Содержание статьи
Введение: почему вибрация оборудования требует внимания
Вибрация промышленного оборудования является одним из наиболее значимых индикаторов технического состояния механических систем. Современные исследования показывают, что вибрационный анализ представляет собой наиболее распространенный метод предиктивного обслуживания, позволяющий обнаруживать дефекты на ранних стадиях развития. Согласно данным исследований, проведенных в 2024-2025 годах, приблизительно 40 процентов всех поломок оборудования связаны с проблемами подшипников, которые могут быть выявлены через мониторинг вибрации.
Вибрационные сигналы содержат ценную информацию о состоянии машины, включая источник неисправности и её серьезность. Каждый компонент машины производит уникальный вибрационный сигнал, и отклонения от нормальной вибрационной характеристики указывают на потенциальные проблемы. Частота и интенсивность вибраций меняются в зависимости от типа и тяжести дефекта, что позволяет специалистам определять необходимые меры технического обслуживания.
Дисбаланс вращающихся частей
Дисбаланс представляет собой неравномерное распределение массы вращающегося элемента относительно оси вращения. Это одна из наиболее частых причин повышенной вибрации в промышленном оборудовании. Когда центр масс смещен относительно геометрической оси вращения, возникают центробежные силы, вызывающие вибрацию во всех радиальных направлениях.
Типы дисбаланса
Существует два основных типа дисбаланса. Статический дисбаланс, также известный как одноплоскостной дисбаланс, возникает когда центр масс смещен от оси вращения, но остается в плоскости, перпендикулярной оси. Это можно представить как дисковидную деталь с грузом, прикрепленным к краю. Динамический дисбаланс, или двухплоскостной дисбаланс, более сложен и возникает когда центр масс смещен как радиально, так и осево.
| Характеристика | Статический дисбаланс | Динамический дисбаланс |
|---|---|---|
| Определение | Неравномерность массы в одной плоскости | Неравномерность массы в двух и более плоскостях |
| Характерная частота | 1X частоты вращения вала | 1X частоты вращения вала |
| Направление вибрации | Преимущественно радиальное и тангенциальное | Радиальное, тангенциальное и осевое |
| Соотношение длины к диаметру | Менее 0.5 | Более 0.5 |
| Метод балансировки | Одноплоскостная балансировка | Двухплоскостная балансировка |
Диагностические признаки дисбаланса
Основным признаком дисбаланса является повышенная вибрация на частоте вращения вала (обозначается как 1X). Вибрация проявляется преимущественно в радиальном и тангенциальном направлениях, при этом осевая вибрация остается относительно низкой. Если амплитуда вибрации на частоте 1X увеличивается со временем в радиальном или тангенциальном направлении, но не в осевом, это указывает на развивающийся дисбаланс.
Расчет допустимого остаточного дисбаланса
Согласно стандарту ISO 21940-11, допустимый остаточный дисбаланс рассчитывается по формуле:
Uper = eper × M
где:
Uper - допустимый остаточный дисбаланс (г·мм)
eper - удельный эксцентриситет для класса точности балансировки (мкм)
M - масса ротора (кг)
Пример расчета: Для крыльчатки насоса весом 28 кг (28000 г), работающей при 3600 об/мин, рекомендуемый класс балансировки G-6.3. Удельный эксцентриситет eper = 6300 мм/с ÷ (2π × 3600/60) = 16.7 мкм. Допустимый остаточный дисбаланс: Uper = 16.7 мкм × 28000 г = 467 г·мм или приблизительно 0.47 унций-дюймов.
Практический пример
На промышленном вентиляторе с частотой вращения 1800 об/мин была зафиксирована повышенная вибрация. Спектральный анализ показал доминирующий пик на частоте 30 Гц (1800 об/мин ÷ 60 = 30 Гц), что соответствует однократной частоте вращения. Вибрация была высокой в горизонтальном и вертикальном направлениях, но низкой в осевом. Балансировка крыльчатки снизила общий уровень вибрации на 75 процентов, что подтвердило диагноз дисбаланса.
Износ подшипников
Подшипники качения являются критически важными компонентами вращающегося оборудования, и их износ представляет собой одну из основных причин отказов машин. Исследования показывают, что неисправности подшипников ответственны приблизительно за 40 процентов всех поломок оборудования. Подшипники в оптимальном состоянии производят низкий уровень вибрации, но при возникновении дефектов или износа вибрационные характеристики изменяются, а общие уровни вибрации возрастают.
Стадии развития дефектов подшипников
Развитие дефектов подшипников происходит в несколько стадий. На первой стадии возникают микроскопические дефекты, которые генерируют ультразвуковые частоты выше 20 кГц. Эти дефекты пока малы, и рекомендуется усиленный контроль смазки и мониторинг состояния. На второй стадии высокоэнергетические удары начинают возбуждать собственные частоты подшипника, обычно в диапазоне от 5 кГц и выше. На этом этапе эффективен метод огибающего анализа для выявления пиков в спектре. На третьей стадии в спектре появляются боковые полосы вокруг характерных частот подшипника, что указывает на приближение к критической стадии износа.
| Тип дефекта | Характерная частота | Диагностические признаки | Частотный диапазон |
|---|---|---|---|
| Дефект внешнего кольца | BPFO = n × N × (1 + (d/D) × cos α) / 2 | Синхронные пики с частотой вращения | Средние частоты (1-5 кГц) |
| Дефект внутреннего кольца | BPFI = n × N × (1 - (d/D) × cos α) / 2 | Модуляция частотой вращения вала | Средние частоты (1-5 кГц) |
| Дефект тел качения | BSF = (D/d) × N × (1 - (d/D)² × cos² α) / 2 | Импульсы с удвоенной частотой | Высокие частоты (5-20 кГц) |
| Дефект сепаратора | FTF = N × (1 - (d/D) × cos α) / 2 | Низкочастотная модуляция | Низкие частоты (0.3-0.5 × частота вращения) |
| Недостаточная смазка | Широкополосный шум | Высокочастотная энергия 1-20 кГц | Высокие частоты (1-20 кГц) |
Пояснение к формулам:
n - количество тел качения в подшипнике
N - частота вращения вала (об/с)
d - диаметр тел качения (мм)
D - диаметр делительной окружности подшипника (мм)
α - угол контакта (обычно 0° для радиальных подшипников)
Расчет характерных частот подшипника
Пример расчета для подшипника 6205:
Параметры подшипника: 10 шариков, диаметр шарика 7.94 мм, делительный диаметр 39 мм, угол контакта 0°, частота вращения 1500 об/мин (25 об/с).
BPFO = 10 × 25 × (1 + (7.94/39) × cos 0°) / 2 = 10 × 25 × 1.204 / 2 = 150.5 Гц
BPFI = 10 × 25 × (1 - (7.94/39) × cos 0°) / 2 = 10 × 25 × 0.796 / 2 = 99.5 Гц
FTF = 25 × (1 - (7.94/39) × cos 0°) / 2 = 25 × 0.796 / 2 = 9.95 Гц
При обнаружении пиков на этих частотах в спектре вибрации можно диагностировать конкретный тип дефекта подшипника.
Практический пример диагностики
На чиллере мощностью 1250 тонн с частотой вращения 1489 об/мин была обнаружена неисправность внешнего кольца подшипника на свободном конце двигателя. Вибрационный анализ показал характерные пики на частоте BPFO и её гармониках. Дефект был обнаружен с использованием стандартного портативного оборудования для вибрационного анализа. Ранняя диагностика позволила запланировать техническое обслуживание и избежать катастрофического отказа, который мог привести к длительному простою системы кондиционирования.
Выбор качественных подшипников для минимизации вибрации
Правильный подбор подшипников играет критическую роль в предотвращении вибрационных проблем. Компания Иннер Инжиниринг предлагает широкий ассортимент подшипников для различных применений. В нашем каталоге представлены роликовые подшипники для тяжелых радиальных нагрузок, шариковые подшипники для высокоскоростных применений, а также специализированные решения: высокотемпературные подшипники для работы в экстремальных условиях и подшипники скольжения для применений с ударными нагрузками. Для систем линейного перемещения доступны линейные подшипники, обеспечивающие точность позиционирования. Использование качественных подшипников от проверенных производителей, таких как NSK, SKF, KOYO и других, представленных в нашем каталоге корпусных подшипников, существенно снижает вероятность возникновения вибрационных проблем и продлевает межремонтные интервалы оборудования.
Ослабление крепления
Механическое ослабление представляет собой состояние, при котором вал, фундамент или компонент становятся недостаточно закрепленными, что приводит к чрезмерной вибрации и ускоренному износу подшипников, уплотнений и других деталей. Ослабление является распространенной проблемой в промышленном оборудовании и может быть вызвано усталостью материала, неправильной установкой или воздействием вибрации от других источников.
Типы механического ослабления
Существует несколько типов механического ослабления. Ослабление между валом и подшипником характеризуется появлением нескольких гармоник частоты вращения, где доминирующей часто является третья гармоника (3X частоты вращения). Ослабление между подшипником и корпусом проявляется появлением нескольких гармоник, при этом наиболее значительными являются первая (1X) и четвертая (4X) гармоники. Ослабление фундамента или крепежных элементов приводит к высокому уровню вибрации во всех направлениях с множественными гармониками.
| Тип ослабления | Характерные частоты | Направление вибрации | Дополнительные признаки |
|---|---|---|---|
| Вал-подшипник | Множественные гармоники (3X доминирует) | Все направления | Субгармоники 0.5X, несинхронные пики |
| Подшипник-корпус | 1X и 4X доминируют | Радиальное и тангенциальное | Амплитуда изменяется с нагрузкой |
| Крепление к фундаменту | Высокие гармоники до 10X и более | Все направления, включая осевое | Видимое движение при работе |
| Излишний зазор | 0.5X, 1.5X, 2.5X и другие субгармоники | Преимущественно радиальное | Модуляция FTF подшипника |
Диагностика механического ослабления
Диагностические признаки ослабления достаточно прямолинейны. Основным индикатором является наличие гармоник частоты вращения вала, превышающих нормальный уровень в любом направлении. Поскольку эти гармоники лучше всего видны в низкочастотном диапазоне, рекомендуется сравнивать гармоники 1X в этом диапазоне. Если амплитуда гармоник 1X растет со временем в любом или всех направлениях, это указывает на развивающееся ослабление.
Практический пример
На промышленном насосе с рабочей скоростью 1200 об/мин был обнаружен повышенный уровень вибрации. Спектральный анализ показал доминирующие пики на частотах 20 Гц (1X), 40 Гц (2X), 60 Гц (3X) и 80 Гц (4X), при этом пик на 3X имел наибольшую амплитуду. Визуальный осмотр выявил ослабленные болты крепления насоса к раме. После затяжки всех крепежных элементов согласно спецификации производителя уровень вибрации снизился на 60 процентов, а множественные гармоники практически исчезли из спектра.
Резонанс конструкции
Резонанс представляет собой явление, при котором объект или система подвергается воздействию внешней силы или вибрации, частота которой совпадает с собственной частотой системы. Когда это происходит, объект или система поглощает энергию от внешней силы и начинает вибрировать с большой амплитудой. Резонанс является одной из наиболее разрушительных причин вибрации и может привести к катастрофическим отказам оборудования.
Природа резонанса и собственных частот
Каждая машина и несущая конструкция имеет собственную частоту или несколько собственных частот. Масса и жесткость определяют резонансные частоты в машине и поддерживающих конструкциях. Собственная частота - это частота, на которой объект будет продолжать вибрировать после удара. Все механические объекты и системы имеют собственную частоту. Когда вы стимулируете объект на той же частоте, что и его собственная частота, возникает резонанс - явление, которое усиливает вибрацию.
Расчет собственной частоты простой системы
Для простой системы масса-пружина собственная частота рассчитывается по формуле:
fn = (1/2π) × √(k/m)
где:
fn - собственная частота (Гц)
k - жесткость пружины (Н/м)
m - масса (кг)
Пример расчета: Система с массой 50 кг и жесткостью 200000 Н/м имеет собственную частоту:
fn = (1/2π) × √(200000/50) = (1/6.28) × √4000 = 0.159 × 63.2 = 10.05 Гц
Это означает, что если на систему будет действовать сила с частотой около 10 Гц, произойдет резонанс.
| Метод диагностики | Описание | Преимущества | Условия применения |
|---|---|---|---|
| Ударный тест | Удар по конструкции молотком и измерение отклика | Простота выполнения, быстрый результат | Оборудование должно быть остановлено |
| Тест с инструментальным молотком | Использование калиброванного молотка с датчиком силы | Точное измерение входной силы | Требуется двухканальный анализатор |
| Выбег оборудования | Наблюдение за вибрацией при остановке | Выявляет резонанс в рабочем диапазоне | Возможность безопасной остановки |
| Разгон оборудования | Наблюдение за вибрацией при запуске | Наблюдение всех резонансов до рабочей скорости | Контролируемый запуск |
| Диаграмма Боде | Анализ амплитуды и фазы при изменении скорости | Показывает изменение фазы на 180° при резонансе | Требуется тахометр и анализатор |
Характерные признаки резонанса
Резонанс имеет специфические диагностические признаки. Если машина работает в состоянии резонанса, уровни вибрации будут значительно усилены. Исследования показывают, что резонанс может усиливать вибрацию в 2-5 раз или более, даже если входные силы низки. Во время разгона машина будет постепенно увеличивать вибрацию, но резонанс заставит вибрацию внезапно возрасти при достижении конечной скорости. При выбеге, когда частота вращения незначительно отдаляется от собственной частоты, вибрация немедленно уменьшается.
Методы устранения резонанса
Существует несколько подходов к устранению резонанса. Можно увеличить собственную частоту путем повышения жесткости конструкции - это наиболее распространенное решение. Также возможно уменьшить собственную частоту путем снижения жесткости, хотя это применяется реже. Изменение рабочей скорости оборудования на 20-30 процентов может помочь, но обычно это невозможно. Увеличение демпфирования снижает амплитуду вибрации при резонансе, что эффективно для машин со стабильной скоростью. Установка динамического поглотителя создает противофазную силу, эффективно нейтрализующую первоначальную возбуждающую силу.
Практический пример
На вентиляторе с переменной скоростью была обнаружена чрезмерная вибрация при работе на скорости 1180 об/мин (19.7 Гц). Тест выбега показал пик вибрации при 19.5 Гц с изменением фазы на 180 градусов, что подтвердило резонанс. Анализ собственных частот системы выявил, что фундамент имел собственную частоту около 19.5 Гц. Проблема была решена путем добавления двух дополнительных опор к фундаменту, что увеличило жесткость и сдвинуло собственную частоту до 27 Гц. После модификации вибрация на рабочей скорости снизилась на 80 процентов.
Кавитация в насосах
Кавитация представляет собой явление, возникающее в насосных системах, которое характеризуется образованием и схлопыванием паровых пузырьков из-за колебаний давления. Это одна из наиболее разрушительных проблем в насосном оборудовании. Кавитация возникает, когда абсолютное статическое давление в некоторой точке рабочего колеса, обычно у передней кромки лопастей, падает ниже давления паров жидкости при преобладающей температуре.
Механизм развития кавитации
При нормальных атмосферных условиях жидкости имеют предсказуемое давление паров. Когда давление внутри насоса падает ниже давления паров жидкости, образуются пузырьки. Эти пузырьки схлопываются при достижении областей, где давление выше давления паров. В случае кавитации это образование и схлопывание является как быстрым, так и разрушительным. Маленькие пузырьки перемещаются к выходу лопастей и схлопываются в области высокого давления, создавая ударные волны высокой энергии.
| Частотный диапазон | Характеристика | Диагностическое значение | Метод обнаружения |
|---|---|---|---|
| 300000-650000 CPM (5-11 кГц) | Высокочастотные удары от схлопывания пузырьков | Раннее обнаружение начала кавитации | Акселерометр 10 мВ/g |
| 10-500 Гц | Вибрация на частоте вращения вала | Увеличение амплитуды при кавитации | Стандартный акселерометр 100 мВ/g |
| 5-10 кГц | Возбуждение резонансных частот подшипников | Вторичные эффекты кавитации | Огибающий анализ |
| Частота прохождения лопастей | Снижение амплитуды при развитой кавитации | Индикатор прогрессирования кавитации | FFT анализ |
Вибрационные характеристики кавитации
Кавитация создает характерный вибрационный профиль. Высокочастотные вибрации в диапазоне от 300000 до 650000 циклов в минуту часто присутствуют при начале кавитации. Другие распространенные неисправности насосов, такие как несоосность, дисбаланс и ослабление, являются среднечастотными дефектами, поэтому прерывистые высокочастотные измерения могут указывать на то, что проблема скорее связана с кавитацией. Энергия вибрации в высокочастотных диапазонах 5-10 кГц и 10-25 кГц увеличивается по мере снижения числа кавитации.
Определение критического числа кавитации
Критическая точка кавитации определяется по падению напора на 3 процента от номинального значения. Однако исследования показывают, что вибрационный анализ выявляет кавитацию значительно раньше, чем это отражается в кривой напора. Число кавитации σ определяется как:
σ = (NPSHдоступный - NPSHтребуемый) / H
где:
NPSH - чистая положительная высота всасывания (м)
H - напор насоса (м)
При σ < 0.5 кавитация становится явно выраженной, при σ < 0.3 наступает критическая стадия с сильной эрозией рабочего колеса.
Методы обнаружения кавитации
Современные исследования показывают эффективность нескольких методов обнаружения кавитации. Вибрационный анализ с мониторингом дискретных частот, соответствующих частоте вращения насоса и первой лопастной частоте, позволяет обнаружить кавитацию онлайн. При переходе от режима без кавитации к режиму с кавитацией амплитуда вибрации на частоте вращения увеличивается, в то время как на лопастной частоте она уменьшается. Акустический анализ дополняет вибрационный, обеспечивая независимую проверку состояния кавитации. Анализ тока двигателя предлагает упрощенный путь передачи сигнала и более высокое отношение сигнал-шум.
Практический пример
На центробежном насосе с наклонной улиткой были проведены эксперименты по изучению характеристик вибрации, вызванной кавитацией. Исследование показало, что при различных расходах тренды вибрации в переменных частотных диапазонах заметно отличаются. Критическая точка, определенная по уровню вибрации, оказалась значительно больше, чем определенная по 3-процентному падению напора, что указывает на то, что кавитация возникает намного раньше, чем это отражается в кривой напора. Высокочастотные сигналы увеличиваются практически одновременно с возникновением кавитации, что делает их эффективным средством раннего обнаружения.
Методы диагностики вибрации
Современная диагностика вибрации оборудования основывается на комплексном подходе, включающем различные методы и инструменты. Анализ вибрации обычно состоит из трех основных этапов: сбор данных, обработка сигналов и распознавание неисправностей. Каждый из этих этапов требует специализированного оборудования и методологий.
Виброанализ: основные методы
Вибрационный анализ включает несколько ключевых параметров. Ускорение придает большее значение высоким частотам и является основным параметром для обнаружения дефектов подшипников и зубчатых передач. Скорость (среднеквадратичное значение) представляет собой наиболее сбалансированный параметр и часто используется для общей оценки состояния машины. Перемещение акцентирует внимание на низких частотах и применяется для анализа дисбаланса вращающихся частей.
| Метод анализа | Область применения | Преимущества | Ограничения |
|---|---|---|---|
| Временной анализ (RMS, пик, пик-пик) | Общая оценка состояния, тренды | Простота, быстрота, раннее обнаружение изменений | Не указывает конкретный источник проблемы |
| Частотный анализ (FFT) | Идентификация конкретных дефектов | Точное определение источника вибрации | Требует экспертной интерпретации |
| Огибающий анализ | Ранняя диагностика подшипников, зубчатых передач | Выявление импульсов низкой энергии | Требует специальной обработки сигнала |
| Орбитальный анализ | Диагностика подшипников скольжения | Визуализация траектории вала | Требует двух датчиков под углом 90° |
| Резонансный анализ | Выявление собственных частот | Предотвращение резонансных проблем | Требует остановки оборудования |
| Анализ модуляции | Обнаружение изменяющихся нагрузок, биений | Выявление взаимодействия компонентов | Сложная интерпретация |
Инфракрасная термография в диагностике вибрации
Инфракрасная термография представляет собой неинвазивный метод диагностики, который измеряет излучение в инфракрасном спектральном диапазоне и соотносит его с фактической температурой объекта. Когда состояние вращающейся машины ухудшается, генерируется тепловая энергия, значительно превышающая нормальную, из-за увеличения трения между компонентами или других факторов. Исследования показывают, что инфракрасная термография может эффективно обнаруживать различные неисправности оборудования.
| Дефект оборудования | Термографические признаки | Вибрационные признаки | Комплексная диагностика |
|---|---|---|---|
| Несоосность | Повышенная температура в области муфты (10-25°C выше нормы) | Высокие гармоники 2X и 3X в осевом направлении | Оба метода подтверждают диагноз |
| Износ подшипника | Локальное повышение температуры (15-40°C выше нормы) | Характерные частоты BPFO, BPFI в высокочастотном диапазоне | Термография - ранняя стадия, вибрация - точная локализация |
| Недостаточная смазка | Равномерное повышение температуры подшипника (20-50°C выше нормы) | Широкополосный шум 1-20 кГц | Термография обнаруживает раньше |
| Дисбаланс ротора | Видимая вибрация на тепловизоре, повышение температуры подшипников (5-15°C) | Доминирующая частота 1X в радиальном направлении | Вибрация - основной метод, термография - подтверждение |
| Электрические проблемы | Горячие точки на обмотках, контактах (30-100°C выше нормы) | Частота линии питания и её гармоники | Термография - первичный метод |
Комплексный подход к диагностике
Современные исследования подчеркивают важность комбинированного подхода. Вибрационный анализ отлично подходит для определения механических неисправностей, таких как дисбаланс, несоосность и дефекты подшипников. Инфракрасная термография эффективна для обнаружения проблем со смазкой, перегрева подшипников и электрических неисправностей. Совместное использование обоих методов обеспечивает более полную картину состояния оборудования.
Практический пример комплексной диагностики
На промышленном двигателе мощностью 75 кВт была обнаружена аномальная работа. Вибрационный анализ показал повышенные уровни на частотах BPFO подшипника на свободном конце вала, указывая на развивающийся дефект внешнего кольца. Одновременно инфракрасное сканирование выявило температуру подшипника на 28°C выше нормальной рабочей температуры. Термографический анализ также обнаружил неравномерное распределение температуры по поверхности подшипника, что подтвердило локальный характер дефекта. Комбинация методов позволила не только точно идентифицировать проблему, но и оценить её серьезность, что способствовало своевременному планированию ремонта.
Балансировка крыльчатки
Балансировка крыльчатки насоса является критически важной процедурой для обеспечения оптимальной работы, энергоэффективности и продолжительного срока службы насосного оборудования. Правильная балансировка рабочих колес имеет решающее значение для минимизации вибраций, снижения износа компонентов насоса и повышения общей производительности и надежности. Стандарт ISO рекомендует класс балансировки G-6.3 для крыльчаток насосов, хотя многие производители стремятся к более строгим стандартам.
Методы балансировки
Существует несколько методов балансировки рабочих колес насосов. Статическая балансировка включает добавление веса к крыльчатке для достижения баланса и обычно выполняется путем размещения небольших, точных грузов в определенных местах на рабочем колесе. Этот метод часто применяется в процессе производства или во время планового технического обслуживания. Динамическая балансировка представляет собой более сложный метод, который включает измерение динамических сил, генерируемых вращающейся крыльчаткой.
| Метод | Описание процесса | Применимость | Точность |
|---|---|---|---|
| Статическая балансировка | Добавление или удаление веса в одной плоскости | Диски, узкие роторы (L/D < 0.5) | Средняя, достаточная для низких скоростей |
| Одноплоскостная динамическая | Балансировка на оправке в одной коррекционной плоскости | Одиночные рабочие колеса | Хорошая для большинства применений |
| Двухплоскостная динамическая | Коррекция в двух плоскостях для устранения пары | Длинные роторы, многоступенчатые насосы | Высокая, необходима для высоких скоростей |
| Балансировка на месте | Балансировка установленного ротора в собственных подшипниках | Крупное оборудование, полевые условия | Зависит от условий, учитывает все факторы сборки |
Процесс динамической балансировки
Процесс динамической балансировки начинается с установки крыльчатки на балансировочный станок, обычно горизонтальный консольный балансировщик для рабочих колес. Крыльчатка монтируется на опорах с роликовыми подшипниками, которые позволяют узлу свободно вращаться внутри машины. Ремень, связанный с приводным двигателем машины, затем присоединяется к специальной точке привода на рабочем колесе. Когда крыльчатка приводится в движение, прецизионные датчики измеряют степень дисбаланса в каждой точке вращения.
Определение класса балансировки и допусков
Для определения допустимого дисбаланса используется формула согласно ISO 21940-11:
eper = G × 9549 / N
где:
eper - допустимый удельный эксцентриситет (мкм)
G - класс балансировки (мм/с)
N - частота вращения (об/мин)
Пример для крыльчатки насоса:
Вес: 28 кг, скорость: 3600 об/мин, класс G-6.3
eper = 6.3 × 9549 / 3600 = 16.7 мкм
Uper = 16.7 мкм × 28 кг = 467 г·мм
Для более строгого класса G-2.5:
eper = 2.5 × 9549 / 3600 = 6.6 мкм
Uper = 6.6 мкм × 28 кг = 185 г·мм
Практические аспекты балансировки
При балансировке рабочих колес важно учитывать несколько факторов. Точность центрирования детали имеет решающее значение. Цанговая оснастка обеспечивает центрирование в пределах плюс-минус 0.00002 дюйма (0.5 мкм), что обеспечивает повторяемость результатов при снятии и повторной установке детали. Для крыльчаток, работающих на низких скоростях, существует менее затратная альтернатива - твердая посадка на штырь, хотя точность при этом ниже.
| Рекомендуемый класс балансировки | Тип оборудования | Скорость вращения | Применение |
|---|---|---|---|
| G-16 | Тихоходные роторы | До 950 об/мин | Крупные тихоходные насосы, вентиляторы |
| G-6.3 | Крыльчатки насосов, роторы | 950-3600 об/мин | Стандартные центробежные насосы |
| G-2.5 | Прецизионные роторы | 3600-7200 об/мин | Высокоскоростные насосы, турбокомпрессоры |
| G-1.0 | Высокоточные роторы | Выше 7200 об/мин | Прецизионные шпиндели, турбины |
Практический пример балансировки
Рабочее колесо многоступенчатого насоса весом 12 кг и скоростью вращения 5400 об/мин было установлено на балансировочный станок ProBal. Первоначальное измерение показало дисбаланс 850 г·мм в плоскости A и 620 г·мм в плоскости B. Согласно требованиям класса балансировки G-2.5, допустимый остаточный дисбаланс составлял 133 г·мм на плоскость. После снятия материала фрезерованием в указанных программным обеспечением местах, повторное измерение показало остаточный дисбаланс 45 г·мм в плоскости A и 38 г·мм в плоскости B, что значительно ниже допустимого значения. После установки в насос уровень вибрации снизился с 8.5 мм/с до 1.2 мм/с, что соответствует отличному состоянию оборудования.
Прецизионные валы для балансировочных систем
Качество балансировки во многом зависит от точности используемых компонентов. Компания Иннер Инжиниринг предлагает прецизионные валы с высокой точностью изготовления, которые используются в балансировочных станках и других высокоточных применениях. В нашем ассортименте представлены валы с опорой различных диаметров и конфигураций. Использование качественных валов в сборочных узлах критически важно для достижения требуемых параметров балансировки и минимизации остаточного дисбаланса.
