Балансировка «на коленях» или по международным стандартам

Эта упрощенная статья даст ответы на первостепенные вопросы касательно качества балансировки, возникающие в процессе приемки качества балансировки вновь приобретаемых или обслуживаемых агрегатов. Она базируется на толковательном чтении стандарта ISO 1940/1. Приведены иллюстрации для подчеркивания главных концепций этого стандарта.

Дисбаланс вращающихся машин происходит, когда осевая линия массы и геометрический центр не совпадают друг с другом. Несбалансированные роторы генерируют вибрацию, которая может привести к повреждению их деталей. Чтобы продлить жизнь агрегатов, вибрацию вследствие дисбаланса необходимо понизить до приемлемого уровня. Несмотря на возможность понизить дисбаланс до низких уровней, эти уровни или пределы должны быть определены.

Преувеличивать требования к качеству балансировки было бы неэкономичным решением. Тем не менее, при недооценке качества балансировки надежность и возможности агрегатов понизились бы. Более того, иногда требование слишком точной балансировки понижает возможности машины из-за того, что много необходимого времени уходит на ненужную балансировку. 



Вступление: Дисбаланс и вибрация 

Величина дисбаланса выражается формулой: 
U = m x r,где т = разбалансированная масса (в кг); 
r = расстояние от дисбалансной массы до осевой линии вала/ротора (в м). 
Где m = разбалансированная масса в (кг);

 

r = расстояние от дисбалансной массы до осевой линии вала/ротора (в м) 

Рисунок 1где: 

r = радиус (м); 
w = скорость (рад./сек.) т = масса (кг); 
т* r = количество (кг/м); 
F = усилие (N).Или F(кг)=0,01*m(г)*r(см)*(оборотов в минуту /1000)2.Вибрация вследствие дисбаланса = Усилие дисбаланса / Динамическая жесткость.


Нет-удобного для пользования узнаваемого общего отношения между дисбалансом 

ротора и вибрацией машины. Реагирование на дисбаланс существенно зависит от скорости, геометрических пропорций и распределения массы ротора, так же как и от динамической устойчивости вала, подшипников и фундамента. В большинстве случаев устойчивость машины не известна владельцам. Более того, объединение всех этих факторов действительно приведет к появлению усложненных уравнений между дисбалансом и результирующей вибрацией. Другими словами, значения вибрации дисбаланса будут различными, и будут зависеть от рабочей скорости, типа подшипников (например, жидкостная пленка или вращающийся элемент), фундамента и т.д., в то время как само количество дисбаланса постоянно и относится только к ротору. Итак, не следует упрощать вопрос определения предела качества балансировки и выражать его только через показания вибрации. Это особенно справедливо для новых машин, для которых не существует предшествующего опыта вибрации. Вибрационные стандарты, обычно используемые в промышленности, основывают свои критерии на реагировании на дисбаланс (амплитуда вибрации), независимо от устойчивости ротора и фундамента. Кроме того, нет ссылок на величину усилия, создаваемого дисбалансом, и массу ротора. При дисбалансе соотношения между массой, устойчивостью и вибрацией разбалансированного ротора основываются на параметре, называемом вектором влияния.

Дисбаланс: существующий и предельный Термин "Дисбаланс" имеет отношение к двум величинам. Первая величина - это предел приемлемости балансировки, обычно называемый разрешенным, или допустимым дисбалансом. Вторая величина - это существующий, или остаточный дисбаланс ротора. При приемочных испытаниях из этого безоговорочно следует:

 

Uпредельный  >  Uсуществующий   –  Качество дисбаланса в пределах допуска (приемлемое)

Uпредельный  <  Uсуществующий   –  Качество дисбаланса за пределами допуска

 

 

 


Данная статья посвящена описанию определения допустимого дисбаланса. Определению остаточного дисбаланса будет посвящена другая статья.

Методы определения качества балансировки

 

 

Допустимый дисбаланс можно определить на основании:

  • 1.истории или опыта, полученного при работе нескольких подобных машин (пределы вибрации могут быть получены из данных истории);
  • 2.допустимых усилий подшипников, заранее заданных на стадии их выбора;
  • 3.стандартов, таких как 1940/1 (обычно соблюдаемых в промышленности).

 

Качество балансировки на основании стандартизированных классов

Стандарт действителен только для жестких (1) роторов, и допустимые остаточные дисбалансы для гибких роторов им не определяются. Этим стандартом не охватываются ни источники ошибок балансировки, ни процедура балансировки. (Эта информация имеется в других стандартах). Стандарт балансировки определяет обобщенные классы, для которых в конкретных случаях подбираются роторы по способу их применения, их массе и скорости.
В общем, чем больше масса ротора, тем больше допустимый остаточный дисбаланс. Чтобы связать величину полного допустимого дисбаланса, U, с массой ротора, М, определён термин «величина удельного допустимого дисбаланса», u. Это максимальный предел отношения между количеством дисбаланса и единичной массой ротора. Он аналогичен удельной энтальпии или удельной энтропии, используемых в термодинамике. Математически он выражается формулой:
u = (eper =) U/M
где U= допустимый удельный дисбаланс ( иногда называемый эксцентриситетом массы) (um*кг/кг), U = полный допустимый дисбаланс ротора (um*кг),
Класс качества ( линии на рисунке) связывает максимальную рабочую скорость2 с допустимым удельным дисбалансом. Для конкретного класса, с возрастанием скорости ротора (вправо на рисунке) требования к u становятся жестче (вниз). Это означает, что допустимое количество дисбаланса уменьшается при увеличении скорости машины. Классы качества балансировки (линии) разделены между собой коэффициентом 2,5. Однако, иногда применяются между этими линиями.


 

Ось горизонтального отклонения = максимальная рабочая скорость ( оборотов в минуту ). Ось вертикального отклонения = удельный допустимый дисбаланс, u (g*мм/кг).

Количество

Символ

Единицы

Код класса баланса

G

мм/сек.

Масса ротора

M

кг

Дисбалансная масса

m

кг

(Полный) Допустимый дисбаланс

Uper

кг*мм

Удельный допустимый дисбаланс

u

um

(Полный) остаточный дисбаланс

Ures

кг*мм

Удельный остаточный дисбаланс

ures

мм


Общая процедура определения U
Описанные ниже этапы могут быть применены для всех роторов, независимо от распределения их массы и положения корректировочных плоскостей.
1.Соберите данные о конструкции агрегата и информацию о его работе 
(минимальные: скорость, масса и критичность).
2.С помощью таблицы 2 сравните эту информацию и решите, к какому классу баланса относится агрегат.
3.По рисунку 2 найдите линию класса и максимальную рабочую скорость.
4.Наложите максимальную рабочую скорость ротора и затем определите соответствующую величину допустимого удельного дисбаланса, u.
5.Помножьте u на массу ротора и получите полный допустимый дисбаланс, U.
6.Распределите U по плоскостям корректировки балансировки на основании конфигурации ротора.

Класс

Применение

G 16

Приводные валы (карданные валы) при наличии специальных требований. Детали дробильных машин. Детали сельскохозяйственных машин. Рабочее колесо грязевого или шламового насоса. Отдельные компоненты двигателей

(газовых или дизельных) для легковых автомобилей с шестью и более цилиндрами при наличии специальных требований.

G 6.3

Заводские машины для выполнения производственного процесса или их детали. Вентиляторы. Маховики. Рабочие колеса насосов. Металлорежущие станки и детали разных машин. Нормальные электрические роторы. Отдельные компоненты двигателей при наличии специальных требований. Зубчатые колёса главных морских турбин (торговый флот).

G 2.5

Газовые и паровые турбины, включая морские главные a href="http://www.turboboss.com.ua">турбины. Жесткие роторы турбогенераторов. Турбокомпрессоры. Приводы станков. Средней величины и большие электрические роторы при наличии специальных требований. Малые электрические роторы. Насосы, приводимые в движении турбинами.

G 1

Приводы шлифовальных станков. Малые электрические роторы при наличии специальных требований.

G 0.4

Шпиндели, диски и электрические роторы точных шлифовальных станков.



Примечания для этапа 8: Обратите внимание на то, что измерительные плоскости, плоскости подшипников и корректировочные (уравновешивающие) плоскости могут быть разными, и это не необычно. Полный допустимый разбаланс, О, следует распределить по определенным плоскостям, например, для корректировки балансировки. В этот этап входит серия расчетов, основанных на распределении массы ротора и расположении корректировочной плоскости. Обычно эти расчеты можно сократить и получить приблизительный результат. В случае использования двух корректировочных плоскостей полный допустимый разбаланс на одну плоскость должен приблизительно равняться 1/2 О. 


Кратчайший путь Далее описан кратчайший путь выполнения этапов 3, 4 и 5. Вместо того, чтобы с помощью графика определить величину удельного дисбаланса для данного номера G и рабочей скорости, а затем умножить на вес ротора (обращая внимание на то, что следует применять надлежащие единицы), U можно вычислить по следующей формуле: 
U (r*мм) = 9549 x G x М(кг)/(об./мин.) 


Пример: Найдите распределенный допустимый разбаланс ротора асинхронного 
электродвигателя в критическом состоянии, имея следующую информацию:
Рабочая скорость: 1800 об./мин., масса = 120 кг, тяжелые условия работы, имеются две уравновешивающие плоскости, расположенные близко к подшипникам и измерительным плоскостям. 
По таблице выбирается G 2.5. Для компенсации тяжелых условий нагрузки на данный электродвигатель максимальная рабочая скорость увеличена до 2000 об./мин. С помощью формулы, определяем: U = 9549* 2.5 * 120/2000 = 1432 г*мм.(Или другой метод: класс и скорость накладываются на график и находится и = 12г*мм/кг; затем эту величину умножаем на массу и получаем U = 12* 120 = 1440г*мм).Распределяя U на две плоскости методом приблизительных расчетов, получаем О1 = О2 = О/2 = 716 г*м. 


Предостережение: Эта статья ни коим образом не заменяет первоначальный стандарт. 


Дополнительно приводим полное название Стандарта: 
ISO 1940-1: Механическая вибрация - Требования к качеству баланса жестких роторов - Определение допустимого остаточного дисбаланса. (14 страниц). 

 

Производители