В случае многоременного привода неодинаковое натяжение ремней может привести к тому, что передаваемая на них вибрация будет усилена многократно.
Случаи, когда источниками вибрации являются сами ремни, связаны с их физическими дефектами: трещинами, местами уплотнения и размягчения, грязью на поверхности ремня, вырванным материалом с его поверхности и т.д. Для клиновидных ремней изменения их ширины будут приводить к тому, что ремень будет ездить вверх-вниз по дорожке шкива, создавая тем самым вибрацию вследствие изменения своего натяжения.
Если источником вибрации является сам ремень, частотами, на которых эта вибрация обнаруживается, обычно будут гармоники частоты вращения ремня. В конкретном случае частота возбуждения будет зависеть от природы дефекта, а также от числа шкивов, включая натяжные.
В некоторых случаях амплитуда вибрации может быть нестабильна. Особенно это справедливо для многоременной передачи.
Приложение D
(справочное)
ЗАВИСИМОСТЬ ВИБРАЦИИ ОТ ТИПА ОПОРЫ ВЕНТИЛЯТОРА
Правильный выбор конструкции опоры или основания вентилятора необходим для его плавной, безотказной работы. Для обеспечения соосности вращающихся узлов при установке вентилятора, электродвигателя и других устройств привода используют рамную конструкцию из строительной стали или основание из железобетона. Иногда попытка сэкономить при строительстве опоры приводит к невозможности поддерживать требуемую соосность узлов машины. Это особенно неприемлемо в случае, когда вибрация чувствительна к изменению степени соосности, в частности для машин, состоящих из отдельных частей, соединенных вместе металлическими креплениями.
Фундамент, на который положено основание, также может оказывать влияние на вибрацию вентилятора и двигателя. Если собственная частота колебаний фундамента близка к частоте вращения вентилятора или двигателя, фундамент в процессе работы вентилятора будет резонировать. Это можно обнаружить, если проводить измерения вибрации на некотором расстоянии друг от друга по всему фундаменту, окружающему полу и на опорах вентилятора. Часто в условиях резонанса вертикальная составляющая вибрации существенно превышает горизонтальную. Вибрацию можно погасить, выполнив конструкцию фундамента более жесткой или увеличив его массу. Даже при условии устранения дисбаланса и несоосности соединений, позволяющего уменьшить вынуждающие силы, предпосылки возникновения значительной вибрации могут существовать. Это означает, что если вентилятор вместе со своей опорой близки к резонансу, для достижения приемлемых значений вибрации будут необходимы более точная балансировка и более точное центрирование валов, чем это требуется обычно для данных машин. Такое положение нежелательно, и его следует избегать, увеличивая массу и (или) жесткость конструкции опоры или бетонного блока.
Приложение E
(справочное)
ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА ДИСБАЛАНСОВ
Пример 1
Осевой вентилятор теплообменника с колесом массой M = 25 кг, диаметром 1000 мм и максимальной частотой вращения 1800 должен быть статически уравновешен размещением массы на расстоянии r = 180 мм от оси. Каковы пределы изменения корректирующей массы?
Для класса точности балансировки - G 6,3 (см. график на рисунке E.1, взятый из ГОСТ ИСО 1940-1) максимально допустимое значение удельного дисбаланса для частоты вращения 1800 (30 ) равно 32 мкм.
Рисунок E.1. Допустимое значение удельного дисбаланса
для разных классов точности балансировки
Соответственно максимальное значение корректирующей массы определяют по формуле
.
Пример 2
Рисунок E.2 иллюстрирует процесс динамической балансировки многолопастного колеса массой 2,5 кг, диаметром 250 мм и максимальной частотой вращения 3600 (60 ). Две корректирующие массы должны быть размещены на расстоянии 110 мм от оси в плоскостях, отстоящих друг от друга на расстоянии а = 150 мм.
Примечание. Значения дисбалансов в г x мм.
Рисунок E.2. Коррекция динамической неуравновешенности
Начальная динамическая неуравновешенность ротора определена через главный вектор дисбалансов 240 г x мм на расстоянии 50 мм от первой плоскости коррекции и пару кососимметричных дисбалансов 120 г x мм в плоскостях коррекции под прямым углом к главному вектору дисбалансов.
Для устранения статической неуравновешенности в плоскостях коррекции размещают корректирующие массы, вносящие суммарный дисбаланс 240 г x мм, направленный противоположно главному вектору начального дисбаланса. Распределение корректирующих масс должно быть таким, чтобы создать равные по модулю, но противоположно направленные моменты относительно центра масс, т.е. 160 г x мм и 80 г x мм (160 г x мм x 50 мм = 80 г x мм x 100 мм).
Для устранения моментной неуравновешенности в каждой плоскости коррекции размещают корректирующие массы, создающие пару кососимметричных дисбалансов по 120 г x мм и направленные противоположно кососимметричным дисбалансам начальной моментной неуравновешенности.
Суммирование векторов дисбалансов, внесенных корректирующими массами, дает значения 200 и 144 г x м в плоскостях коррекции в направлениях, как показано на рисунке E.2. Это позволяет определить значения корректирующих масс:
; .
Пример 3
То же колесо (рисунок E.2), установленное консольно относительно корпуса массой 1,5 кг с подшипниковыми опорами на расстоянии 80 мм друг от друга.
Если колесо должно быть уравновешено в соответствии с классом точности G 6,3, то значение удельного дисбаланса для частоты вращения 60 не должно превышать 16 г x мм/кг.
Предельное значение модуля главного вектора дисбаланса:
.
Предельное значение модуля главного момента дисбаланса:
.
И в том, и в другом случае это составляет одну шестую часть начальных дисбалансов из примера 2.
В случае статической неуравновешенности предельно допустимый дисбаланс обусловит появление эквивалентной силы реакции опор, сосредоточенной посередине между подшипниками <*>. Результат действия на ротор <**> этих двух противоположно направленных сил, вызванных дисбалансом и реакцией подшипниковых опор, будет эквивалентен действию главного момента дисбаланса, модуль которого равен 40 x 140 = 5600 г x мм2.
--------------------------------
<*> Здесь предполагается, что допустимое значение дисбаланса, определяемое на основе класса точности балансировки, распределено между плоскостями допуска, что противоречит рекомендациям ГОСТ ИСО 1940-1.
<**> Здесь исправлено неверное утверждение оригинала - ИСО 14694:2203, - будто эквивалентный главный момент дисбаланса действует не на ротор, а на подшипники.
Приложение F
(рекомендуемое)
РУКОВОДСТВО ПО КОНТРОЛЮ
ВИБРАЦИОННОГО СОСТОЯНИЯ И ДИАГНОСТИКЕ
Основной принцип контроля вибрационного состояния машин (далее - состояние) заключается в наблюдении за результатами правильно спланированных измерений, чтобы иметь возможность выявить тенденцию к нарастанию уровня вибрации и рассмотреть ее с точки зрения появления возможных проблем. Контроль применим в тех ситуациях, когда повреждения развиваются медленно и ухудшение состояния механизма проявляется через физические признаки, доступные измерению.
Вибрацию вентиляторов, являющуюся следствием развития физических дефектов, можно контролировать через некоторые заданные промежутки времени, а при обнаружении повышения уровня вибрации увеличить частоту наблюдений и провести детальный анализ состояния. При этом причины изменения вибрации могут быть обнаружены на основе анализа частотного состава вибрации, что позволяет определить перечень необходимых мер и запланировать их выполнение задолго до того, как повреждение достигнет серьезных размеров. Обычно принятие мер считают необходимым, когда уровень вибрации повышается по сравнению с базовым в 1,6 раза или на 4 дБ.
Программа контроля состояния состоит из нескольких этапов, которые кратко могут быть сформулированы следующим образом:
a) идентифицировать состояние вентилятора и определить базовый уровень вибрации (он, возможно, будет отличаться от уровня, полученного в ходе заводских испытаний, вследствие разных способов установки и т.д.);
b) выбрать точки измерений вибрации;
c) определить периодичность наблюдений (измерений);
d) установить порядок регистрации информации;
e) определить критерии оценки вибрационного состояния вентилятора, предельные значения для абсолютной вибрации и для изменений вибрации, обобщить опыт эксплуатации машин аналогичного типа.
Поскольку на скоростях, не приближающихся к критической, вентиляторы работают обычно без каких-либо проблем, уровень вибрации не должен существенно изменяться при небольшом изменении скорости или нагрузки, но важно учесть, что в случае, когда вентилятор работает с переменной частотой вращения, установленные предельные уровни вибрации относятся к максимальной рабочей частоте вращения. Если в рамках установленного допуска на вибрацию максимальная частота вращения не может быть достигнута, это может служить признаком наличия какой-либо серьезной проблемы и нуждаться в специальном исследовании.
Некоторые рекомендации по диагностированию, приведенные в Приложении C, основаны на опыте эксплуатации вентиляторов и предназначены для последовательного применения при анализе причины повышенной вибрации.
Для качественной оценки вибрации конкретного вентилятора и определения руководства для последующих действий могут быть использованы границы зон вибрационного состояния, установленные ГОСТ ИСО 10816-1.
Следует ожидать, что для новых вентиляторов уровни их вибрации будут лежать ниже предельных значений, приведенных в таблице 3. Эти значения соответствуют границе зоны А вибрационного состояния по ГОСТ ИСО 10816-1. Рекомендуемые значения для уровней предупреждения и останова установлены исходя из анализа информации, собранной по вентиляторам конкретных видов.
Приложение G
(рекомендуемое)
ВОЗМОЖНОСТЬ СНИЖЕНИЯ ТРЕБОВАНИЙ
К ВИБРАЦИИ И КАЧЕСТВУ БАЛАНСИРОВКИ
Изготовителю вентиляторов нет необходимости проводить точную балансировку колеса вентилятора для заказчика, который предъявляет пониженные требования к качеству балансировки и уровню вибрации. По соглашению между изготовителем и заказчиком ими могут быть использованы более высокие предельные значения, но рекомендуется, чтобы допустимое значение дисбаланса, указанное в таблице 2, было увеличено не более чем в 2,5 раза, а допустимый уровень вибрации, указанный в таблице 5, - не более чем в 1,6 раза.
Приложение H
(справочное)
СВЕДЕНИЯ О СООТВЕТСТВИИ
ССЫЛОЧНЫХ МЕЖДУНАРОДНЫХ СТАНДАРТОВ
МЕЖГОСУДАРСТВЕННЫМ СТАНДАРТАМ,
ИСПОЛЬЗОВАННЫМ В НАСТОЯЩЕМ СТАНДАРТЕ
В КАЧЕСТВЕ НОРМАТИВНЫХ ССЫЛОК
Таблица H.1
Обозначение |
Обозначение и наименование ссылочного |
ГОСТ ИСО 1940-1-2007 |
ИСО 1940-1:1986. Вибрация. Требования к качеству |
ГОСТ ИСО 5348-2002 |
ИСО 5348:1999. Вибрация и удар. Механическое |
ГОСТ ИСО 7919-1-2002 |
ИСО 7919-1:1996. Вибрация машин без возвратно- |
ИСО 10816-1:1995. Вибрация. Оценка состояния |
|
ИСО 10816-3:1998. Вибрация. Оценка состояния |
|
ИСО 5801:1997. Вентиляторы промышленные. |
|
ИСО 1925:2001. Вибрация. Балансировка. Словарь |
|
ИСО 2041:1990. Вибрация и удар. Словарь (NEQ) |
|
ГОСТ 31322-2006 |
ИСО 8821:1989. Вибрация. Балансировка. Соглашение |
ГОСТ 31351-2007 |
ИСО 14695:2003. Вентиляторы промышленные. Методы |
Примечание. В настоящей таблице использованы следующие условные |
Приложение J
(справочное)
ИЗМЕНЕНИЕ СТРУКТУРЫ НАСТОЯЩЕГО СТАНДАРТА
ПО ОТНОШЕНИЮ К СТРУКТУРЕ ИСО 14694:2003
Указанное в таблице J.1 изменение структуры межгосударственного стандарта относительно структуры примененного международного стандарта обусловлено приведением в соответствие с требованиями ГОСТ 1.5-2001.
Таблица J.1
Структура международного стандарта |
Структура настоящего стандарта |
Приложения |
|
Приложение D |
- |
Приложение E |
Приложение D |
Приложение F |
Приложение E |
Приложение G |
Приложение F |
Приложение H |
Приложение G |
Примечание. Структурные элементы настоящего стандарта и |