บทที่ 07 — กลศาสตร์วิศวกรรม

07.1 แรง โมเมนต์ และทอร์ก (Force, Moment and Torque)

ทุกอย่างในโรงไฟฟ้าที่หมุน ดัน ดึง หรือรับน้ำหนักอยู่ ล้วนอธิบายได้ด้วยปริมาณพื้นฐานที่สุดของกลศาสตร์คือแรง (force) หน่วยนิวตัน (N) แรงที่พบบ่อยที่สุดในทางปฏิบัติคือน้ำหนักของตัวชิ้นส่วนเอง ซึ่งคำนวณจาก W = mg โดย g = 9.81 m/s² ลองนึกภาพ rotor ของ turbine-generator ขนาด 300 MW ที่มีมวลรวมทั้งชุดประมาณ 150–250 ตัน น้ำหนักที่ bearing แต่ละตัวต้องรับรวมกันจึงอยู่ในช่วง 1.5–2.5 MN — ตัวเลขระดับนี้เป็นเหตุผลที่ bearing และ foundation ของเครื่องจักรหมุนขนาดใหญ่ต้องออกแบบด้วยระยะปลอดภัยที่มาก ไม่ใช่แค่คำนวณตามน้ำหนักสถิตเฉย ๆ แต่ต้องรวมแรงพลวัตจากการสั่นสะเทือนและแรงเหวี่ยงหนีศูนย์กลางเข้าไปด้วย (จะกล่าวถึงในหัวข้อ 07.7)

เมื่อแรงกระทำห่างจากจุดหมุนจุดหนึ่ง จะเกิดผลที่เรียกว่าโมเมนต์ (moment) ของแรงรอบจุดนั้น ขนาดของโมเมนต์คำนวณง่าย ๆ จากผลคูณของแรงกับแขนโมเมนต์ (moment arm) ซึ่งคือระยะตั้งฉากจากจุดหมุนถึงแนวแรง

โดย \(M\) คือโมเมนต์ (N·m), \(F\) คือแรง (N) และ \(d\) คือแขนโมเมนต์ (m) — ข้อสังเกตสำคัญคือ \(d\) ต้องเป็นระยะตั้งฉากกับแนวแรงเสมอ ไม่ใช่ระยะตามแนวชิ้นส่วนที่ลากไปหาจุดหมุน ถ้าแรงกระทำเฉียงจากแนวตั้งฉาก โมเมนต์ที่แท้จริงจะน้อยกว่าที่คำนวณแบบไม่ระวังเรื่องนี้เสมอ

เมื่อโมเมนต์นั้นกระทำรอบแกนของเพลาหมุน เราเรียกมันด้วยชื่อเฉพาะว่าทอร์ก (torque) — เป็นปริมาณที่ steam turbine หรือ gas turbine ส่งผ่านให้ generator ทุกวินาทีที่เดินเครื่องอยู่ ผ่าน coupling ที่ต่อเพลาทั้งสองเข้าด้วยกัน ทอร์กคือหัวใจของทุกเครื่องจักรหมุนในโรงไฟฟ้า ตั้งแต่ปั๊มขนาดเล็กไปจนถึง turbine ขนาดหลายร้อยเมกะวัตต์ ความสัมพันธ์เชิงปริมาณระหว่างทอร์กกับกำลังไฟฟ้าจะอธิบายละเอียดในหัวข้อ 07.2

เครื่องมือที่ใช้วิเคราะห์แรงและโมเมนต์บนชิ้นส่วนที่อยู่นิ่งหรือหมุนด้วยความเร็วคงที่คือเงื่อนไขสมดุล (equilibrium): ผลรวมแรงทุกทิศทางต้องเป็นศูนย์ (ΣF = 0) และผลรวมโมเมนต์รอบจุดใด ๆ ก็ต้องเป็นศูนย์เช่นกัน (ΣM = 0) สองสมการนี้คือเครื่องมือพื้นฐานที่วิศวกรใช้หาแรงกดที่ bearing แต่ละตัวของเพลายาวที่มีหลาย bearing รองรับ หรือหาแรงยึดที่ foundation bolt ต้องรับเมื่อเครื่องจักรสั่นสะเทือนหรือมีแรงกระแทก

อีกตัวอย่างที่พบได้ทุกวันในโรงไฟฟ้าคือแรงบน piping ที่เกิดจากการขยายตัวทางความร้อน (thermal expansion) ท่อไอน้ำที่ยาวหลายสิบเมตรเมื่อร้อนขึ้นจากอุณหภูมิห้องไปถึง 400–550°C จะยืดตัวยาวขึ้นหลายสิบเซนติเมตร หากไม่มีจุดรองรับที่ยอมให้เคลื่อนที่ได้ แรงปฏิกิริยาที่เกิดขึ้นจะมหาศาลจนทำลาย nozzle ของอุปกรณ์ที่ท่อต่ออยู่ได้ นี่คือเหตุผลที่ทุกระบบท่อไอน้ำหลักต้องมี pipe support และ spring hanger ที่ออกแบบให้เคลื่อนที่ตามการขยายตัวได้อย่างเป็นระบบ (รายละเอียดอยู่ใน ch29)

07.2 การเคลื่อนที่เชิงหมุนและความสัมพันธ์ torque–power (Rotational Motion and P = Tω)

เครื่องจักรหมุนทุกตัวอธิบายได้ด้วยความเร็วเชิงมุม ω หน่วย rad/s ซึ่งแปลงมาจากความเร็วรอบที่วิศวกรคุ้นเคยกันในหน่วยรอบต่อนาที (N, rpm) ด้วยสูตร ω = 2πN/60 ลองคิดถึงตัวเลขที่พบบ่อยที่สุดในโรงไฟฟ้าไทย: turbine ที่หมุน 3,000 rpm (ซึ่งตรงกับ generator 2 ขั้วบนระบบไฟฟ้า 50 Hz ตามที่จะอธิบายใน ch30) จะได้ ω = 2π×3000/60 = 314.16 rad/s — ตัวเลขนี้ปรากฏซ้ำแล้วซ้ำเล่าในการคำนวณของบทนี้และบทถัดไป จึงคุ้มค่าที่จะจำไว้ขึ้นใจ

สมการที่เป็นหัวใจของเครื่องจักรหมุนทุกตัวในโรงไฟฟ้าคือความสัมพันธ์ระหว่างกำลังกลกับทอร์กและความเร็วเชิงมุม

โดย \(P\) คือกำลัง (W), \(T\) คือทอร์ก (N·m), \(\omega\) คือความเร็วเชิงมุม (rad/s) และ \(N\) คือความเร็วรอบ (rpm) — ข้อสังเกตเชิงปฏิบัติที่สำคัญที่สุดจากสมการนี้คือ ที่กำลังเท่ากัน เครื่องที่หมุนรอบต่ำต้องการทอร์กสูงกว่าเครื่องที่หมุนรอบสูงมาก เพราะ T = P/ω แปรผกผันกับ ω โดยตรง

ตัวอย่างที่แสดงผลกระทบเชิงวิศวกรรมของความสัมพันธ์นี้ได้ชัดเจนที่สุดคือการเทียบ hydro turbine กับ steam turbine ที่กำลังเท่ากัน: hydro turbine ที่หมุนช้าเพียง 150 rpm (ดู ch27) ต้องการทอร์กสูงกว่า steam turbine 3,000 rpm ที่กำลังเท่ากันถึง 20 เท่า — และนั่นคือเหตุผลที่เพลาและ generator ของโรงไฟฟ้าพลังน้ำมีขนาดเส้นผ่านศูนย์กลางใหญ่โตกว่าของโรงไฟฟ้าพลังไอน้ำที่กำลังเท่ากันมาก ทั้งที่ผลิตไฟฟ้าได้เท่ากันทุกประการ

ระหว่างการเร่งความเร็วรอบตอน start เครื่องจักร ความสัมพันธ์ที่ต้องใช้เพิ่มเติมคือ T_net = Iα โดย I คือโมเมนต์ความเฉื่อย (moment of inertia) ของ rotor train ทั้งชุด หน่วย kg·m² และ α คือความเร่งเชิงมุม (rad/s²) rotor ที่มีมวลมากและมี I สูงจะเร่งความเร็วรอบได้ช้ากว่าที่ทอร์กเท่ากัน แต่ในทางกลับกัน rotor ที่ใหญ่และหนักก็มีข้อดีสำคัญเมื่อเครื่องเชื่อมต่อกับระบบไฟฟ้าแล้ว: พลังงานจลน์สะสมมหาศาลใน I ของมันช่วยพยุงความถี่ระบบไฟฟ้าไม่ให้ตกฮวบทันทีเมื่อเกิดการสูญเสียโรงไฟฟ้าอื่นในระบบกะทันหัน ปรากฏการณ์นี้เรียกว่า inertia response ซึ่งเป็นหัวข้อสำคัญของระบบไฟฟ้าที่มีสัดส่วนพลังงานหมุนเวียนสูงขึ้นเรื่อย ๆ (รายละเอียดอยู่ใน ch31)

ตัวเลขจริงที่ทำให้เห็นภาพขนาดของทอร์กในเครื่องจักรกำลังสูง: turbine ขนาด 300 MW ที่หมุน 3,000 rpm ส่งทอร์กผ่าน coupling ประมาณ 955 kN·m — เทียบเท่ากับแรง 1 ตันที่กระทำที่ปลายคานยาวเกือบ 100 เมตร นี่คือระดับความเค้นเฉือนที่สลักเกลียวและหน้าแปลนของ coupling ต้องรับได้อย่างปลอดภัยตลอดหลายสิบปีของการเดินเครื่อง

1. Turbine rotor (low-pressure section) — ใบพัด (blade) ของ turbine ส่วนความดันต่ำ (LP stage) ที่ยาวและโค้งมากกว่าสเตจอื่นเพื่อรับปริมาตรไอน้ำที่ขยายตัวมหาศาลก่อนออกสู่ condenser แรงบิดที่ใบพัดสร้างขึ้นบนเพลานี้เองที่ถูกส่งผ่านต่อไปยัง coupling และ generator ตามหลักการ P = Tω ในหัวข้อนี้
2. Bolted flange coupling — จุดต่อเพลาแบบหน้าแปลนสลักเกลียว (rigid flange coupling) เป็นจุดที่แรงบิดหลายร้อยถึงกว่าพันกิโลนิวตันเมตรจาก turbine ถูกส่งผ่านไปหมุน rotor ของ generator สลักเกลียวรอบหน้าแปลนต้องรับทั้งแรงเฉือนจากการส่งทอร์กและแรงดึงจากการยึดแน่น ต้องขันแรงบิดตามค่าที่ผู้ผลิตกำหนดอย่างเคร่งครัด
3. Generator rotor — rotor ของเครื่องกำเนิดไฟฟ้าที่มองเห็นขดลวดทองแดง field winding ฝังในร่อง หมุนพร้อมกับ turbine rotor ด้วยความเร็วรอบเดียวกันผ่าน coupling — คือปลายทางที่กำลังกลจาก turbine ถูกแปลงเป็นกำลังไฟฟ้า (รายละเอียดใน ch30)
4. Turbine casing (open) — ตัวเรือน turbine ที่เปิดฝาบนออกระหว่างงาน overhaul เห็นร่องรับใบพัด stationary (nozzle/diaphragm) ที่ห่อหุ้ม rotor ไว้ ตัวเรือนนี้ต้องรับทั้งความดันไอน้ำภายในและความเค้นจากการขยายตัวทางความร้อนตามหลักการในหัวข้อ 07.3
5. Shaft support (bearing pedestal) — ฐานรองรับ bearing ที่รับน้ำหนักเพลาและแรงบิดปฏิกิริยา เป็นจุดที่สมการสมดุล ΣF = 0 และ ΣM = 0 ถูกใช้ออกแบบจริง เพื่อกระจายน้ำหนักรวมของ rotor train หลายร้อยตันลงสู่ foundation อย่างสมดุล
6. Generator casing (open) — ตัวเรือน stator ของ generator ที่เปิดออกเห็น rotor ด้านใน ป้องกันและกักเก็บสนามแม่เหล็กรวมถึงระบายความร้อนออกจากขดลวด (รายละเอียดใน ch30)

07.3 ความเค้นและความเครียด (Stress and Strain)

เมื่อแรงกระทำต่อชิ้นส่วนหนึ่ง สิ่งที่กำหนดว่าชิ้นส่วนนั้นจะทนไหวหรือไม่ไม่ใช่ขนาดของแรงเพียงอย่างเดียว แต่คือแรงต่อหน่วยพื้นที่หน้าตัดที่รับแรงนั้น เรียกว่าความเค้น (stress, σ) หน่วย Pa (นิยมใช้ MPa ในทางปฏิบัติเพราะ Pa เดี่ยว ๆ มีค่าเล็กมาก)

โดย \(\sigma\) คือความเค้น (Pa), \(F\) คือแรง (N), \(A\) คือพื้นที่หน้าตัด (m²), \(\varepsilon\) คือความเครียด (ไม่มีหน่วย), \(E\) คือ Young's modulus (Pa), \(\sigma_h\) คือ hoop stress (Pa), \(P\) คือความดันภายใน (Pa), \(D\) คือเส้นผ่านศูนย์กลางท่อ (m) และ \(t\) คือความหนาผนัง (m)

ความเค้นแบ่งเป็นสามชนิดหลักตามทิศทางของแรงเทียบกับผิวที่รับ: tension (ดึงยืด), compression (อัด) และ shear (เฉือน — แรงกระทำขนานกับผิว ไม่ใช่ตั้งฉาก คำนวณด้วยสูตรรูปแบบเดียวกันแต่ใช้สัญลักษณ์ τ = F/A แยกจาก σ) เมื่อชิ้นส่วนรับความเค้น มันจะยืดหรือหดตัวตามไปด้วย ปริมาณที่วัดการเปลี่ยนรูปนี้เรียกว่าความเครียด (strain, ε) ในช่วงที่ความเค้นยังไม่สูงเกินไป วัสดุจะมีพฤติกรรมแบบ elastic คือคืนรูปเดิมได้สนิทเมื่อปลดแรงออก และความสัมพันธ์เป็นเส้นตรงตามกฎของ Hooke: σ = Eε โดย E ของเหล็กประมาณ 200 GPa ซึ่งสูงกว่าอะลูมิเนียม (~70 GPa) เกือบ 3 เท่า และคือเหตุผลที่ชิ้นส่วนรับแรงหลักในโรงไฟฟ้าแทบทั้งหมดยังคงเป็นเหล็กแม้จะหนักกว่าวัสดุทางเลือกอื่น ๆ

เมื่อเพิ่มความเค้นไปเรื่อย ๆ เกินจุด elastic เส้นโค้ง stress–strain จะเผยจุดสำคัญเรียงลำดับกัน: proportional limit (จุดที่เส้นตรงเริ่มโค้ง) ตามด้วย yield strength (σy — จุดที่วัสดุเริ่มเปลี่ยนรูปถาวรแบบ plastic ไม่คืนตัว) จากนั้นความเค้นยังเพิ่มต่อได้อีกในช่วง strain hardening จนถึงจุดสูงสุดคือ ultimate tensile strength (UTS) แล้วจึงลดลงเล็กน้อยก่อนขาดที่จุด fracture

ตัวเลขวัสดุที่ควรคุ้นเคย: เหล็ก carbon steel ทั่วไปมี σy ≈ 250 MPa และ UTS ≈ 400–550 MPa ส่วนเหล็กแผ่นมาตรฐานที่ใช้ทำ boiler drum และ header คือ SA-516 Gr.70 มี σy ≈ 260 MPa และ UTS 485–620 MPa — สังเกตว่า UTS สูงกว่า σy อยู่มาก นั่นคือ "ระยะกันชน" ที่วัสดุยังทนได้ก่อนขาดจริง หลังจากเริ่มยืดตัวถาวรแล้ว ในทางปฏิบัติวิศวกรไม่มีวันออกแบบให้ชิ้นส่วนทำงานที่ σy หรือ UTS พอดี แต่จะกำหนดความเค้นใช้งาน (allowable stress) ให้ต่ำกว่านั้นด้วย safety factor (SF): allowable = σy/SF หรือ UTS/SF งานชิ้นส่วนรับความดัน (pressure part) ตามมาตรฐาน ASME นิยมใช้ SF ประมาณ 3.5 เทียบกับ UTS ทำให้ allowable stress ของเหล็กคาร์บอนทั่วไปอยู่ที่ประมาณ 120–140 MPa ที่อุณหภูมิต่ำ — และตัวเลขนี้จะลดลงไปอีกมากเมื่ออุณหภูมิใช้งานสูงขึ้น เพราะวัสดุอ่อนตัวลงตามอุณหภูมิ (ความสัมพันธ์นี้จะเชื่อมกับกลไก creep ในหัวข้อถัดไป)

การประยุกต์ใช้ที่พบบ่อยที่สุดของความเค้นในโรงไฟฟ้าคือ hoop stress ในท่อและถังรับความดัน — เมื่อความดันภายในดันผนังทรงกระบอกออก ความเค้นตามแนวเส้นรอบวง (hoop) คำนวณได้จาก σh = PD/2t สูตรนี้คือสมการตั้งต้นที่ใช้กำหนดความหนาต่ำสุดของ boiler tube, header และ drum ทุกตัวในโรงไฟฟ้า ยิ่งความดันออกแบบสูงหรือเส้นผ่านศูนย์กลางใหญ่ ผนังก็ต้องหนาขึ้นตามสัดส่วน (รายละเอียดการคำนวณความหนาจริงตามมาตรฐานอยู่ใน ch16 และ ch29)

07.4 ความล้าและการคืบ (Fatigue and Creep)

สิ่งที่ทำให้วิศวกรรมเครื่องกลซับซ้อนกว่าการเทียบ σ กับ σy ตรง ๆ คือความจริงที่ว่าชิ้นส่วนสามารถพังได้ที่ความเค้นต่ำกว่า yield strength มาก หากมันถูกกระทำด้วยโหลดที่สลับขึ้นลงซ้ำ ๆ (cyclic load) เป็นจำนวนรอบมากพอ ปรากฏการณ์นี้เรียกว่าความล้า (fatigue) และอธิบายด้วยกราฟที่เรียกว่า S–N curve ซึ่งพล็อตความเค้นสลับ (S) เทียบกับจำนวนรอบจนพัง (N) บนสเกลลอการิทึม

ลักษณะเด่นของเหล็กที่ต่างจากโลหะอื่นหลายชนิด (เช่นอะลูมิเนียม) คือมันมี endurance limit — ความเค้นสลับระดับหนึ่งประมาณ 0.4–0.5 เท่าของ UTS ที่หากความเค้นสลับต่ำกว่านี้ ชิ้นส่วนจะทนได้แทบ "ไม่จำกัดจำนวนรอบ" เห็นได้จากกราฟที่ราบเป็นเส้นแนวนอนหลังจากผ่านจุดหักเข่าไปแล้ว (มักอยู่แถว 10⁶–10⁷ รอบ) นี่คือหลักการที่วิศวกรออกแบบใช้กำหนดความเค้นใช้งานให้ต่ำกว่า endurance limit สำหรับชิ้นส่วนที่ต้องรับ cyclic load ตลอดอายุการใช้งาน แหล่งของ cyclic load ในโรงไฟฟ้ามีอยู่หลายรูปแบบ: การ start/stop เครื่องแต่ละครั้งทำให้เกิด thermal cycle, load cycling (การปรับโหลดขึ้นลงระหว่างวัน), vibration และความดันสลับ โรงไฟฟ้าที่ต้อง cycling บ่อยมักเจอปัญหา fatigue เร็วกว่าโรงไฟฟ้าที่เดินเครื่อง base load ต่อเนื่อง จุดที่มักเกิดรอยร้าวจาก fatigue คือ rotor bore (รูกลวงกลางเพลา turbine), header และ nozzle ของ drum ซึ่งล้วนเป็นจุดที่มีความเค้นเข้มข้น (stress concentration) จากรูปทรงที่เปลี่ยนกะทันหัน

กลไกที่ต่างออกไปโดยสิ้นเชิงแต่สำคัญไม่แพ้กันคือ creep — การยืดตัวอย่างช้า ๆ ต่อเนื่องภายใต้ความเค้นคงที่ (ไม่ใช่ความเค้นสลับ) ที่อุณหภูมิสูง creep จะมีนัยสำคัญเมื่ออุณหภูมิใช้งานสูงเกินประมาณ 0.4 เท่าของจุดหลอมเหลวของวัสดุ (คิดเป็นสเกลอุณหภูมิสัมบูรณ์ เคลวิน) สำหรับเหล็กที่ใช้ในงานกำลังไฟฟ้า นั่นหมายถึงตั้งแต่อุณหภูมิประมาณ 450–500°C ขึ้นไป — ตรงกับอุณหภูมิไอน้ำ superheat/reheat ของโรงไฟฟ้าพลังไอน้ำสมัยใหม่พอดี

ชิ้นส่วนที่ต้องออกแบบโดยคำนึงถึง creep เป็นหลักคือ superheater/reheater tube, main steam pipe และ HP turbine blade/rotor — ทั้งหมดคือจุดที่โลหะสัมผัสไอน้ำอุณหภูมิสูงสุดในวัฏจักรอย่างต่อเนื่อง วิศวกรออกแบบให้มีอายุ creep เป้าหมายอยู่ในช่วง 100,000–250,000 ชั่วโมง เส้นโค้ง creep strain เทียบกับเวลาแบ่งได้เป็น 3 ระยะที่มีลักษณะต่างกันชัดเจน: primary (อัตราการยืดตัวสูงในตอนแรกแล้วค่อย ๆ ลดลง), secondary (อัตรายืดตัวคงที่ต่อเนื่องเป็นเวลานาน — ระยะนี้เองที่ใช้เป็นฐานคำนวณอายุออกแบบ) และ tertiary (อัตราเร่งตัวขึ้นอย่างรวดเร็วจนขาดในที่สุด เพราะพื้นที่หน้าตัดจริงลดลงจากรอยแตกระดับจุลภาคที่ก่อตัวสะสม)

1. Superheater tube — ท่อ superheater ที่รับไอน้ำอุณหภูมิสูงสุดในวัฏจักร มักอยู่ในช่วง metal temperature 450–600°C ขึ้นไป ตรงกับเกณฑ์ที่กลไก creep เริ่มมีนัยสำคัญตามที่อธิบายในหัวข้อนี้
2. Outer surface oxidation and scale — คราบออกไซด์และสเกลที่ผิวนอกท่อสะสมจากการสัมผัสก๊าซร้อนเป็นเวลานาน มักใช้เป็นตัวช่วยประเมินอายุ creep คร่าว ๆ จากความหนาของชั้นสเกล
3. Longitudinal fish-mouth creep rupture — รอยแตกตามแนวยาวที่อ้าออกเป็นรูปปากปลา ลักษณะเฉพาะของการแตกจาก creep แบบ ductile ที่อุณหภูมิสูง ต่างจากรอยแตกเปราะที่มักเป็นแนวขวางคม — รูปทรงปากปลานี้คือหลักฐานยืนยันกลไก tertiary creep ตามเส้นโค้งในหัวข้อนี้
4. Bulged tube wall due to creep deformation — ผนังท่อบวมพองออกจากรูปทรงกระบอกปกติ เป็นผลของการยืดตัวสะสมช้า ๆ ภายใต้ความดันภายในคงที่ตลอดหลายหมื่นถึงหลายแสนชั่วโมงใช้งาน ตรงกับพฤติกรรม secondary creep ที่ใช้เป็นฐานออกแบบอายุท่อ
5. Rupture initiation at grain boundary (Microvoid coalescence) — จุดเริ่มต้นของการแตกที่ขอบเกรนผลึกโลหะ ซึ่งเป็นจุดอ่อนที่ void ขนาดจิ๋วก่อตัวและรวมตัวกันจนขยายเป็นรอยร้าวใหญ่ในระยะ tertiary creep — กลไกระดับจุลภาคที่อธิบายว่าทำไมท่อถึงขาดหลังจากทนมานานหลายปี
6. Inner surface oxidation — ชั้นออกไซด์ด้านในท่อที่สัมผัสไอน้ำโดยตรง ความหนาของชั้นนี้ใช้เป็นตัวชี้วัดอุณหภูมิใช้งานจริงของโลหะย้อนหลัง เป็นเทคนิคที่ใช้ประเมินอายุ creep คงเหลือของท่อในงานตรวจสอบจริง
7. Soot and deposit accumulation — เขม่าและตะกอนที่สะสมอยู่ด้านในรอยแตก ส่วนหนึ่งมาจากผลิตภัณฑ์การกัดกร่อนหลังท่อแตกและก๊าซไหลผ่านรอยรั่วเป็นเวลาหนึ่งก่อนตรวจพบ
8. ป้ายระบุวัสดุ (FAILED SUPERHEATER TUBE — 2¼Cr-1Mo STEEL) — ป้ายกำกับตัวอย่างระบุว่าท่อนี้ทำจากเหล็กผสมโครเมียม-โมลิบดีนัมเกรด 2¼Cr-1Mo ซึ่งเป็นวัสดุมาตรฐานสำหรับ superheater/reheater tube ที่ทนอุณหภูมิสูงและต้าน creep ดีกว่าเหล็กคาร์บอนธรรมดา แต่ก็ยังมีขีดจำกัดอายุ creep ตามที่ระบุไว้ในหัวข้อนี้ (ออกแบบไว้ 100,000–250,000 ชั่วโมง) หากใช้งานเกินอุณหภูมิออกแบบต่อเนื่อง อายุจะสั้นลงกว่าที่ประเมินไว้มาก

ตัวเลขที่ต้องจำให้ขึ้นใจสำหรับงานควบคุมอุณหภูมิ boiler คือ ทุก ๆ 10–20°C ที่ metal temperature เกินอุณหภูมิออกแบบไป อายุ creep ที่เหลืออยู่ของชิ้นส่วนอาจสั้นลงเหลือเพียงครึ่งเดียวโดยประมาณ — ความสัมพันธ์แบบเอกซ์โพเนนเชียลนี้เองที่อธิบายว่าทำไมการปล่อยให้ superheater tube ร้อนเกินอุณหภูมิออกแบบเพียงไม่กี่สิบองศาซ้ำ ๆ กันเป็นระยะเวลานาน จึงกัดกินอายุการใช้งานของท่อไปเร็วกว่าที่คาดการณ์ไว้มาก และคือเหตุผลที่การควบคุม tube metal temperature อย่างเข้มงวดเป็นหนึ่งในภารกิจสำคัญที่สุดของงานเดินเครื่องและงานบำรุงรักษา boiler (รายละเอียดอยู่ใน ch16 และ ch41)

07.5 แบริ่ง (Bearings: Journal / Thrust / Rolling)

เครื่องจักรหมุนทุกตัวต้องมีบางสิ่งรองรับเพลาให้หมุนได้อย่างอิสระโดยมีแรงเสียดทานต่ำที่สุด — หน้าที่นี้ตกเป็นของแบริ่ง (bearing) ซึ่งแบ่งได้เป็นสามชนิดหลักตามลักษณะแรงที่รับและขนาดเครื่องจักรที่ใช้งาน

Journal bearing (หรือที่ช่างไทยเรียกกันว่าแบริ่งกาบ) รับแรงในแนวรัศมี (radial) ของเพลา ใช้กับเครื่องจักรหมุนขนาดใหญ่แทบทุกตัวในโรงไฟฟ้า ตั้งแต่ turbine, generator ไปจนถึง boiler feed pump (BFP) ขนาดใหญ่ ผิวรับแรงจริงไม่ใช่เนื้อเหล็กกาบโดยตรงแต่เป็นชั้นโลหะผสมพิเศษที่เรียกว่า babbitt (white metal) ซึ่งจงใจเลือกให้อ่อนและหลอมง่ายกว่าเนื้อเพลาเหล็กมาก เพื่อให้มันเป็นชิ้นส่วนที่ "ยอมเสียหายก่อน" หากเกิดสภาวะผิดปกติจนโลหะสัมผัสกัน แทนที่เพลาราคาแพงจะเสียหาย รูปแบบของ journal bearing มีตั้งแต่ plain sleeve ธรรมดา, elliptical (lemon-shape) ไปจนถึง tilting-pad ที่ให้เสถียรภาพสูงสุด

1. Bearing housing — โครงเหล็กหล่อรองรับกาบแบริ่งทั้งชุด ยึดกับฐาน pedestal ของเครื่องจักร ต้องแข็งแรงพอที่จะไม่เสียรูปจากน้ำหนักเพลาและแรงปฏิกิริยาตามหลักสมดุลในหัวข้อ 07.1
2. Babbitt bearing surface — ผิวโลหะผสมสีเงินวาวที่หล่อเคลือบอยู่บนกาบเหล็ก (white metal) เป็นวัสดุที่จงใจให้อ่อนกว่าเนื้อเพลาเหล็กมาก ปกติเดินเครื่องผิวนี้ไม่สัมผัสเพลาเลยเพราะมีฟิล์มน้ำมัน hydrodynamic รองรับอยู่ตลอดตามหลักการในหัวข้อ 07.6
3. Oil supply groove — ร่องหลักที่น้ำมันแรงดันถูกป้อนเข้าสู่ผิวกาบ เป็นจุดเริ่มต้นของฟิล์มน้ำมันก่อนที่การหมุนของเพลาจะลากน้ำมันไปสร้าง oil wedge ตามที่อธิบายในหัวข้อ 07.6
4. Cap locating shoulder — ขอบอ้างอิงตำแหน่งสำหรับประกบฝาครอบด้านบนให้ตรงตำแหน่งเดิมทุกครั้งหลังถอดตรวจสอบ ป้องกันความคลาดเคลื่อนที่จะทำให้ศูนย์เพลาเปลี่ยนไปและเกิดการสั่นสะเทือนผิดปกติ
5. Pad pivot (tilting-pad journal bearing) — จุดหมุนของแผ่น pad แต่ละแผ่นในแบริ่งชนิด tilting-pad ให้แผ่นแกว่งปรับมุมตามสภาพฟิล์มน้ำมันได้เอง ช่วยลดปัญหาการสั่นแบบ oil whirl/whip ที่กล่าวถึงในหัวข้อ 07.7 เมื่อเทียบกับแบริ่งแบบ plain sleeve ธรรมดา
6. Oil inlet — ช่องทางหลักที่น้ำมันจากระบบ lube oil ไหลเข้าสู่ตัวแบริ่งภายใต้แรงดันที่ระบบจ่ายมา ประมาณ 1–2 bar ตามที่ระบุในหัวข้อ 07.6
7. Oil distribution grooves — ร่องแตกแขนงที่กระจายน้ำมันจากร่องหลักออกไปทั่วผิวกาบให้ครอบคลุมทั้งความกว้างของแบริ่ง ป้องกันจุดแห้งน้ำมันเฉพาะจุดที่อาจทำให้ babbitt เสียหายเฉพาะที่

Thrust bearing ทำหน้าที่ต่างออกไปโดยสิ้นเชิง: มันรับแรงในแนวแกน (axial) ที่เกิดจาก steam thrust ดันบน turbine rotor ตลอดเวลาที่ไอน้ำไหลผ่านใบพัด แบบที่เป็นมาตรฐานอุตสาหกรรมคือ tilting-pad thrust bearing (มักเรียกตามชื่อผู้คิดค้นว่า Kingsbury หรือ Michell bearing) ซึ่งมี pad หลายแผ่นเอียงปรับมุมได้เองตามฟิล์มน้ำมัน ข้อเท็จจริงที่สำคัญคือ thrust bearing มักติดตั้งอยู่เพียงตำแหน่งเดียวตลอดทั้ง shaft train ของเครื่องจักรชุดหนึ่ง เพราะมันทำหน้าที่กำหนดตำแหน่งแนวแกน (axial position) ของ rotor ทั้งชุดให้คงที่ ป้องกันไม่ให้ rotor เลื่อนไปกระแทกกับส่วนอยู่กับที่ภายใน casing ในเครื่องจักรขนาดเล็กถึงกลาง เช่นมอเตอร์ ปั๊มขนาดเล็ก และพัดลม มักใช้ rolling element bearing (แบริ่งลูกปืนแบบ ball หรือ roller) แทน เพราะราคาถูกกว่า เปลี่ยนง่ายกว่า และไม่ต้องพึ่งระบบ lube oil ที่ซับซ้อน ข้อจำกัดคืออายุการใช้งานมีขีดจำกัดที่คำนวณได้ทางสถิติเรียกว่า L10 life และรับแรงกระแทก (shock load) ได้น้อยกว่า journal bearing มาก

อุณหภูมิของ babbitt คือหนึ่งในพารามิเตอร์ที่ operator เฝ้าดูใกล้ชิดที่สุดตลอดการเดินเครื่อง: ช่วงเดินเครื่องปกติมักอยู่ที่ประมาณ 70–90°C, ตั้ง alarm ไว้ประมาณ 105–110°C และ trip เครื่องอัตโนมัติที่ประมาณ 115–120°C — ตัวเลขเหล่านี้เป็นเพียงค่าอ้างอิงทั่วไป ในทางปฏิบัติต้องยึดตามคู่มือของผู้ผลิตเครื่องจักรจริงเป็นหลักเสมอ เซนเซอร์ที่ใช้เฝ้าระวังสภาพของ bearing ประกอบด้วยสามกลุ่มหลัก: metal temperature (ฝัง RTD หรือ thermocouple ไว้ในเนื้อ pad ใกล้ผิว babbitt ที่สุด), vibration probe (จะอธิบายละเอียดในหัวข้อ 07.7) และระดับ/อุณหภูมิน้ำมันหล่อลื่น (รายละเอียดเครื่องมือวัดอยู่ใน ch38)

07.6 พื้นฐานการหล่อลื่น (Lubrication Basics)

คำถามที่ตามมาจากหัวข้อก่อนหน้าคือ ถ้า babbitt อ่อนกว่าเหล็กเพลามาก แล้วทำไมมันไม่สึกหรอจนหมดภายในไม่กี่วันของการเดินเครื่อง คำตอบคือกลไกที่เรียกว่า hydrodynamic lubrication: เมื่อเพลาเริ่มหมุน มันจะ "ลาก" น้ำมันที่เกาะติดผิวเพลาให้ไหลเข้าไปในช่องว่างรูปลิ่มแคบ ๆ ระหว่างเพลากับกาบ เรียกว่า oil wedge เมื่อน้ำมันถูกบีบเข้าไปในช่องที่แคบลงเรื่อย ๆ จะเกิดความดันสะสมขึ้นมากพอที่จะ "ยกลอย" เพลาให้ไม่สัมผัสกับผิว babbitt เลยตลอดเวลาที่เดินเครื่องปกติ — ฟิล์มน้ำมันที่คั่นระหว่างสองผิวโลหะนี้มีความหนาเพียงประมาณ 20–80 ไมโครเมตร (μm) บางกว่าเส้นผมมนุษย์เสียอีก แต่ก็เพียงพอกันโลหะสัมผัสกันได้อย่างสมบูรณ์

ปัญหาเกิดขึ้นที่รอบความเร็วต่ำมาก ๆ โดยเฉพาะช่วง start/stop เพราะที่รอบต่ำขนาดนั้น ฟิล์มน้ำมันแบบ hydrodynamic ยังไม่ทันก่อตัวเต็มที่ ผิวเพลาจึงเสี่ยงสัมผัสกับ babbitt โดยตรง เพื่อป้องกันปัญหานี้ turbine ขนาดใหญ่จึงต้องมีระบบ jacking oil pump ที่อัดน้ำมันแรงดันสูงมากเป็นพิเศษ (ประมาณ 100–200 bar) เข้าไปยกเพลาให้ลอยขึ้นเล็กน้อยก่อนที่จะเริ่มหมุนเพลาเลยด้วยซ้ำ — เป็นการสร้างฟิล์มน้ำมันด้วยแรงดันภายนอกโดยตรง (hydrostatic) แทนที่จะรอให้เกิดจากการหมุนแบบ hydrodynamic

คุณสมบัติหลักของน้ำมันหล่อลื่นที่กำหนดความสามารถในการสร้างฟิล์มคือความหนืด (viscosity) — น้ำมัน turbine มาตรฐานอุตสาหกรรมคือเกรด ISO VG 32 หรือ VG 46 (ตัวเลขคือค่าความหนืดหน่วย centistokes, cSt ที่วัดที่อุณหภูมิ 40°C) ข้อควรระวังคือความหนืดของน้ำมันลดลงเมื่ออุณหภูมิสูงขึ้น ระบบ lube oil ของโรงไฟฟ้าทั่วไปจึงควบคุมอุณหภูมิน้ำมัน supply ที่ไหลเข้า bearing ให้อยู่ที่ประมาณ 43–49°C ด้วย oil cooler ส่วนน้ำมัน drain ที่ไหลกลับออกมาหลังผ่าน bearing แล้วมักร้อนขึ้นถึงประมาณ 60–75°C ความดันของน้ำมัน supply ที่ bearing ระหว่างเดินเครื่องปกติอยู่ที่เพียงประมาณ 1–2 bar เท่านั้น (ต่ำกว่าความดัน jacking oil ตอน start มาก)

1. Main oil tank — ถังเก็บน้ำมันหล่อลื่นหลักของระบบ ทำหน้าที่เป็นทั้งแหล่งสำรองปริมาณน้ำมันและบ่อพักให้ฟองอากาศและสิ่งปนเปื้อนแยกตัวออกก่อนถูกสูบกลับไปใช้ใหม่
2. Twin oil coolers — ชุดระบายความร้อนน้ำมันคู่ ลดอุณหภูมิน้ำมัน drain ที่ร้อนกลับมา (~60–75°C ตามหัวข้อนี้) ให้เหลืออุณหภูมิ supply ที่เหมาะสม (~43–49°C) ก่อนป้อนกลับเข้า bearing การมีสองชุดขนานกันช่วยให้บำรุงรักษาชุดหนึ่งได้โดยไม่ต้องหยุดเครื่อง
3. Duplex filters — ชุดกรองคู่แบบสลับใช้งานได้โดยไม่ต้องหยุดจ่ายน้ำมัน กรองสิ่งสกปรกและอนุภาคแข็งออกจากน้ำมันก่อนเข้าสู่ bearing เพราะสิ่งสกปรกเป็นศัตรูของฟิล์มน้ำมันตามที่กล่าวไว้ในหัวข้อนี้
4. Main oil pump — ปั๊มขับด้วยมอเตอร์ไฟฟ้าที่จ่ายน้ำมันแรงดันใช้งานปกติ (~1–2 bar ที่ bearing) อย่างต่อเนื่องระหว่างเดินเครื่อง ระบบจริงมักมีปั๊มสำรองและ jacking oil pump แยกต่างหากสำหรับตอน start/stop ตามที่อธิบายในหัวข้อนี้

กรอบความคิดที่สรุปพฤติกรรมการหล่อลื่นทั้งหมดไว้ในภาพเดียวคือ Stribeck curve ซึ่งอธิบายสามโหมดการหล่อลื่นตามค่าพารามิเตอร์ผสม (ความหนืด × ความเร็ว / โหลด): เริ่มจาก boundary lubrication (ความเร็วต่ำมาก ผิวโลหะเกือบสัมผัสกันโดยตรง แรงเสียดทานสูง — สภาวะช่วง start/stop ก่อนมี jacking oil), mixed lubrication (ช่วงเปลี่ยนผ่าน ฟิล์มเริ่มก่อตัวบางส่วน) และสุดท้ายคือ hydrodynamic lubrication (ความเร็วเพียงพอ ฟิล์มเต็มรูปแบบ แรงเสียดทานต่ำที่สุด — สภาวะเดินเครื่องปกติที่อธิบายไว้ข้างต้นทั้งหมด)

07.7 การสั่นสะเทือนพื้นฐาน (Vibration Fundamentals)

ระบบกลใด ๆ ที่ประกอบด้วยมวลกับความยืดหยุ่น (spring) จะมีความถี่ธรรมชาติ (natural frequency) ประจำตัวของมันเองเสมอ ซึ่งคำนวณได้จากแบบจำลอง mass–spring อย่างง่าย

โดย \(\omega_n\) คือ natural frequency (rad/s), \(f_n\) คือ natural frequency (Hz), \(k\) คือค่าความแข็งสปริงหรือความแข็งเกร็งของโครงสร้าง (N/m) และ \(m\) คือมวล (kg) — ข้อเท็จจริงสำคัญที่สุดของระบบแบบนี้คือ ถ้ามีแรงกระตุ้นภายนอกที่มีความถี่ตรงหรือใกล้เคียงกับ natural frequency นี้พอดี ระบบจะเกิดปรากฏการณ์ resonance ซึ่งแอมพลิจูดการสั่นจะโตขึ้นมากผิดปกติแม้แรงกระตุ้นจะมีขนาดเล็กก็ตาม

สำหรับเพลาที่หมุน ปรากฏการณ์เดียวกันนี้เกิดขึ้นในรูปแบบที่เรียกว่า critical speed — คือความเร็วรอบที่ความถี่การหมุนของเพลาตรงกับความถี่ธรรมชาติของการดัด (bending natural frequency) ของเพลานั้นเองพอดี rotor ของ turbine ขนาดใหญ่ส่วนมากถูกออกแบบให้เดินเครื่องปกติ "เหนือ" critical speed แรก (เรียกว่า flexible rotor design) นั่นหมายความว่าทุกครั้งที่ start เครื่อง เพลาต้อง "วิ่งผ่าน" ความเร็วรอบ critical speed อย่างน้อยหนึ่งจุด — และกฎเหล็กของการ start เครื่องคือต้องเร่งผ่านจุดเหล่านี้อย่างรวดเร็ว ห้ามค้างความเร็วรอบไว้แถวจุด critical โดยเด็ดขาด เพราะยิ่งค้างอยู่นาน แอมพลิจูดการสั่นก็ยิ่งมีเวลาสะสมโตขึ้นจนอาจทำให้ bearing หรือ seal เสียหายได้

เมื่อพูดถึงการวินิจฉัยปัญหาการสั่นสะเทือนในเครื่องจักรจริง ความถี่ที่ตรวจพบคือเบาะแสสำคัญที่สุดในการชี้สาเหตุ: การสั่นเด่นที่ความถี่ 1 เท่าของความเร็วรอบ (1×) มักบ่งชี้ถึง unbalance ของ rotor, การสั่นเด่นที่ 2 เท่า (2×) มักบ่งชี้ถึง misalignment ระหว่างเพลาสองท่อนที่ต่อกันผ่าน coupling, การสั่นที่ความถี่ต่ำกว่าความเร็วรอบเล็กน้อย (ประมาณ 0.42–0.48 เท่า) มักเป็นสัญญาณของ oil whirl หรือ oil whip (ความไม่เสถียรของฟิล์มน้ำมันใน journal bearing เอง) นอกจากนี้ยังมี rub และ blade pass frequency ที่ต้องแยกแยะออกจากกันในการวิเคราะห์เชิงลึก

หน่วยวัดการสั่นสะเทือนที่ใช้ในทางปฏิบัติมีสองแบบหลักตามชนิดของเซนเซอร์: bearing housing vibration รายงานผลเป็นความเร็ว (velocity) หน่วย mm/s RMS ส่วน shaft relative vibration วัดด้วย proximity probe ที่ไม่สัมผัสผิวเพลาโดยตรง รายงานผลเป็นระยะการกระจัด (displacement) หน่วย μm peak-to-peak — สองวิธีนี้ให้ข้อมูลต่างมุมกัน ใช้เสริมกันในการวินิจฉัย ไม่ใช่ใช้แทนกันได้

1. Steam turbine bearing pedestal (housing) — ตัวเรือนแบริ่งของ turbine ที่ probe วัดการสั่นสะเทือนถูกติดตั้งอยู่ เป็นจุดที่ตรวจวัดทั้ง housing vibration และ shaft relative vibration ตามหน่วยวัดที่อธิบายในหัวข้อนี้
2. Proximity probe (X axis) — หัววัดระยะแบบไม่สัมผัส (eddy current proximity probe) ติดตั้งในแนวแกน X วัดระยะห่างระหว่างปลาย probe กับผิวเพลาที่เปลี่ยนแปลงตลอดเวลาขณะเพลาสั่น ให้ผลเป็นค่า shaft relative displacement หน่วย μm peak-to-peak
3. Proximity probe (Y axis) — probe อีกตัวติดตั้งทำมุม 90° กับตัวแรก การใช้ probe คู่ตั้งฉากกันช่วยให้พล็อตวงโคจร (orbit) ของศูนย์เพลาได้ ซึ่งเป็นเครื่องมือวินิจฉัยที่ทรงพลังกว่าการดูค่าตัวเลขเดียว
4. Flexible metal (armored) cable — สายสัญญาณหุ้มเกราะโลหะยืดหยุ่นที่ส่งสัญญาณจาก probe ไปยัง junction box ป้องกันความเสียหายทางกลและป้องกันสัญญาณรบกวนทางแม่เหล็กไฟฟ้าจากบริเวณใกล้เครื่องจักรหมุนความเร็วสูง
5. Probe mounting bracket — ขายึด probe เข้ากับตัวเรือนแบริ่งอย่างมั่นคง ตำแหน่งและมุมของ bracket ต้องแม่นยำเพราะ probe วัดระยะในระดับไมครอน
6. Bearing pedestal mounting bolts — สลักเกลียวยึด pedestal เข้ากับฐานเครื่อง ต้องขันแน่นตามค่าที่กำหนดเสมอ เพราะสลักหลวมเป็นสาเหตุหนึ่งของการสั่นสะเทือนผิดปกติที่ไม่ได้มาจากตัว rotor เอง
7. Cable entry fitting — จุดต่อสายเข้าตัวกล่อง junction box ผ่านซีลกันฝุ่นกันความชื้น ป้องกันไม่ให้ความชื้นหรือน้ำมันเข้าไปรบกวนสัญญาณไฟฟ้าอ่อน ๆ จาก proximity probe
8. Probe termination (junction) box — กล่องรวมสายที่สัญญาณจาก probe ทุกตัวถูกต่อรวมก่อนส่งต่อไปยังระบบ monitoring/protection (ดู ch38)

แนวทางมาตรฐาน ISO 10816/20816 ให้เกณฑ์ประเมิน bearing housing vibration ของเครื่องจักรขนาดใหญ่ (มากกว่า 50 MW ที่ 3,000 rpm) ไว้เป็นโซนคร่าว ๆ ดังนี้: โซนดี (good) อยู่ที่ประมาณไม่เกิน 2.8 mm/s, โซนเริ่มเฝ้าระวัง (alert) ประมาณ 2.8–5.3 mm/s, โซนผิดปกติ (alarm) ประมาณ 5.3–8.5 mm/s และโซนอันตราย (trip/danger) มากกว่า 8.5 mm/s — ตัวเลขเหล่านี้เป็นเพียงแนวทางกว้าง ๆ เท่านั้น ในทางปฏิบัติต้องใช้ค่า alarm และ trip ที่ผู้ผลิตเครื่องจักรกำหนดไว้เฉพาะรุ่นเป็นหลักเสมอ

เมื่อตรวจพบว่าสาเหตุคือ unbalance วิธีแก้คือ balancing — การเพิ่มหรือลดน้ำหนักถ่วงที่ตำแหน่งเฉพาะบนเพลาที่เรียกว่า balancing plane เพื่อหักล้างแรงเหวี่ยงหนีศูนย์กลางที่ไม่สมดุล งาน balancing ทำได้สองรูปแบบ: ในโรงงาน (shop balancing บนเครื่อง low-speed balancing machine ดังภาพประกอบ) ก่อนนำ rotor มาประกอบ หรือทำ at-speed ณ ตำแหน่งติดตั้งจริงในโรงไฟฟ้าโดยไม่ต้องถอด rotor ออกมาเลย (field balancing) ซึ่งอาศัยข้อมูลเฟสและแอมพลิจูดจาก vibration probe ในการคำนวณตำแหน่งและขนาดน้ำหนักถ่วงที่ต้องเพิ่ม

1. Turbine Rotor (Bladed) — ตัว rotor ที่ติดใบพัดครบชุดแล้ว วางอยู่บนเครื่อง balancing เพื่อตรวจสอบและแก้ไข unbalance ก่อนส่งเข้าประกอบจริงในเครื่อง — rotor ใหม่หรือที่ผ่านการซ่อมใหญ่ต้อง balance ใหม่เสมอ
2. Left Journal (Front Bearing Seat) — ตำแหน่งผิวเพลาที่จะสัมผัสกับ journal bearing จริงเมื่อประกอบเข้าเครื่อง บนเครื่อง balancing วางอยู่บน support roller เพื่อจำลองการรองรับแบบเดียวกับตอนใช้งานจริง
3. Balancing Weight Plane A — ระนาบแรกที่กำหนดไว้สำหรับติดตั้งน้ำหนักถ่วงแก้ unbalance (แถบสีน้ำเงินคาดรอบ rotor) การถ่วงสองระนาบจำเป็นสำหรับ rotor ที่ยาวเพื่อแก้ทั้ง unbalance แบบสถิตและแบบคู่ควบ
4. Balancing Weight Plane B — ระนาบที่สอง ใช้ร่วมกับ plane A ในการคำนวณ two-plane balancing ตามหลักการที่กล่าวในหัวข้อนี้
5. Right Journal (Rear Bearing Seat) — ตำแหน่งผิวเพลาฝั่งท้ายที่จะสัมผัสกับ bearing จริงเช่นเดียวกับ Left Journal
6. Drive Unit (Variable Speed) — มอเตอร์ขับที่หมุน rotor ด้วยความเร็วต่ำที่ปรับได้ระหว่างกระบวนการ balance มักต่ำกว่าความเร็วใช้งานจริงมาก (low-speed balancing) เพราะยังตรวจจับ unbalance สถิตได้เพียงพอโดยไม่ต้องเสี่ยงหมุนเร็วนอกเครื่อง
7. Support Rollers (Adjustable) — ลูกกลิ้งรองรับเพลาที่ตำแหน่ง journal ปรับระยะได้ให้พอดีกับขนาด rotor แต่ละรุ่น ทำหน้าที่คล้าย bearing ชั่วคราวระหว่างการทดสอบ
8. Machine Base (Rigid Foundation) — ฐานเครื่อง balancing ที่ต้องแข็งแรงและมั่นคงมาก เพื่อไม่ให้ตัวฐานเองสั่นตอบสนองแล้วปนเข้าไปในสัญญาณที่วัดได้
9. Balancing Controller (Measurement & Display) — ชุดควบคุมและแสดงผลที่คำนวณขนาดและตำแหน่งมุมของน้ำหนักถ่วงที่ต้องเพิ่มในแต่ละระนาบ ก่อนนำไปติดตั้งจริงแล้ววัดซ้ำเพื่อยืนยันว่า unbalance ลดลงอยู่ในเกณฑ์ยอมรับ (หมายเหตุ: ป้ายในภาพต้นฉบับสะกดคลาดเคลื่อนเล็กน้อยเป็น "Balamcing Controller" ซึ่งหมายถึง "Balancing Controller" — อ่านออกชัดเจน ไม่ทำให้เข้าใจผิด)

สรุปท้ายบท

ศัพท์เทคนิคในบทนี้

แบบทดสอบท้ายบท