close as possible to its axis of rotation, so that the residual unbalance falls within specified limits.
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.
Deformation of flexible rotors can no longer be neglected. Deformation of flexible rotors complicates the solution of balancing problem and requires application of other mathematical models in comparison with the problem of balancing of rigid rotors. It should be noted that the same rotor at low speeds can behave as rigid, and at high speeds - as flexible. The practical criterion is the service speed relative to the rotor’s first critical (bending) speed: a rotor is treated as rigid — ISO 21940-11 speaks of a rotor with “rigid behaviour” — when it runs well below that speed, in practice below roughly 50–70% of the first critical speed. Above that, the rotor bends into a mode shape that changes with speed: it is flexible and must be balanced by modal or multi-plane methods (ISO 21940-12). In the following, we will consider only the balancing of rigid rotors.
Depending on how the unbalanced masses are distributed along the rotor, ISO 21940-2 distinguishes several states of unbalance:
- statisk obalans — the principal inertia axis is displaced parallel to the shaft axis; it can be detected without rotation, because the rotor turns under gravity until its heavy spot is at the bottom. A single correction mass in one plane removes it;
- couple (moment) unbalance — the principal inertia axis intersects the shaft axis at the center of mass; the two equal unbalances lie in different planes and 180° apart. It appears only during rotation and requires two correction masses in two planes;
- dynamisk obalans — the general, real-world case: a combination of static and couple unbalance. The principal inertia axis neither is parallel to, nor intersects, the shaft axis. Two correction planes are necessary and sufficient for a rigid rotor.
The older term “moment unbalance” is a synonym of couple unbalance; it should not be confused with dynamic unbalance, which is the sum of the static and couple components. An example of a rotor with static unbalance is shown in Fig. 2.
Couple unbalance appears only when the rotor is rotating.
An example of a rotor with couple unbalance is shown in Fig. 3.
In this case, the unbalanced equal masses M1 and M2 are in different planes - in different places along the length of the rotor. In static position, i.e. when the rotor does not rotate, only gravity acts on the rotor and the masses balance each other. In dynamics, when the rotor rotates, centrifugal forces Fc1 and Fc2 start acting on the masses M1 and M2. These forces are equal in magnitude and opposite in direction. However, since they are applied at different places along the length of the shaft and are not on the same line, these forces do not compensate each other. The forces Fc1 and Fc2 create a moment applied to the rotor — this is why couple unbalance is also called moment unbalance. Accordingly, uncompensated centrifugal forces act on the bearing positions, which can greatly exceed the calculated values and reduce the service life of the bearings.
Since this type of unbalance appears only during the rotation of the rotor, it cannot be corrected in static conditions by balancing "on knives" or similar methods. In order to eliminate couple unbalance, two compensating weights must be installed, which produce a moment equal in magnitude and opposite in direction to the moment arising from the masses M1 and M2. The compensating masses do not have to be set opposite and equal in magnitude to the masses M1 and M2. The main thing is that they produce a moment that fully compensates for the unbalance moment.
In general, the masses M1 and M2 may not be equal to each other, so there will be a combination of static and couple unbalance — this general case is exactly what ISO 21940-2 calls dynamic unbalance. It is theoretically proven that for a rigid rotor, two weights spaced apart along the length of the rotor are necessary and sufficient to eliminate its unbalance. These weights will compensate both the moment resulting from the couple unbalance and the centrifugal force resulting from the asymmetry of the mass relative to the rotor axis (static unbalance). Typically, couple unbalance is characteristic of long rotors, such as shafts, and static unbalance is characteristic of narrow rotors. However, if the narrow rotor is skewed relative to the axis, or deformed ("figure eight"), then couple unbalance will be difficult to eliminate (see Fig. 4), because in this case it is difficult to install correcting weights that create the necessary compensating moment.
Krafterna F1 och F2 ligger inte på samma linje och kompenserar inte varandra.
Due to the fact that the arm available to create the compensating moment is small due to the narrow rotor, large correction weights may be required. However, this also results in an "induced unbalance" due to the deformation of the narrow rotor by centrifugal forces from the correction weights. (see, for example, Methodological instructions for balancing rigid rotors to GOST 22061-76 — the modern international counterpart is ISO 21940-11, formerly ISO 1940-1 — Section 10, "Rotor–supports system").
This is noticeable on narrow fan impellers, where, in addition to mass unbalance, an aerodynamic unbalance is also present: unequal blade geometry produces an unequal blade loading and hence a net radial force. Like the centrifugal force of a correction weight, this force scales with the square of speed, but it also depends on the operating point — air density, damper position, duct resistance — so a correction weight balanced at one duty point will not stay optimal at another. The aerodynamic component must therefore be corrected by restoring the blade geometry, not by adding mass.
Elektromagnetiska krafter in an electric machine (unbalanced magnetic pull from an eccentric air gap, broken bars, shorted laminations) behave differently again: they are governed by the air-gap flux, not by rotational speed, and they mostly excite the machine at twice the line frequency and at pole-pass sidebands rather than at 1×. Because they act at frequencies other than the rotation frequency, balancing cannot compensate them at all. In short, balancing removes the 1× mass-related excitation only — it cannot eliminate every source of vibration in a machine.
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.
The magnitude of the vibration (e.g. its amplitude Av) depends not only on the excitatory force Fv acting on the mechanism with circular frequency ω, but also on the rigidity k of the mechanism, its mass m, as well as the damping coefficient C, as formula (1) below shows.
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.
For mechanical systems, the shape and frequency of natural vibrations are determined by the mass and the elasticity of the elements of mechanical system. That is, the frequency of natural vibrations is an internal characteristic of the mechanical system and does not depend on external forces. Being deflected from the state of equilibrium, supports due to elasticity tend to return to the position of equilibrium. But due to the inertia of the massive rotor, this process is in the nature of damped oscillations. These vibrations are the natural vibrations of the rotor-support system. Their frequency depends on the ratio of the mass of the rotor to the elasticity of the supports, as formula (2) below shows.
När rotorn börjar rotera och rotationsfrekvensen närmar sig frekvensen för naturliga vibrationer, ökar vibrationsamplituden kraftigt, vilket kan leda till att strukturen förstörs.
The phenomenon of mechanical resonance occurs. Near resonance the response is amplified by the quality factor Q = 1/(2ζ), typically 3–17 for machine structures, and the peak can be narrow: a speed change of the order of a few percent may change the vibration level several-fold. Across the resonance the phase lag swings by 180°, passing through 90° at the peak.
If the design of the mechanism is unsuccessful and the operating frequency of the rotor is close to the frequency of natural vibrations, then the operation of the mechanism becomes impossible because of the inadmissibly high vibration. Balancing by the usual methods is then impossible, because even a small change in speed drastically changes the vibration parameters. For balancing in the area of resonance, special methods not considered in this article are used.
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.
For mechanisms, which working frequency of rotation is above the resonance frequency, i.e. working in the supercritical (post-resonant) regime, the supports are considered to be moving and vibration sensors are used for measurement, mainly vibration accelerometers, measuring acceleration of structural elements. For mechanisms operating in pre-resonance mode, the supports are considered rigid. In this case, force sensors are used.
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.
Another source of non-linearity is a change in support stiffness at large deflections: at small deflections one set of structural elements carries the load, at large ones others come into play. This is why you cannot balance mechanisms that are not fixed on a foundation, but, for example, simply placed on the floor. With significant vibrations, the force of the unbalance can pull the mechanism off the floor, thereby significantly changing the stiffness characteristics of the system. Motor feet must be securely fastened, bolt mounts must be tightened, washer thickness must provide sufficient mounting rigidity, etc. If the bearings are broken, significant shaft misalignment and shocks are possible, which will also result in poor linearity and an inability to perform a quality balance.
Balanseringsanordningar och balanseringsmaskiner
Recall that balancing is the process of aligning the main central axis of inertia with the rotor's axis of rotation.
Denna process kan utföras på två sätt.
The first method involves machining the rotor trunnions in such a way that the axis passing through the centers of the trunnions coincides with the main central axis of inertia of the rotor. Such a technique is rarely used in practice and will not be discussed in detail in this article.
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) — the assembled rotor is balanced in its own bearings, on its own foundation, at its own operating speed, using a portable balancing kit;
- Shop balancing — the rotor is dismounted and balanced on a dedicated balancing machine.
For balancing of rotors in their own bearings, specialized balancing devices (kits) are usually used, which allow measuring the vibration of the balanced rotor at its frequency of rotation in vector form, i.e. to measure both the amplitude and the phase of vibration. At present, the above devices are manufactured on the basis of microprocessor technology and (apart from vibration measurement and analysis) provide automatic calculation of parameters of correcting weights, which should be installed on the rotor to compensate its unbalance.
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:
- Soft-bearing machines (with pliable supports);
- Hard-bearing machines (with rigid supports).
Soft-bearing (above-resonance) machines have relatively pliable supports, for example, based on flat springs. The frequency of natural vibrations of these supports is usually 2-3 times lower than the rotation frequency of the balanced rotor, which is mounted on them, so the machine runs above resonance. Vibration sensors (accelerometers, vibration velocity sensors, etc.) are usually used to measure the motion of the supports of these above-resonance machines.
Hard-bearing (pre-resonance) machines use relatively rigid supports, whose natural frequencies of vibration should be 2-3 times higher than the rotation frequency of the rotor being balanced, so the machine runs below resonance. Force transducers are usually used to measure the dynamic load on the supports of the pre-resonance machine.
The advantage of pre-resonance (hard-bearing) balancing machines is that balancing on them can be performed at relatively low rotor speeds (up to 400 - 500 rpm), which greatly simplifies the design of the machine and its foundation, and increases the productivity and safety of balancing.
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.
As mentioned above, for rigid rotors, it is generally necessary and sufficient to install two compensating weights. This will eliminate both the static and the couple components of the rotor unbalance. The general scheme for measuring vibration during balancing is as follows.
Vibration sensors are installed on the bearing supports at points 1 and 2. A revolution mark is attached to the rotor, usually with reflective tape. The revolution mark is used by the laser tachometer to determine the rotor speed and phase of the vibration signal.
Hur dynamisk balansering utförs (trekörningsmetoden)
In most cases dynamic balancing is carried out by the method of three starts. The method is based on the fact that trial weights of known mass are placed on the rotor in series in plane 1 and 2 and the weights and the location of the balancing weights are calculated based on the results of changes in the vibration parameters.
The plane in which a correction weight is installed is called a korrigeringsplan. Correction planes are located on the rotor itself — typically at the two ends of the rotor body, on the fan or impeller disks, or on dedicated balancing rings. They should be chosen as far apart along the shaft as the design allows, so that a moderate weight produces a sufficient correcting moment. This is not the same as the measuring points, which are on the bearing housings (see Fig. 6).
At the first start-up the initial vibration is measured (in the Balanset software this is Run 0). Then a trial weight of known mass is placed on the rotor closer to one of the bearings. A second start-up is carried out (Run 1) and the vibration parameters are measured, which should change due to the test weight installation. Then the test weight in the first plane is removed and installed in the second plane. A third test run is performed (Run 2) and the vibration parameters are measured. The test weight is removed and the software automatically calculates the masses and installation angles of the balance weights.
The calculated correction weights are then installed in their planes and a check run is made — in the Balanset software this is Run T (Trim). The residual vibration is compared with the tolerance. If the result is still above the target, the software reuses the influence coefficients already determined, so no new trial-weight runs are needed — only a small additional trim correction is computed and installed.
The point of installing the test weights is to determine how the system reacts to changes in unbalance. The weights and locations of the test weights are known, so the software can calculate so called influence coefficients, showing how introducing a known unbalance affects the vibration parameters. The influence coefficients are characteristics of the mechanical system itself and depend on the rigidity of the supports and the mass (inertia) of the rotor-support system.
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.
This vibration cannot be eliminated by balancing, in which case alignment is required. In practice, such machines usually have both rotor unbalance and shaft misalignment, which makes the task of eliminating vibration much more difficult. In such cases, it is necessary to center the machine first and then balance it. (Although with strong torque unbalance, vibration also occurs in the axial direction due to "twisting" of the foundation structure.)
Relaterade artiklar (exempel på balanseringsställ)
- Balansställning med mjukt stöd
- Balansering av rotorer i elmotorer
- Enkla men effektiva balanseringsställningar
Kriterier för bedömning av kvaliteten på balanseringsmekanismer
The balancing quality of rotors (mechanisms) can be evaluated in two ways. The first method involves comparing the amount of residual unbalance determined during the balancing process with the tolerance for residual unbalance. These tolerances for the different rotor classes are specified in ISO 21940-11 (formerly ISO 1940-1).
How the tolerance is computed (ISO 21940-11). The standard specifies a balance quality grade G, which is the product of the permissible specific unbalance eper and the service angular velocity ω, expressed in mm/s:
- ω = 2π·n / 60 [rad/s], where n is the service speed in rpm;
- eper = G · 1000 / ω [g·mm/kg] (numerically equal to µm of center-of-mass offset) — equivalently eper = 9549 · G / n;
- Uper = eper · m [g·mm], where m is the rotor mass in kg.
Worked example. Rotor m = 50 kg, service speed n = 3000 rpm, grade G 6.3 (fans, pumps, standard electric motors): ω = 2π·3000/60 = 314.2 rad/s; eper = 6.3 · 1000 / 314.2 = 20.1 g·mm/kg (cross-check: 9549 · 6.3 / 3000 ≈ 20.1); Uper = 20.1 · 50 ≈ 1000 g·mm for the whole rotor.
Splitting the tolerance between two planes. For a rotor whose center of mass lies between the correction planes, the total tolerance is divided in inverse proportion to the distance from the center of mass to each plane; for a symmetrical rotor this is simply half in each plane — about 500 g·mm per plane in the example above. Neither plane should be allocated more than 70% or less than 30% of Uper.
Typical grades: G 0.4 — gyroscopes, spindles of precision grinders · G 1 — grinding-machine spindles, precision armatures · G 2.5 — turbines, turbo-generators, machine-tool drives · G 6.3 — general engineering: fans, pump impellers, flywheels, standard electric motors · G 16 — cardan shafts with special requirements, agricultural machinery, crushers · G 40 — car wheels, drive shafts (cardan shafts) · G 100 — crankshaft drives of high-speed diesel engines.
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.
The most widely used standard for permissible vibration levels of industrial machines is ISO 20816-3 (formerly ISO 10816-3). It covers machines above 15 kW running at 120–15,000 rpm, and it classifies them in two dimensions: by power group (Group 1 — above 300 kW; Group 2 — 15 to 300 kW) and by support type (rigid or flexible). Each combination has its own A/B, B/C and C/D zone boundaries in mm/s RMS. Machines outside this scope have dedicated parts of the series (turbine sets — ISO 20816-2, hydraulic machines, reciprocating machines, pumps) or product standards such as ISO 14694 for industrial fans.
For general machines evaluated on non-rotating parts, the classic ISO 10816-1 zones (now part of ISO 20816-1) give the following boundaries of vibration velocity, mm/s RMS:
| Klass | A/B | B/C | C/D |
|---|---|---|---|
| Class I (small machines, up to 15 kW) | 0.71 | 1.80 | 4.50 |
| Class II (medium machines, 15–75 kW) | 1.12 | 2.80 | 7.10 |
| Class III (large machines, rigid foundation) | 1.80 | 4.50 | 11.20 |
| Class IV (large machines, flexible foundation) | 2.80 | 7.10 | 18.00 |
Zone A corresponds to the vibration of new machines; zone B is acceptable for unrestricted long-term operation; zone C allows only restricted operation; zone D indicates vibration severe enough to cause damage.
Standarder och referenser
- ISO 21940-11:2016 — Mechanical vibration — Rotor balancing — Part 11: Procedures and tolerances for rotors with rigid behaviour. (Replaces ISO 1940-1, which is withdrawn.) G-grades and tolerance calculator →
- ISO 21940-2 — Mechanical vibration — Rotor balancing — Part 2: Vocabulary. (Definitions of static, couple, quasi-static and dynamic unbalance.)
- ISO 20816-1:2016 — Mechanical vibration — Measurement and evaluation of machine vibration — Part 1: General guidelines. (Replaces ISO 10816-1 and ISO 7919-1.) Evaluation zones →
- ISO 20816-3:2022 — Mechanical vibration — Measurement and evaluation of machine vibration — Part 3: Industrial machines with nominal power above 15 kW and nominal speeds between 120 r/min and 15 000 r/min. (Replaces ISO 10816-3:2009.)
- ISO 14694:2003 — Industrial fans — Specifications for balance quality and vibration levels.
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 is enough for disk-shaped rotors, where the axial length of the rotor is small compared with the diameter — as a rule of thumb L/D < 0.5 — and the service speed is well below the first critical speed. Typical examples: a grinding wheel, a single-disk fan impeller, a pulley, a car wheel. Such a rotor carries almost purely static unbalance.
Två flygplan are required for elongated rotors (L/D ≥ 0.5), for any rotor with two or more impellers or disks spaced along the shaft, and whenever the vibration phase at the two bearings differs markedly — a sign of a couple component. A rigid rotor never needs more than two planes.
When in doubt, measure both bearings: if a one-plane correction reduces the vibration at one bearing and increases it at the other, the rotor has a couple component and needs two-plane balancing.
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.
- For rigid rotors, two-plane balancing is the general solution for dynamic unbalance (the combination of static + couple).
