1. Giriş

(Niyə bu əsəri yazmağa ehtiyac var idi?)

"Kinematics" MMC (Vibromera) tərəfindən istehsal olunan balanslaşdırma cihazlarının istehlak strukturunun təhlili göstərir ki, onlardan təxminən 30% balanslaşdırma maşınları və/və ya dayaqları üçün stasionar ölçmə və hesablama sistemləri kimi istifadə üçün alınır. Avadanlıqlarımızın iki qrup istehlakçısını (müştərilərini) müəyyən etmək mümkündür.

Birinci qrupa balanslaşdırıcı maşınların kütləvi istehsalı və xarici müştərilərə satışı üzrə ixtisaslaşan müəssisələr daxildir. Bu müəssisələrdə müxtəlif növ balanslaşdırıcı maşınların layihələndirilməsi, istehsalı və istismarı sahəsində dərin biliyə və böyük təcrübəyə malik yüksək ixtisaslı mütəxəssislər çalışır. Bu istehlakçılar qrupu ilə qarşılıqlı əlaqədə yaranan problemlər ən çox ölçü sistemlərimizi və proqram təminatımızı onların struktur icrası məsələlərini həll etmədən mövcud və ya yeni hazırlanmış maşınlara uyğunlaşdırmaqla bağlıdır.

İkinci qrup öz ehtiyacları üçün maşınlar (stendlər) hazırlayan və istehsal edən istehlakçılardan ibarətdir. Bu yanaşma daha çox müstəqil istehsalçıların öz istehsal xərclərini azaltmaq istəyi ilə izah olunur ki, bu da bəzi hallarda iki-üç dəfə və ya daha çox azala bilər. İstehlakçıların bu qrupu tez-tez maşın yaratmaqda lazımi təcrübəyə malik deyil və adətən öz işlərində sağlam düşüncədən, internetdən alınan məlumatlardan və mövcud analoqlardan istifadə edir.

Onlarla qarşılıqlı əlaqədə bir çox suallar yaranır ki, bu da balanslaşdırıcı maşınların ölçü sistemləri haqqında əlavə məlumatlarla yanaşı, maşınların struktur icrası, onların bünövrədə quraşdırılması üsulları, ötürücülərin seçilməsi və s. düzgün balanslaşdırma dəqiqliyinə nail olmaq və s.

İstehlakçılarımızdan böyük bir qrupunun balanslaşdırma maşınlarının müstəqil istehsalı məsələlərinə göstərdiyi əhəmiyyətli marağı nəzərə alaraq, "Kinematics" MMC (Vibromera) mütəxəssisləri ən çox verilən suallar üzrə şərh və tövsiyələri özündə birləşdirən bir toplu hazırlamışlar.

2. Balanslayıcı maşınların (stendlərin) növləri və onların konstruksiya xüsusiyyətləri

Balanslaşdırıcı maşın müxtəlif məqsədlər üçün rotorların statik və ya dinamik balanssızlığını aradan qaldırmaq üçün hazırlanmış texnoloji cihazdır. O, balanslaşdırılmış rotoru müəyyən bir fırlanma tezliyinə qədər sürətləndirən mexanizmi və rotorun balanssızlığını kompensasiya etmək üçün tələb olunan kütlələri və düzəldici çəkilərin yerləşdirilməsini təyin edən ixtisaslaşmış ölçmə və hesablama sistemini özündə birləşdirir.

Dəzgahın mexaniki hissəsinin konstruksiyası adətən dayaq dirəklərinin (yataklar) quraşdırıldığı bir yataq çərçivəsindən ibarətdir. Bunlar balanslaşdırılmış məhsulu (rotoru) quraşdırmaq üçün istifadə olunur və rotoru fırlatmaq üçün nəzərdə tutulmuş bir ötürücü daxildir. Məhsul fırlanarkən yerinə yetirilən balanslaşdırma prosesi zamanı ölçmə sisteminin sensorları (növü maşının dizaynından asılıdır) ya yataklardakı titrəmələri, ya da yataklardakı qüvvələri qeydə alır.

Bu şəkildə əldə edilən məlumatlar balanssızlığı kompensasiya etmək üçün lazım olan düzəldici çəkilərin kütlələrini və quraşdırılması yerlərini müəyyən etməyə imkan verir.

Hal-hazırda, iki növ balanslaşdırma maşını (stend) dizaynı ən çox yayılmışdır:

• Yumşaq rulman maşınları (çevik dayaqlarla);
• Sərt rulman maşınları (bərk dayaqlarla).

2.1. Yumşaq podşipniklər və dayaqlar

Soft Bearing balanslaşdırıcı maşınların (stendlərin) əsas xüsusiyyəti onların yay asmaları, yaylı vaqonlar, düz və ya silindrik yay dayaqları və s. əsasında hazırlanmış nisbətən çevik dayaqlara malik olmasıdır. Bu dayaqların təbii tezliyi ən azı 2-dir. -Onlara quraşdırılmış balanslaşdırılmış rotorun fırlanma tezliyindən 3 dəfə aşağıdır. Çevik Yumşaq Rulman dayaqlarının struktur icrasının klassik nümunəsini fotoşəkili Şəkil 2.1-də göstərilən DB-50 model maşın dəstəyində görmək olar.

Şəkil 2.1. DB-50 model balanslaşdırma maşınının dəstəyi.

Şəkil 2.1-də göstərildiyi kimi, daşınan çərçivə (sürgülü) 2 dayağın stasionar dirəklərinə 1 zolaq yaylarında 3 asma vasitəsi ilə bərkidilir. vaqon (sürgülü) 2 vibrasiya sensoru ilə ölçülən stasionar post 1-ə nisbətən üfüqi salınımları yerinə yetirə bilər.

Bu dəstəyin struktur icrası 1-2 Hz ətrafında ola bilən vaqon rəqslərinin aşağı təbii tezliyinə nail olmağı təmin edir. Bu, 200 rpm-dən başlayaraq rotorun geniş fırlanma tezlik diapazonunda balanslaşdırılmasına imkan verir. Bu xüsusiyyət, belə dayaqların istehsalının nisbi sadəliyi ilə yanaşı, bu dizaynı müxtəlif məqsədlər üçün öz ehtiyacları üçün balanslaşdırıcı maşınlar istehsal edən bir çox istehlakçılarımız üçün cəlbedici edir.

Şəkil 2.2. Mahaçqalada "Polymer LTD" tərəfindən istehsal olunmuş Balanslaşdırma Maşınının Yumşaq Yastıq Dəstəyi

Şəkil 2.2-də Mahaçqaladakı "Polymer LTD" şirkətində daxili ehtiyaclar üçün istehsal olunmuş asma yaylardan hazırlanmış dayaqları olan Yumşaq Yastıqlı Balanslaşdırma Maşınının fotoşəkili göstərilir. Maşın polimer materialların istehsalında istifadə olunan diyircəklərin balanslaşdırılması üçün nəzərdə tutulub.

Şəkil 2.3 Xüsusi alətlərin balanslaşdırılması üçün nəzərdə tutulmuş vaqon üçün oxşar zolaq asma ilə balanslaşdırıcı maşının fotoşəkili var.

Şəkillər 2.4.a və 2.4.b dayaqları da zolaq asma yaylarından istifadə edilməklə hazırlanmış sürücü vallarını balanslaşdırmaq üçün evdə hazırlanmış Soft Bearing maşınının fotoşəkillərini göstərin.

Şəkil 2.5 Turbomühərrikləri balanslaşdırmaq üçün hazırlanmış, vaqonlarının dayaqları da zolaq yaylarda asılmış Yumşaq Yastıqlı maşınının fotoşəklini təqdim edir. A. Şahqunyanın (Sankt-Peterburq) şəxsi istifadəsi üçün hazırlanmış maşın "Balanset 1" ölçmə sistemi ilə təchiz olunub.

İstehsalçıya görə (bax. Şəkil 2.6), bu maşın 0,2 g*mm-dən çox olmayan qalıq balanssızlığı olan turbinləri balanslaşdırmaq qabiliyyətini təmin edir.

Şəkil 2.3. Zolaq yaylarında dayaq asma ilə balanslaşdırıcı alətlər üçün yumşaq rulman maşını

Şəkil 2.4.a. Sürücü vallarının balanslaşdırılması üçün yumşaq rulman maşını (maşınla yığılmış)

Şəkil 2.4.b. Zolaq yaylarında asılmış vaqon dayaqları ilə ötürücü valları balanslaşdırmaq üçün yumşaq rulman maşını. (Yay zolaqlı asqı ilə aparıcı mil dəstəyi)

Şəkil 2.5. A.Şahqunyan (Sankt-Peterburq) tərəfindən hazırlanmış, zolaqlı yaylarda dayaqları olan turbokompressorların balanslaşdırılması üçün yumşaq podşipnik maşını

Şəkil 2.6. A. Şahqunyanın Maşınında Turbin Rotorunun Balansının Nəticələrini Göstərən 'Balanset 1' Ölçmə Sisteminin Ekran Nüsxəsi

Yuxarıda müzakirə edilən Soft Bearing balans maşını dayaqlarının klassik versiyasına əlavə olaraq, digər struktur həllər də geniş yayılmışdır.

Şəkil 2.7 və 2.8 Dəstəkləri düz (lövhəli) yaylar əsasında hazırlanmış ötürücü vallar üçün balanslaşdırma maşınlarının fotoşəkilləri təqdim olunur. Bu maşınlar müvafiq olaraq "Derqaçeva" özəl müəssisəsinin və "Tatcardan" ("Kinetics-M") MMC-nin xüsusi ehtiyacları üçün istehsal edilmişdir.

Bu cür dayaqlara malik yumşaq rulmanlı balanslaşdırma maşınları, nisbi sadəliyi və istehsal qabiliyyətinə görə həvəskar istehsalçılar tərəfindən tez-tez təkrar istehsal olunur. Bu prototiplər ümumiyyətlə ya "K. Schenck" şirkətinin VBRF seriyalı maşınları, ya da oxşar yerli istehsal maşınlarıdır.

Şəkil 2.7 və 2.8-də göstərilən maşınlar iki dayaqlı, üç dayaqlı və dörd dayaqlı sürücü vallarının balanslaşdırılması üçün nəzərdə tutulmuşdur. Bənzər bir quruluşa malikdirlər, o cümlədən:

• çarpaz qabırğalarla birləşdirilmiş iki I-şüasına əsaslanan qaynaqlı yataq çərçivəsi 1;
• stasionar (ön) mil dayağı 2;
• hərəkətli (arxa) mil dəstəyi 3;
• bir və ya iki daşınan (aralıq) dayaqlar 4. Maşın üzərində balanslaşdırılmış ötürmə şaftını 7 quraşdırmaq üçün nəzərdə tutulmuş 2 və 3 ev mil qurğuları 5 və 6 dayaqlar.

Şəkil 2.7. "Dergacheva" özəl müəssisəsi tərəfindən düz (lövhəli) yaylar üzərində dayaqlarla idarəedici valları balanslaşdırmaq üçün yumşaq yastıq maşını

Şəkil 2.8. "Tatcardan" ("Kinetics-M") MMC tərəfindən düz yaylı dayaqlarla idarə olunan valları balanslaşdırmaq üçün yumşaq yastıq maşını

Dəstəklərin eninə salınımlarını ölçmək üçün istifadə olunan bütün dayaqlarda vibrasiya sensorları 8 quraşdırılmışdır. Dəstək 2 üzərində quraşdırılmış aparıcı mil 5, kəmər sürücüsü vasitəsilə elektrik mühərriki ilə fırlanır.

Şəkillər 2.9.a və 2.9.b düz yaylara əsaslanan balans maşınının dəstəyinin fotoşəkillərini göstərin.

Şəkil 2.9. Yastı yaylarla yumşaq rulman balanslaşdırıcı maşın dəstəyi

• a) Yan görünüş;
• b) Ön görünüş

Həvəskar istehsalçıların dizaynlarında bu cür dayaqlardan tez-tez istifadə etdiklərini nəzərə alsaq, onların tikintisinin xüsusiyyətlərini daha ətraflı araşdırmaq faydalıdır. Şəkil 2.9.a-da göstərildiyi kimi, bu dəstək üç əsas komponentdən ibarətdir:

• Aşağı dəstək lövhəsi 1: Ön mili dəstəyi üçün lövhə təlimatlara sərt şəkildə yapışdırılır; ara dayaqlar və ya arxa mil dayaqları üçün aşağı lövhə çərçivə bələdçiləri boyunca hərəkət edə bilən vaqon kimi nəzərdə tutulmuşdur.
• Üst dəstək lövhəsi 2, dayaq bloklarının quraşdırıldığı (roller dayaqları 4, mil, aralıq rulmanlar və s.).
• İki düz yay 3, alt və yuxarı daşıyıcı plitələrin birləşdirilməsi.

Balanslaşdırılmış rotorun sürətləndirilməsi və ya ləngiməsi zamanı baş verə biləcək əməliyyat zamanı dayaqların artan vibrasiya riskinin qarşısını almaq üçün dayaqlara kilidləmə mexanizmi daxil edilə bilər (bax. Şəkil 2.9.b). Bu mexanizm dayağın yastı yaylarından birinə qoşulmuş eksantrik qıfıl 6 ilə bağlana bilən sərt mötərizədən 5 ibarətdir. Kilid 6 və mötərizə 5 işə salındıqda, dayaq kilidlənir, sürətlənmə və yavaşlama zamanı artan vibrasiya riskini aradan qaldırır.

Yastı (boşqab) yaylarla hazırlanmış dayaqların layihələndirilməsi zamanı maşın istehsalçısı yayların sərtliyindən və balanslaşdırılmış rotorun kütləsindən asılı olaraq onların təbii salınımlarının tezliyini qiymətləndirməlidir. Bu parametri bilmək konstruktora balanslaşdırma zamanı dayaqların rezonanslı salınımları təhlükəsindən qaçaraq, rotorun əməliyyat fırlanma tezliklərinin diapazonunu şüurlu şəkildə seçməyə imkan verir.

Dəstəklərin, eləcə də balanslaşdırıcı maşınların digər komponentlərinin salınımlarının təbii tezliklərinin hesablanması və təcrübi olaraq təyin edilməsi üçün tövsiyələr 3-cü bölmədə müzakirə olunur.

Daha əvvəl qeyd edildiyi kimi, düz (boşqab) yaylardan istifadə edərək dəstək dizaynının sadəliyi və istehsal qabiliyyəti müxtəlif məqsədlər üçün balans maşınlarının həvəskar inkişaf etdiricilərini, o cümlədən krank vallarını, avtomobil turbomühərriklərinin rotorlarını və s.

Nümunə olaraq, Şəkil 2.10.a və 2.10.b-də turbomühərrik rotorlarını balanslaşdırmaq üçün hazırlanmış bir maşının ümumi görünüş eskizi təqdim olunur. Bu maşın Penzadakı "SuraTurbo" MMC-də istehsal olunub və daxili ehtiyaclar üçün istifadə olunur.

2.10.a. Turbomühərrik Rotorlarını Balanslaşdıran Maşın (Yan Görünüş)

2.10.b. Turbomühərrik rotorlarının balanslaşdırılması üçün maşın (ön dəstək tərəfdən görünüş)

Əvvəllər müzakirə edilmiş Soft Bearing balans maşınlarına əlavə olaraq, bəzən nisbətən sadə Soft Bearing stendləri yaradılır. Bu stendlər müxtəlif təyinatlı fırlanan mexanizmlərin minimal xərclərlə yüksək keyfiyyətli balanslaşdırılmasına imkan verir.

Silindrik sıxılma yayları üzərində qurulmuş düz lövhə (və ya çərçivə) əsasında qurulmuş bir neçə belə dayaq aşağıda nəzərdən keçirilir. Bu yaylar adətən elə seçilir ki, üzərində balanslaşdırılmış mexanizm quraşdırılmış lövhənin təbii rəqs tezliyi balanslaşdırma zamanı bu mexanizmin rotorunun fırlanma tezliyindən 2-3 dəfə aşağı olsun.

Figure 2.11 shows a photograph of a stand for balancing abrasive wheels, manufactured for the in-house production by P. Asharin.

Figure 2.11. Stand for Balancing Abrasive Wheels

The stand consists of the following main components:

• Plate 1, mounted on four cylindrical springs 2;
• Electric motor 3, whose rotor also serves as the spindle, on which a mandrel 4 is mounted, used for installing and securing the abrasive wheel on the spindle.

Bu dayaqın əsas xüsusiyyəti, aşındırıcı çarxdan düzəldici kütləni çıxarmaq üçün bucaq mövqeyini təyin etmək üçün dayaq ölçmə sisteminin ("Balanset 2C") bir hissəsi kimi istifadə olunan elektrik mühərrikinin rotorunun fırlanma bucağı üçün impuls sensoru 5-in daxil edilməsidir.

Figure 2.12 vakuum nasoslarını balanslaşdırmaq üçün istifadə olunan stendə aid fotoşəkil göstərilir. Bu stend "Ölçmə Zavodu" ASC tərəfindən sifarişlə hazırlanmışdır.

Şəkil 2.12. "Ölçmə Zavodu" ASC tərəfindən Balanslaşdırıcı Vakuum Nasosları üçün Stend"

The basis of this stand also uses Plate 1, mounted on cylindrical springs 2. On Plate 1, a vacuum pump 3 is installed, which has its own electric drive capable of varying speeds widely from 0 to 60,000 RPM. Vibration sensors 4 are mounted on the pump casing, which are used to measure vibrations in two different sections at different heights.

Nasos rotorunun fırlanma bucağı ilə vibrasiya ölçmə prosesinin sinxronlaşdırılması üçün dayaqda lazer faza bucağı sensoru 5 istifadə olunur. Belə dayaqların zahirən sadə xarici quruluşuna baxmayaraq, bu, nasosun çarxının çox yüksək keyfiyyətli balanslaşdırılmasına nail olmağa imkan verir.

Məsələn, altkritik fırlanma tezliklərində nasos rotorunun qalıq balanssızlığı, ISO 1940-1-2007 "Vibrasiya. Sərt rotorların balans keyfiyyətinə dair tələblər. Hissə 1. İcazə verilən balanssızlığın təyini" standartına uyğun olaraq G0.16 balans keyfiyyəti sinfi üçün müəyyən edilmiş tələblərə cavab verir."

The residual vibration of the pump casing achieved during balancing at rotational speeds up to 8,000 RPM does not exceed 0.01 mm/sec.

Balancing stands manufactured according to the scheme described above are also effective in balancing other mechanisms, such as fans. Examples of stands designed for balancing fans are shown in Figures 2.13 and 2.14.

Figure 2.13. Stand for Balancing Fan Impellers

Belə dayaqlarda əldə edilən ventilyator balanslaşdırma keyfiyyəti olduqca yüksəkdir. "Atlant-project" MMC-nin mütəxəssislərinin fikrincə, "Kinematics" MMC-nin tövsiyələrinə əsasən (Şəkil 2.14-ə baxın), ventilyatorların balanslaşdırılması zamanı əldə edilən qalıq vibrasiya səviyyəsi 0,8 mm/san təşkil etmişdir. Bu, ISO 31350-2007 "Vibrasiya. Sənaye ventilyatorları. İstehsal olunan vibrasiya və balanslaşdırma keyfiyyətinə dair tələblər" standartına uyğun olaraq BV5 kateqoriyasındakı ventilyatorlar üçün müəyyən edilmiş tolerantlıqdan üç dəfədən çox yaxşıdır."

Şəkil 2.14. Podolskda "Atlant-project" MMC tərəfindən istehsal olunmuş partlayışa davamlı avadanlığın ventilyator impellerlərinin balanslaşdırılması üçün dayaq

"Lissant Ventilyator Zavodu" ASC-də əldə edilən oxşar məlumatlar göstərir ki, kanal ventilyatorlarının seriyalı istehsalında istifadə edilən bu cür dayaqlar ardıcıl olaraq 0,1 mm/s-dən çox olmayan qalıq vibrasiyanı təmin etmişdir.

2.2. Sərt rulman maşınları

Hard Bearing balancing machines differ from the previously discussed Soft Bearing machines in the design of their supports. Their supports are made in the form of rigid plates with intricate slots (cut-outs). The natural frequencies of these supports significantly (at least 2-3 times) exceed the maximum rotational frequency of the rotor balanced on the machine.

Hard Bearing machines are more versatile than Soft Bearing ones, as they typically allow for high-quality balancing of rotors over a wider range of their mass and dimensional characteristics. An important advantage of these machines is also that they enable high-precision balancing of rotors at relatively low rotational speeds, which can be within the range of 200-500 RPM and lower.

Figure 2.15 "K. Schenk" tərəfindən istehsal olunan tipik Sərt Yastıqlı Balanslaşdırma Maşınının fotoşəklini göstərir. Bu şəkildən aydın olur ki, mürəkkəb yuvalardan əmələ gələn dayaq hissələrinin fərqli sərtliyə malik olması müşahidə olunur. Rotor balanssızlığı qüvvələrinin təsiri altında bu, dayaq hissələrinin bəzilərinin digərlərinə nisbətən deformasiyalarına (yerdəyişmələrinə) səbəb ola bilər. (Şəkil 2.15-də dayaq hissəsi qırmızı nöqtəli xətt ilə vurğulanıb və nisbətən uyğun hissəsi mavi rəngdə göstərilib).

To measure the said relative deformations, Hard Bearing machines can use either force sensors or highly sensitive vibration sensors of various types, including non-contact vibration displacement sensors.

Şəkil 2.15. "K. Schenk" tərəfindən hazırlanmış sərt yastıq balanslaşdırma maşını"

"Balanset" seriyalı cihazlar üçün müştərilərdən alınan sorğuların təhlili göstərir ki, daxili istifadə üçün bərk dayaqlı dəzgahların istehsalına maraq durmadan artmaqdadır. Buna həvəskar istehsalçılar tərəfindən öz inkişafları üçün analoq (və ya prototip) kimi istifadə edilən yerli balanslaşdırma dəzgahlarının dizayn xüsusiyyətləri haqqında reklam məlumatlarının geniş yayılması kömək edir.

Gəlin "Balanset" seriyalı cihazların bir sıra istehlakçılarının daxili ehtiyacları üçün istehsal olunan sərt dayaqlı maşınların bəzi variasiyalarını nəzərdən keçirək.

Figures 2.16.a – 2.16.d N. Obyedkov (Maqnitoqorsk şəhəri) tərəfindən istehsal olunmuş, ötürücü valları balanslaşdırmaq üçün hazırlanmış Sərt Yastıqlı Maşının fotoşəkillərini göstərin. Şəkil 2.16.a-da göründüyü kimi, maşın 2 dayaq (iki mil və iki aralıq) quraşdırılmış sərt çərçivədən 1 ibarətdir. Maşının əsas mili 3 asinxron elektrik mühərriki 4 tərəfindən kəmər ötürücüsü vasitəsilə fırlanır. Elektrik mühərrikinin 4 fırlanma sürətini idarə etmək üçün tezlik tənzimləyicisi 6 istifadə olunur. Maşın, ölçmə vahidi, kompüter, dörd qüvvə sensoru və faz bucağı sensorunu (sensorlar Şəkil 2.16.a-da göstərilməyib) özündə birləşdirən "Balanset 4" ölçmə və hesablama sistemi 5 ilə təchiz olunmuşdur.

Figure 2.16.a. Hard Bearing Machine for Balancing Drive Shafts, Manufactured by N. Obyedkov (Magnitogorsk)

Figure 2.16.b shows a photograph of the front support of the machine with the leading spindle 3, which is driven, as previously noted, by a belt drive from an asynchronous electric motor 4. This support is rigidly mounted on the frame.

Figure 2.16.b. Front (Leading) Spindle Support.

Figure 2.16.c features a photograph of one of the two movable intermediate supports of the machine. This support rests on slides 7, allowing for its longitudinal movement along the frame guides. This support includes a special device 8, designed for installing and adjusting the height of the intermediate bearing of the balanced drive shaft.

Figure 2.16.c. Intermediate Movable Support of the Machine

Figure 2.16.d arxa (idarə olunan) mil dayağının fotoşəklini göstərir ki, bu da ara dayaqlar kimi, maşın çərçivəsinin istiqamətləndiriciləri boyunca hərəkət etməyə imkan verir.

Figure 2.16.d. Rear (Driven) Spindle Support.

All the supports discussed above are vertical plates mounted on flat bases. The plates feature T-shaped slots (see Fig. 2.16.d), which divide the support into an inner part 9 (more rigid) and an outer part 10 (less rigid). The differing stiffness of the inner and outer parts of the support may result in relative deformation of these parts under the forces of unbalance from the balanced rotor.

Force sensors are typically used to measure the relative deformation of the supports in homemade machines. An example of how a force sensor is installed on a Hard Bearing balancing machine support is shown in Figure 2.16.e. As seen in this figure, the force sensor 11 is pressed against the side surface of the inner part of the support by a bolt 12, which passes through a threaded hole in the outer part of the support.

To ensure even pressure of bolt 12 across the entire plane of the force sensor 11, a flat washer 13 is placed between it and the sensor.

Figure 2.16.d. Example of Force Sensor Installation on a Support.

Maşının işləməsi zamanı balanslaşdırılmış rotordan gələn tarazlığın pozulması qüvvələri dayaq blokları (millər və ya aralıq yastıqlar) vasitəsilə dayaqın xarici hissəsində təsir göstərir və dayaq rotorun fırlanma tezliyində daxili hissəsinə nisbətən dövri olaraq hərəkət etməyə (deformasiyaya) başlayır. Bu, sensor 11-ə tarazlığın pozulması qüvvəsinə mütənasib olan dəyişkən bir qüvvənin təsir göstərməsinə səbəb olur. Onun təsiri altında qüvvə sensorunun çıxışında rotorun tarazlığının pozulmasının böyüklüyünə mütənasib elektrik siqnalı yaranır.

Bütün dayaqlara quraşdırılmış qüvvə sensorlarından gələn siqnallar maşının ölçmə və hesablama sisteminə daxil edilir və burada düzəldici çəkilərin parametrlərini təyin etmək üçün istifadə olunur.

Figure 2.17.a. "Vintli" valları balanslaşdırmaq üçün istifadə olunan yüksək ixtisaslaşmış Sərt Yastıqlı Dəzgahın fotoşəkili təqdim olunur. Bu dəzgah "Ufatverdosplav" MMC-də daxili istifadə üçün istehsal olunub.

Şəkildən göründüyü kimi, maşının fırlanma mexanizmi sadələşdirilmiş konstruksiyaya malikdir, o, aşağıdakı əsas komponentlərdən ibarətdir:

• Qaynaqlanmış çərçivə 1, çarpayı kimi xidmət edir;
• İki stasionar dayaq 2, çərçivəyə sərt şəkildə sabitlənmişdir;
• Electric motor 3, qayış ötürücü 4 vasitəsilə balanslaşdırılmış mili (vint) 5 idarə edən.

Şəkil 2.17.a. "Ufatverdosplav" MMC tərəfindən istehsal olunan Vint Vallarını Balanslaşdırmaq üçün Sərt Yastıq Maşını"

Dəzgahın dayaqları 2, T-formalı yuvaları olan şaquli şəkildə quraşdırılmış polad lövhələrdir. Hər bir dəstəyin yuxarı hissəsində, balanslaşdırılmış şaftın 5 fırlandığı, yuvarlanan rulmanlardan istifadə edərək hazırlanmış dəstək rulonları var.

Rotor balanssızlığının təsiri altında baş verən dayaqların deformasiyasını ölçmək üçün dayaqların yuvalarına quraşdırılmış qüvvə sensorları 6 istifadə olunur (Şəkil 2.17.b-yə baxın). Bu sensorlar bu maşında ölçmə və hesablama sistemi kimi istifadə olunan "Balanset 1" cihazına qoşulub.

Maşının fırlanma mexanizminin nisbi sadəliyinə baxmayaraq, Şəkil 2.17.a-da göründüyü kimi, mürəkkəb spiral səthə malik vintlərin kifayət qədər yüksək keyfiyyətli balanslaşdırılmasına imkan verir.

"Ufatverdosplav" MMC-yə görə, balanslaşdırma prosesi zamanı bu dəzgahda vintin ilkin balanssızlığı təxminən 50 dəfə azaldılıb.

Şəkil 2.17.b. Güc sensoru ilə vida vallarının balanslaşdırılması üçün sərt daşıyıcı maşın dəstəyi

Əldə edilən qalıq disbalans vintin birinci müstəvisində 3552 q*mm (185 mm radiusda 19,2 q), ikinci müstəvidə isə 2220 q*mm (185 mm radiusda 12,0 q) təşkil etmişdir. 500 kq ağırlığında və 3500 RPM fırlanma tezliyində işləyən rotor üçün bu disbalans, texniki sənədlərində göstərilən tələblərə cavab verən ISO 1940-1-2007 standartına uyğun olaraq G6.3 sinfinə uyğundur.

SV Morozov tərəfindən müxtəlif ölçülü iki Sərt Yastıqlı balanslaşdırma maşını üçün dayaqların eyni vaxtda quraşdırılması üçün tək bir bazadan istifadə etməyi nəzərdə tutan orijinal dizayn (Şəkil 2.18-ə baxın) təklif edilmişdir. İstehsalçının istehsal xərclərini minimuma endirməyə imkan verən bu texniki həllin aşkar üstünlükləri aşağıdakılardır:

• İstehsal sahəsinə qənaət;
• İki müxtəlif maşını idarə etmək üçün dəyişən tezlikli sürücü ilə bir elektrik mühərrikinin istifadəsi;
• İki fərqli maşını idarə etmək üçün bir ölçmə sisteminin istifadəsi.

Şəkil 2.18. SV Morozov tərəfindən istehsal olunmuş sərt yastıq balanslaşdırma maşını ("Tandem")

3. Balans maşınlarının əsas aqreqatlarının və mexanizmlərinin konstruksiyası üçün tələblər

3.1. rulmanlar

3.1.1. Theoretical Foundations of Bearing Design

Əvvəlki bölmədə balanslaşdırma maşınları üçün Yumşaq Yastıqlı və Sərt Yastıqlı dayaqların əsas dizayn icraları ətraflı müzakirə edilmişdir. Dizaynerlərin bu dayaqları dizayn edərkən və istehsal edərkən nəzərə almalı olduqları vacib parametr onların təbii salınım tezlikləridir. Bu vacibdir, çünki maşının ölçmə və hesablama sistemləri tərəfindən düzəldici çəkilərin parametrlərini hesablamaq üçün yalnız dayaqların titrəmə amplitüdünün (tsiklik deformasiya) deyil, həm də titrəmə fazasının ölçülməsi tələb olunur.

Əgər dayaqın təbii tezliyi balanslaşdırılmış rotorun fırlanma tezliyi ilə üst-üstə düşürsə (dayaq rezonansı), titrəmənin amplitudasının və fazasının dəqiq ölçülməsi praktik olaraq mümkün deyil. Bu, dayaqın rəqslərinin amplitudasında və fazasında dəyişikliklərin balanslaşdırılmış rotorun fırlanma tezliyindən asılı olaraq dəyişməsini göstərən qrafiklərdə aydın şəkildə göstərilir (Şəkil 3.1-ə baxın).

From these graphs, it follows that as the rotational frequency of the balanced rotor approaches the natural frequency of the support oscillations (i.e., when the ratio fp/fo is close to 1), there is a significant increase in amplitude associated with the resonance oscillations of the support (see Fig. 3.1.a). Simultaneously, graph 3.1.b shows that in the resonance zone, there is a sharp change in the phase angle ∆F°, which can reach up to 180°.

In other words, when balancing any mechanism in the resonance zone, even small changes in its rotation frequency can lead to significant instability in the measurement results of amplitude and phase of its vibration, leading to errors in calculating the parameters of corrective weights and negatively affecting the quality of balancing.

Yuxarıdakı qrafiklər, sərt yastıqlı maşınlar üçün rotorun işləmə tezliklərinin yuxarı həddi dayaqın təbii tezliyindən (ən azı) 2-3 dəfə aşağı olmalıdır deyə əvvəlki tövsiyələri təsdiqləyir. Yumşaq yastıqlı maşınlar üçün balanslaşdırılmış rotorun icazə verilən işləmə tezliklərinin aşağı həddi dayaqın təbii tezliyindən (ən azı) 2-3 dəfə yüksək olmalıdır.

Figure 3.1. Graphs showing changes in relative amplitude and phase of vibrations of the balancing machine support as a function of rotational frequency changes.

• Ад – Amplitude of dynamic vibrations of the support;
• e = m*r / M - Balanslaşdırılmış rotorun spesifik disbalansı;
• m – Unbalanced mass of the rotor;
• M – Mass of the rotor;
• r – Radius at which the unbalanced mass is located on the rotor;
• fp – Rotational frequency of the rotor;
• fo – Natural frequency of vibrations of the support

Given the information presented, operating the machine in the resonance area of its supports (highlighted in red in Fig. 3.1) is not recommended. The graphs shown in Fig. 3.1 also demonstrate that for the same imbalances of the rotor, the actual vibrations of the Soft Bearing machine supports are significantly lower than those occurring on the Soft Bearing machine supports.

From this, it follows that sensors used to measure vibrations of supports in Hard Bearing machines must have higher sensitivity than those in Soft Bearing machines. This conclusion is well supported by the actual practice of using sensors, which shows that absolute vibration sensors (vibro-accelerometers and/or vibro-velocity sensors), successfully used in Soft Bearing balancing machines, often cannot achieve the necessary balancing quality on Hard Bearing machines.

On these machines, it is recommended to use relative vibration sensors, such as force sensors or highly sensitive displacement sensors.

3.1.2. Estimating Natural Frequencies of Supports Using Calculation Methods

A designer can perform an approximate (estimative) calculation of the natural frequency of a support fo​ using formula 3.1, by simplistically treating it as a vibrational system with one degree of freedom, which (see Fig. 2.19.a) is represented by a mass M, oscillating on a spring with stiffness K.

The mass M used in the calculation for a symmetric inter-bearing rotor can be approximated by formula 3.2.

burada Mo, dayaq hissəsinin hərəkət edən hissəsinin kütləsi (kq ilə), Mr isə balanslaşdırılmış rotorun kütləsi (kq ilə), n isə balanslaşdırmada iştirak edən maşın dayaqlarının sayıdır.

The stiffness K of the support is calculated using formula 3.3 based on the results of experimental studies that involve measuring the deformation ΔL of the support when it is loaded with a static force P (see Figs. 3.2.a and 3.2.b).

burada ΔL dayaqların metrlə ifadə olunmuş deformasiyasıdır; P isə Nyutonlarla ifadə olunmuş statik qüvvədir.

The magnitude of the loading force P can be measured using a force-measuring instrument (e.g., a dynamometer). The displacement of the support ΔL is determined using a device for measuring linear displacements (e.g., a dial indicator).

3.1.3. Experimental Methods for Determining Natural Frequencies of Supports

Yuxarıda müzakirə edilən dayaqların təbii tezliklərinin sadələşdirilmiş metodla hesablanmasının əhəmiyyətli səhvlərə səbəb ola biləcəyini nəzərə alaraq, əksər həvəskar tərtibatçılar bu parametrləri eksperimental metodlarla təyin etməyə üstünlük verirlər. Bunun üçün onlar "Balanset" seriyalı cihazlar da daxil olmaqla balanslaşdırma maşınlarının müasir vibrasiya ölçmə sistemlərinin təmin etdiyi imkanlardan istifadə edirlər.

3.1.3.1. Determining Natural Frequencies of Supports by Impact Excitation Method

The impact excitation method is the simplest and most common way to determine the natural frequency of vibrations of a support or any other machine component. It is based on the fact that when any object, such as a bell (see Fig. 3.3), is impact-excited, its response manifests as a gradually decaying vibrational response. The frequency of the vibrational signal is determined by the structural characteristics of the object and corresponds to the frequency of its natural vibrations. For impact excitation of vibrations, any heavy tool can be used, such as a rubber mallet or a regular mallet.

Figure 3.3. Diagram of Impact Excitation Used to Determine the Natural Frequencies of an Object

The mass of the hammer should approximately be 10% of the mass of the object being excited. To capture the vibrational response, a vibration sensor should be installed on the object under examination, with its measuring axis aligned with the direction of impact excitation. In some cases, a microphone from a noise measuring device may be used as a sensor to perceive the vibrational response of the object.

Obyektin titrəmələri sensor tərəfindən elektrik siqnalına çevrilir və sonra spektr analizatorunun girişi kimi ölçmə cihazına göndərilir. Bu cihaz zaman funksiyasını və çürüyən titrəmə prosesinin spektrini qeyd edir (Şəkil 3.4-ə baxın), bunun təhlili obyektin təbii titrəmələrinin tezliyini (tezliklərini) müəyyən etməyə imkan verir.

Figure 3.5. Program Interface Showing Time Function Graphs and Spectrum of Decaying Impact Vibrations of the Examined Structure

The analysis of the spectrum graph presented in Figure 3.5 (see the lower part of the work window) shows that the main component of the natural vibrations of the examined structure, determined with reference to the abscissa axis of the graph, occurs at a frequency of 9.5 Hz. This method can be recommended for studies of the natural vibrations of both Soft Bearing and Hard Bearing balancing machine supports.

3.1.3.2. Determining Natural Frequencies of Supports in Coasting Mode

Bəzi hallarda, dayaqların təbii tezlikləri "sahildə" titrəmənin amplitudasını və fazasını dövri olaraq ölçməklə müəyyən edilə bilər. Bu metodun tətbiqində araşdırılan maşına quraşdırılmış rotor əvvəlcə maksimum fırlanma sürətinə qədər sürətləndirilir, bundan sonra onun ötürücüsü ayrılır və rotorun balanssızlığı ilə əlaqəli narahatedici qüvvənin tezliyi maksimumdan dayanma nöqtəsinə qədər tədricən azalır.

In this case, the natural frequencies of supports can be determined by two characteristics:

• By a local jump in vibration amplitude observed in the resonance areas;
• By a sharp change (up to 180°) in the vibration phase observed in the zone of the amplitude jump.

"Balanset" seriyalı cihazlarda, "sahildəki" obyektlərin təbii tezliklərini aşkar etmək üçün "Vibrometr" rejimi ("Balanset 1") və ya "Balanslaşdırma. Monitorinq" rejimi ("Balanset 2C" və "Balanset 4") istifadə edilə bilər ki, bu da rotorun fırlanma tezliyində amplituda və vibrasiya fazasının tsiklik ölçmələrinə imkan verir.

Bundan əlavə, "Balanset 1" proqram təminatı əlavə olaraq ixtisaslaşmış "Qrafiklər. Sahil" rejimini də özündə birləşdirir ki, bu da fırlanma tezliyinin dəyişmə funksiyası kimi sahildə dayaq vibrasiyalarının amplituda və faza dəyişikliklərinin qrafiklərini çəkməyə imkan verir və rezonansların diaqnozu prosesini əhəmiyyətli dərəcədə asanlaşdırır.

It should be noted that, for obvious reasons (see section 3.1.1), the method of identifying natural frequencies of supports on the coast can only be used in the case of studying Soft Bearing balancing machines, where the working frequencies of rotor rotation significantly exceed the natural frequencies of supports in the transverse direction.

In the case of Hard Bearing machines, where the working frequencies of rotor rotation exciting the vibrations of supports on the coast are significantly below the natural frequencies of the supports, the use of this method is practically impossible.

3.1.4. Practical Recommendations for Designing and Manufacturing Supports for Balancing Machines

3.1.2. Calculating Natural Frequencies of Supports by Computational Methods

Calculations of the natural frequencies of supports using the above-discussed calculation scheme can be performed in two directions:

• In the transverse direction of the supports, which coincides with the direction of measuring their vibrations caused by the forces of rotor unbalance;
• In the axial direction, coinciding with the axis of rotation of the balanced rotor mounted on the machine supports.

Şaquli istiqamətdə dayaqların təbii tezliklərinin hesablanması daha mürəkkəb hesablama texnikasının istifadəsini tələb edir ki, bu da (dayaq və balanslaşdırılmış rotorun parametrlərinə əlavə olaraq) çərçivənin parametrlərini və maşının təməl üzərində quraşdırılmasının xüsusiyyətlərini nəzərə almalıdır. Bu metod bu nəşrdə müzakirə olunmur. 3.1 düsturunun təhlili maşın dizaynerlərinin praktik fəaliyyətlərində nəzərə almalı olduqları bəzi sadə tövsiyələrə imkan verir. Xüsusilə, dayaqın təbii tezliyi onun sərtliyini və/və ya kütləsini dəyişdirməklə dəyişdirilə bilər. Sərtliyin artırılması dayaqın təbii tezliyini artırır, kütlənin artırılması isə onu azaldır. Bu dəyişikliklər qeyri-xətti, kvadrat-tərs əlaqəyə malikdir. Məsələn, dayaqın sərtliyinin ikiqat artırılması onun təbii tezliyini yalnız 1,4 dəfə artırır. Eynilə, dayaqın hərəkət edən hissəsinin kütləsinin ikiqat artırılması onun təbii tezliyini yalnız 1,4 dəfə azaldır.

3.1.4.1. Soft Bearing Machines with Flat Plate Springs

Düz yaylarla hazırlanmış balanslaşdırma maşını dayaqlarının bir neçə dizayn variantı yuxarıda 2.1-ci bölmədə müzakirə edilmiş və Şəkil 2.7 - 2.9-da təsvir edilmişdir. Əldə etdiyimiz məlumata görə, bu cür dizaynlar ən çox ötürücü valları balanslaşdırmaq üçün nəzərdə tutulmuş maşınlarda istifadə olunur.

Misal olaraq, müştərilərdən birinin ("Rost-Service" MMC, Sankt-Peterburq) öz dəzgah dayaqlarının istehsalında istifadə etdiyi yay parametrlərini nəzərdən keçirək. Bu dəzgah kütləsi 200 kq-dan çox olmayan 2, 3 və 4 dayaqlı ötürücü valları balanslaşdırmaq üçün nəzərdə tutulmuşdu. Müştəri tərəfindən seçilmiş dəzgahın aparıcı və ötürücü millərinin dayaqlarında istifadə edilən yayların həndəsi ölçüləri (hündürlük * en * qalınlıq) müvafiq olaraq 300*200*3 mm idi.

"Balanset 4" maşınının standart ölçmə sistemindən istifadə edərək zərbə həyəcanlandırma metodu ilə eksperimental olaraq təyin edilən yüklənməmiş dayaqın təbii tezliyinin 11-12 Hz olduğu aşkar edilmişdir. Dayaqların belə təbii titrəmə tezliyində, balanslaşdırma zamanı balanslaşdırılmış rotorun tövsiyə olunan fırlanma tezliyi 22-24 Hz-dən (1320-1440 RPM) aşağı olmamalıdır.

Eyni istehsalçı tərəfindən ara dayaqlarda istifadə edilən düz yayların həndəsi ölçüləri müvafiq olaraq 200*200*3 mm idi. Bundan əlavə, tədqiqatların göstərdiyi kimi, bu dayaqların təbii tezlikləri daha yüksək idi və 13-14 Hz-ə çatırdı.

Sınaq nəticələrinə əsasən, dəzgah istehsalçılarına milin və ara dayaqların təbii tezliklərini uyğunlaşdırmaq (bərabərləşdirmək) tövsiyə edildi. Bu, balanslaşdırma zamanı ötürücü valların əməliyyat fırlanma tezlikləri diapazonunun seçilməsini asanlaşdırmalı və dayaqların rezonans vibrasiya sahəsinə daxil olması səbəbindən ölçmə sisteminin oxunuşlarının potensial qeyri-sabitliyinin qarşısını almalıdır.

The methods for adjusting the natural frequencies of vibrations of supports on flat springs are obvious. This adjustment can be achieved by changing the geometric dimensions or shape of the flat springs, which is achieved, for example, by milling longitudinal or transverse slots that reduce their stiffness.

As previously mentioned, verification of the results of such adjustment can be conducted by identifying the natural frequencies of vibrations of the supports using the methods described in sections 3.1.3.1 and 3.1.3.2.

Figure 3.6 presents a classic version of the support design on flat springs, used in one of his machines by A. Sinitsyn. As shown in the figure, the support includes the following components:

• Upper plate 1;
• Two flat springs 2 and 3;
• Lower plate 4;
• Stop bracket 5.

Figure 3.6. Design Variation of a Support on Flat Springs

The upper plate 1 of the support can be used to mount the spindle or an intermediate bearing. Depending on the purpose of the support, the lower plate 4 can be rigidly attached to the machine guides or installed on movable slides, allowing the support to move along the guides. Bracket 5 is used to install a locking mechanism for the support, enabling it to be securely fixed during the acceleration and deceleration of the balanced rotor.

Yumşaq Yastıqlı maşın dayaqları üçün düz yaylar yarpaq yayından və ya yüksək keyfiyyətli ərintili poladdan hazırlanmalıdır. Aşağı axıcılıq möhkəmliyinə malik adi konstruksiya poladlarının istifadəsi məsləhət görülmür, çünki onlar iş zamanı statik və dinamik yüklər altında qalıq deformasiya yarada bilər ki, bu da maşının həndəsi dəqiqliyinin azalmasına və hətta dayaq sabitliyinin itirilməsinə səbəb ola bilər.

Balanslaşdırılmış rotor kütləsi 300-500 kq-dan çox olmayan maşınlar üçün dayaq qalınlığı 30-40 mm-ə qədər artırıla bilər və maksimum kütləsi 1000-dən 3000 kq-a qədər olan rotorları balanslaşdırmaq üçün nəzərdə tutulmuş maşınlar üçün dayaq qalınlığı 50-60 mm və ya daha çoxa çata bilər. Yuxarıda qeyd olunan dayaqların dinamik xüsusiyyətlərinin təhlili göstərdiyi kimi, onların eninə müstəvidə ("çevik" və "sərt" hissələrin nisbi deformasiyalarının ölçülmə müstəvisi) ölçülən təbii vibrasiya tezlikləri adətən 100 Hs və ya daha çoxu ötür. Balanslaşdırılmış rotorun fırlanma oxu ilə üst-üstə düşən istiqamətdə ölçülən frontal müstəvidə dayanan Sərt Yastıq dayağının təbii vibrasiya tezlikləri adətən xeyli aşağı olur. Maşında balanslaşdırılmış fırlanan rotorlar üçün işləmə tezliyi diapazonunun yuxarı həddini təyin edərkən əsasən bu tezliklər nəzərə alınmalıdır. Yuxarıda qeyd edildiyi kimi, bu tezliklərin təyini 3.1-ci bölmədə təsvir edilən zərbə həyəcanlandırma metodu ilə həyata keçirilə bilər.

Figure 3.7. Machine for Balancing Electric Motor Rotors, Assembled, Developed by A. Mokhov.

Figure 3.8. Machine for Balancing Turbopump Rotors, Developed by G. Glazov (Bishkek)

3.1.4.2. Soft Bearing Machine Supports with Suspension on Strip Springs

In designing strip springs used for supporting suspensions, attention should be paid to selecting the thickness and width of the spring strip, which on one hand must withstand the static and dynamic load of the rotor on the support, and on the other hand, must prevent the possibility of torsional vibrations of the support suspension, manifesting as axial run-out.

Zolaqlı yay asqılarından istifadə edərək balanslaşdırma maşınlarının struktur tətbiqinə dair nümunələr Şəkil 2.1 - 2.5-də (bölmə 2.1-ə baxın), eləcə də bu bölmənin Şəkil 3.7 və 3.8-də göstərilmişdir.

3.1.4.4. Maşınlar üçün Sərt Yastıq Dəstəkləri

Müştərilərlə geniş təcrübəmizdən göründüyü kimi, öz istehsalı olan balanslaşdırıcı istehsalçılarının əhəmiyyətli bir hissəsi son zamanlar sərt dayaqlı sərt daşıyıcı maşınlara üstünlük verməyə başlayıb. 2.2-ci bölmədə, Şəkil 2.16-2.18-də bu cür dayaqlardan istifadə edən maşınların müxtəlif struktur dizaynlarının fotoşəkilləri təsvir edilmişdir. Müştərilərimizdən biri tərəfindən maşın konstruksiyası üçün hazırlanmış sərt dayaqın tipik eskizi Şəkil 3.10-da təqdim olunur. Bu dayaq, şərti olaraq dayağı "sərt" və "çevik" hissələrə bölən P formalı yivli düz polad lövhədən ibarətdir. Balanssızlıq qüvvəsinin təsiri altında dayaqın "çevik" hissəsi "sərt" hissəsinə nisbətən deformasiyaya uğraya bilər. Dəstəyin qalınlığı, yivlərin dərinliyi və dayaqın "çevik" və "sərt" hissələrini birləşdirən körpünün eni ilə müəyyən edilən bu deformasiyanın böyüklüyü maşının ölçmə sisteminin müvafiq sensorlarından istifadə etməklə ölçülə bilər. Bu cür dayaqların eninə sərtliyini hesablamaq üçün metodun olmaması səbəbindən, P-formalı yivin dərinliyi h, körpünün eni t, eləcə də dayaq qalınlığı r nəzərə alınmaqla (Şəkil 3.10-a baxın), bu dizayn parametrləri adətən tərtibatçılar tərəfindən eksperimental olaraq müəyyən edilir.

Balanslaşdırılmış rotor kütləsi 300-500 kq-dan çox olmayan maşınlar üçün dayaq qalınlığı 30-40 mm-ə qədər artırıla bilər və maksimum kütləsi 1000-dən 3000 kq-a qədər olan rotorları balanslaşdırmaq üçün nəzərdə tutulmuş maşınlar üçün dayaq qalınlığı 50-60 mm və ya daha çoxa çata bilər. Yuxarıda qeyd olunan dayaqların dinamik xüsusiyyətlərinin təhlili göstərdiyi kimi, onların eninə müstəvidə ("çevik" və "sərt" hissələrin nisbi deformasiyalarının ölçülmə müstəvisi) ölçülən təbii vibrasiya tezlikləri adətən 100 Hs və ya daha çoxu ötür. Balanslaşdırılmış rotorun fırlanma oxu ilə üst-üstə düşən istiqamətdə ölçülən frontal müstəvidə dayanan Sərt Yastıq dayağının təbii vibrasiya tezlikləri adətən xeyli aşağı olur. Maşında balanslaşdırılmış fırlanan rotorlar üçün işləmə tezlik diapazonunun yuxarı həddini təyin edərkən əsasən bu tezliklər nəzərə alınmalıdır.

Figure 3.26. Example of Using a Used Lathe Bed for Manufacturing a Hard Bearing Machine for Balancing Augers.

Figure 3.27. Example of Using a Used Lathe Bed for Manufacturing a Soft Bearing Machine for Balancing Shafts.

Figure 3.28. Example of Fabricating an Assembled Bed from Channels

Figure 3.29. Example of Fabricating a Welded Bed from Channels

Figure 3.30. Example of Manufacturing a Welded Bed from Channels

Figure 3.31. Example of a Balancing Machine Bed Made of Polymer Concrete

Adətən, bu cür çarpayılar istehsal edilərkən, onların yuxarı hissəsi balanslaşdırma maşınının dayaq dayaqlarının yerləşdiyi istiqamətləndirici kimi istifadə olunan polad əlavələrlə möhkəmləndirilir. Son zamanlar vibrasiyanı azaldan örtüklü polimer betondan hazırlanmış çarpayılar geniş istifadə olunmağa başlayıb. Çarpayıların istehsalı üçün bu texnologiya internetdə yaxşı təsvir olunub və DIY istehsalçıları tərəfindən asanlıqla tətbiq oluna bilər. Nisbətən sadəliyi və istehsalın aşağı qiyməti səbəbindən bu çarpayılar metal həmkarlarına nisbətən bir sıra əsas üstünlüklərə malikdir:

• Higher damping coefficient for vibrational oscillations;
• Lower thermal conductivity, ensuring minimal thermal deformation of the bed;
• Higher corrosion resistance;
• Absence of internal stresses.

3.1.4.3. Soft Bearing Machine Supports Made Using Cylindrical Springs

An example of a Soft Bearing balancing machine, in which cylindrical compression springs are used in the design of the supports, is shown in Figure 3.9. The main drawback of this design solution is related to the varying degrees of spring deformation in the front and rear supports, which occurs if the loads on the supports are unequal during the balancing of asymmetrical rotors. This naturally leads to misalignment of the supports and skewing of the rotor axis in the vertical plane. One of the negative consequences of this defect may be the emergence of forces that cause the rotor to shift axially during rotation.

Fig. 3.9. Soft Bearing Support Construction Variant for Balancing Machines Using Cylindrical Springs.

3.1.4.4. Maşınlar üçün Sərt Yastıq Dəstəkləri

Müştərilərlə geniş təcrübəmizdən göründüyü kimi, öz istehsalı olan balanslaşdırıcı istehsalçılarının əhəmiyyətli bir hissəsi son zamanlar sərt dayaqlı sərt daşıyıcı maşınlara üstünlük verməyə başlayıb. 2.2-ci bölmədə, Şəkil 2.16-2.18-də bu cür dayaqlardan istifadə edən maşınların müxtəlif struktur dizaynlarının fotoşəkilləri təsvir edilmişdir. Müştərilərimizdən biri tərəfindən maşın konstruksiyası üçün hazırlanmış sərt dayaqın tipik eskizi Şəkil 3.10-da təqdim olunur. Bu dayaq, şərti olaraq dayağı "sərt" və "çevik" hissələrə bölən P formalı yivli düz polad lövhədən ibarətdir. Balanssızlıq qüvvəsinin təsiri altında dayaqın "çevik" hissəsi "sərt" hissəsinə nisbətən deformasiyaya uğraya bilər. Dəstəyin qalınlığı, yivlərin dərinliyi və dayaqın "çevik" və "sərt" hissələrini birləşdirən körpünün eni ilə müəyyən edilən bu deformasiyanın böyüklüyü maşının ölçmə sisteminin müvafiq sensorlarından istifadə etməklə ölçülə bilər. Bu cür dayaqların eninə sərtliyini hesablamaq üçün metodun olmaması səbəbindən, P-formalı yivin dərinliyi h, körpünün eni t, eləcə də dayaq qalınlığı r nəzərə alınmaqla (Şəkil 3.10-a baxın), bu dizayn parametrləri adətən tərtibatçılar tərəfindən eksperimental olaraq müəyyən edilir.

Fig. 3.10. Sketch of Hard Bearing Support for Balancing Machine

Müştərilərimizin öz maşınları üçün istehsal olunan bu cür dayaqların müxtəlif tətbiqlərini əks etdirən fotoşəkillər Şəkil 3.11 və 3.12-də təqdim olunur. Maşın istehsalçıları olan bir neçə müştərimizdən əldə edilən məlumatları ümumiləşdirərək, müxtəlif ölçülü və yük tutumlu maşınlar üçün müəyyən edilmiş dayaqların qalınlığına dair tələblər formalaşdırıla bilər. Məsələn, 0,1 ilə 50-100 kq arasında ağırlığında rotorları balanslaşdırmaq üçün nəzərdə tutulmuş maşınlar üçün dayaqların qalınlığı 20 mm ola bilər.

Fig. 3.11. Hard Bearing Supports for Balancing Machine, Manufactured by A. Sinitsyn

Fig. 3.12. Hard Bearing Support for Balancing Machine, Manufactured by D. Krasilnikov

Balanslaşdırılmış rotor kütləsi 300-500 kq-dan çox olmayan maşınlar üçün dayaq qalınlığı 30-40 mm-ə qədər artırıla bilər və maksimum kütləsi 1000-dən 3000 kq-a qədər olan rotorları balanslaşdırmaq üçün nəzərdə tutulmuş maşınlar üçün dayaq qalınlığı 50-60 mm və ya daha çoxa çata bilər. Yuxarıda qeyd olunan dayaqların dinamik xüsusiyyətlərinin təhlili göstərdiyi kimi, onların eninə müstəvidə ("çevik" və "sərt" hissələrin nisbi deformasiyalarının ölçülmə müstəvisi) ölçülən təbii vibrasiya tezlikləri adətən 100 Hs və ya daha çoxu ötür. Balanslaşdırılmış rotorun fırlanma oxu ilə üst-üstə düşən istiqamətdə ölçülən frontal müstəvidə dayanan Sərt Yastıq dayağının təbii vibrasiya tezlikləri adətən xeyli aşağı olur. Maşında balanslaşdırılmış fırlanan rotorlar üçün işləmə tezliyi diapazonunun yuxarı həddini təyin edərkən əsasən bu tezliklər nəzərə alınmalıdır. Yuxarıda qeyd edildiyi kimi, bu tezliklərin təyini 3.1-ci bölmədə təsvir edilən zərbə həyəcanlandırma metodu ilə həyata keçirilə bilər.

3.2. Supporting Assemblies of Balancing Machines

3.2.1. Main Types of Supporting Assemblies

In the manufacture of both Hard Bearing and Soft Bearing balancing machines, the following well-known types of supporting assemblies, used for the installation and rotation of balanced rotors on supports, can be recommended, including:

• Prismatic supporting assemblies;
• Supporting assemblies with rotating rollers;
• Spindle supporting assemblies.

3.2.1.1. Prismatic Supporting Assemblies

Müxtəlif dizayn seçimlərinə malik olan bu qurğular, adətən, 50-100 kq-dan çox olmayan kütləli rotorların balanslaşdırıla biləcəyi kiçik və orta ölçülü maşınların dayaqlarına quraşdırılır. Prizmatik dayaq qurğusunun ən sadə versiyasına nümunə Şəkil 3.13-də təqdim olunur. Bu dayaq qurğusu poladdan hazırlanır və turbin balanslaşdırma maşınında istifadə olunur. Bir sıra kiçik və orta ölçülü balanslaşdırma maşınları istehsalçıları prizmatik dayaq qurğuları istehsal edərkən qeyri-metal materiallardan (dielektriklərdən), məsələn, tekstolit, floroplastik, kaprolon və s. istifadə etməyə üstünlük verirlər.

3.13. Execution Variant of Prismatic Supporting Assembly, Used on a Balancing Machine for Automobile Turbines

Oxşar dayaq qurğuları (yuxarıdakı Şəkil 3.8-ə baxın), məsələn, G. Qlazov tərəfindən avtomobil turbinlərini balanslaşdırmaq üçün nəzərdə tutulmuş maşınında tətbiq edilmişdir. Flüoroplastikdən hazırlanmış prizmatik dayaq qurğusunun orijinal texniki həlli (Şəkil 3.14-ə baxın) "Technobalance" MMC tərəfindən təklif edilmişdir.

Şəkil 3.14. "Technobalance" MMC tərəfindən hazırlanmış prizmatik dayaq yığımı"

Bu xüsusi dayaq qurğusu, bir-birinə bucaq altında quraşdırılmış və dayaq oxlarına bərkidilmiş iki silindrik qol 1 və 2 istifadə edilərək formalaşdırılır. Balanslaşdırılmış rotor, qolların səthləri ilə silindrlərin generasiya xətləri boyunca təmasda olur ki, bu da rotor valı ilə dayaq arasındakı təmas sahəsini minimuma endirir və nəticədə dayaqdakı sürtünmə qüvvəsini azaldır. Lazım gələrsə, rotor valı ilə təmas sahəsində dayaq səthinin aşınması və ya zədələnməsi halında, qolun öz oxu ətrafında müəyyən bir bucaqla fırlanması ilə aşınma kompensasiyası imkanı təmin edilir. Qeyd etmək lazımdır ki, qeyri-metal materiallardan hazırlanmış dayaq qurğularından istifadə edərkən, balanslaşdırılmış rotorun maşın gövdəsinə torpaqlanmasının struktur imkanını təmin etmək lazımdır ki, bu da əməliyyat zamanı güclü statik elektrik yüklərinin yaranma riskini aradan qaldırır. Bu, birincisi, maşının ölçmə sisteminin işinə təsir edə biləcək elektrik müdaxiləsini və pozuntularını azaltmağa kömək edir və ikincisi, personalın statik elektrikin təsirindən təsirlənmə riskini aradan qaldırır.

3.2.1.2. Roller Supporting Assemblies

Bu qurğular adətən 50 kiloqram və daha çox kütləyə malik rotorları balanslaşdırmaq üçün nəzərdə tutulmuş maşınların dayaqlarına quraşdırılır. Onların istifadəsi prizmatik dayaqlarla müqayisədə dayaqlardakı sürtünmə qüvvələrini əhəmiyyətli dərəcədə azaldır və balanslaşdırılmış rotorun fırlanmasını asanlaşdırır. Nümunə olaraq, Şəkil 3.15-də məhsulun yerləşdirilməsi üçün diyircəklərdən istifadə edildiyi dayaq qurğusunun dizayn variantı göstərilir. Bu dizaynda standart diyircəkli yastıqlar 1 və 2 diyircəkləri kimi istifadə olunur, onların xarici halqaları maşının dayağının 3 gövdəsində sabitlənmiş stasionar oxlar üzərində fırlanır. Şəkil 3.16-da balanslaşdırma maşınlarının öz istehsalı olan istehsalçılarından biri tərəfindən layihələrində tətbiq edilən diyircəkli dayaq qurğusunun daha mürəkkəb dizaynının eskizi təsvir edilmişdir. Rəsmdən göründüyü kimi, diyircəyin (və nəticədə bütövlükdə dayaq qurğusunun) yük tutumunu artırmaq üçün diyircək gövdəsinə 3 bir cüt diyircəkli yastıqlar 1 və 2 quraşdırılmışdır. Bu dizaynın praktik tətbiqi, bütün aşkar üstünlüklərinə baxmayaraq, diyircəkli gövdəsinin 3 müstəqil istehsalına ehtiyacla əlaqəli olduqca mürəkkəb bir iş kimi görünür və bu, materialın həndəsi dəqiqliyi və mexaniki xüsusiyyətləri üçün çox yüksək tələblərin qoyulduğu deməkdir.

Fig. 3.15. Example of Roller Supporting Assembly Design

Fig. 3.16. Example of Roller Supporting Assembly Design with Two Rolling Bearings

Şəkil 3.17-də "Technobalance" MMC-nin mütəxəssisləri tərəfindən hazırlanmış öz-özünə düzülən diyircəkli dayaq qurğusunun dizayn variantı təqdim olunur. Bu dizaynda diyircəklərin öz-özünə düzülmə qabiliyyəti onlara iki əlavə sərbəstlik dərəcəsi verməklə əldə edilir və bu da diyircəklərin X və Y oxları ətrafında kiçik bucaq hərəkətləri etməsinə imkan verir. Balanslaşdırılmış rotorların quraşdırılmasında yüksək dəqiqliyi təmin edən bu cür dayaq qurğuları adətən ağır balanslaşdırma maşınlarının dayaqlarında istifadə üçün tövsiyə olunur.

Fig. 3.17. Example of Self-Aligning Roller Supporting Assembly Design

As mentioned earlier, roller support assemblies typically have fairly high requirements for precision manufacturing and rigidity. In particular, the tolerances set for radial runout of the rollers should not exceed 3-5 microns.

Təcrübədə, hətta tanınmış istehsalçılar tərəfindən belə, buna həmişə nail olunmur. Məsələn, müəllifin "K. Shenk" markalı H8V balanslaşdırıcı maşın modelinin ehtiyat hissələri kimi alınmış yeni diyircəkli dayaq dəstlərinin radial qaçışının sınaqdan keçirilməsi zamanı onların diyircəklərinin radial qaçışı 10-11 mikrona çatdı.

3.2.1.3. Spindle Supporting Assemblies

When balancing rotors with flange mounting (for example, cardan shafts) on balancing machines, spindles are used as supporting assemblies for positioning, mounting, and rotation of the balanced products.

Spindles are one of the most complex and critical components of balancing machines, largely responsible for achieving the required balancing quality.

İpliklərin dizaynı və istehsalı nəzəriyyəsi və təcrübəsi kifayət qədər yaxşı inkişaf etmişdir və geniş nəşrlərdə öz əksini tapmışdır. Bunların arasında Dr. Eng. DN Reshetovun redaktorluğu ilə yazılmış "Metalkəsmə dəzgahlarının detalları və mexanizmləri" [1] monoqrafiyası tərtibatçılar üçün ən faydalı və əlçatan monoqrafiya kimi seçilir.

Among the main requirements that should be considered in the design and manufacturing of balancing machine spindles, the following should be prioritized:

a) Providing high rigidity of the spindle assembly structure sufficient to prevent unacceptable deformations that may occur under the influence of unbalance forces of the balanced rotor;

b) Ensuring the stability of the spindle rotation axis position, characterized by permissible values of radial, axial, and axial runouts of the spindle;

c) Ensuring proper wear resistance of the spindle journals, as well as its seating and supporting surfaces used for mounting balanced products.

Bu tələblərin praktiki tətbiqi [1] işin VI "Minlər və onların dayaqları" bölməsində ətraflı şəkildə təsvir edilmişdir.

In particular, there are methodologies for verifying the rigidity and rotational accuracy of spindles, recommendations for selecting bearings, choosing spindle material and methods of its hardening, as well as much other useful information on this topic.

Work [1] notes that in the design of spindles for most types of metal-cutting machine tools, a two-bearing scheme is mainly used.

An example of the design variant of such a two-bearing scheme used in milling machine spindles (details can be found in work [1]) is shown in Fig. 3.18.

This scheme is quite suitable for the manufacture of balancing machine spindles, examples of design variants of which are shown below in Figures 3.19-3.22.

Fig. 3.18. Sketch of a Two-Bearing Milling Machine Spindle

Figure 3.19 shows one of the design variants of the leading spindle assembly of a balancing machine, rotating on two radial-thrust bearings, each of which has its own independent housing 1 and 2. A flange 4, intended for flange mounting of a cardan shaft, and a pulley 5, used to transmit rotation to the spindle from the electric motor using a V-belt drive, are mounted on the spindle shaft 3.

Figure 3.19. Example of Spindle Design on Two Independent Bearing Supports

Figures 3.20 and 3.21 show two closely related designs of leading spindle assemblies. In both cases, the spindle bearings are installed in a common housing 1, which has a through axial hole necessary for installing the spindle shaft. At the entrance and exit of this hole, the housing has special bores (not shown in the figures), designed to accommodate radial thrust bearings (roller or ball) and special flange covers 5, used to secure the outer rings of the bearings.

Figure 3.20. Example 1 of a Leading Spindle Design on Two Bearing Supports Installed in a Common Housing

Figure 3.21. Example 2 of a Leading Spindle Design on Two Bearing Supports Installed in a Common Housing

As in the previous version (see Fig. 3.19), a faceplate 2 is installed on the spindle shaft, intended for flange mounting of the drive shaft, and a pulley 3, used to transmit rotation to the spindle from the electric motor via a belt drive. A limb 4 is also fixed to the spindle shaft, which is used to determine the angular position of the spindle, utilized when installing test and corrective weights on the rotor during balancing.

Figure 3.22. Example of a Design of a Driven (Rear) Spindle

Figure 3.22 shows a design variant of the driven (rear) spindle assembly of a machine, which differs from the leading spindle only by the absence of the drive pulley and limb, as they are not needed.

Şəkil 3.23. İdarə olunan (Arxa) Oxun Dizayn İcrasına Nümunə

As seen in Figures 3.20 – 3.22, the spindle assemblies discussed above are attached to the Soft Bearing supports of balancing machines using special clamps (straps) 6. Other methods of attachment can also be used if necessary, ensuring proper rigidity and precision in positioning the spindle assembly on the support.

Figure 3.23 illustrates a design of flange mounting similar to that spindle, which can be used for its installation on a Hard Bearing support of a balancing machine.

3.2.1.3.4. Mili Sərtliyinin və Radial Qaçışın Hesablanması

Mili sərtliyini və gözlənilən radial qaçışı təyin etmək üçün 3.4 düsturundan istifadə etmək olar (Şəkil 3.24-dəki hesablama sxeminə baxın):

where:

• Y - mil konsolunun ucundakı milin elastik yerdəyişməsi, sm;
• P - mil konsoluna təsir edən hesablanmış yük, kq;
• A - milin arxa dayaq dəstəyi;
• B - milin ön dayaq dəstəyi;
• g - mili konsolun uzunluğu, sm;
• c - milin A və B dayaqları arasındakı məsafə, sm;
• J1 - dayaqlar arasındakı mil hissəsinin orta ətalət momenti, sm⁴;
• J2 - mil konsol hissəsinin orta ətalət momenti, sm⁴;
• jB və jA - müvafiq olaraq, milin ön və arxa dayaqları üçün yastıqların sərtliyi, kq/sm.

By transforming formula 3.4, the desired calculated value of the spindle assembly stiffness jшп can be determined:

Considering the recommendations of work [1] for medium-sized balancing machines, this value should not be below 50 kg/µm.

Radial qaçış hesablanması üçün 3.5 düsturu istifadə olunur:

where:

• ∆ is the radial runout at the spindle console end, µm;
• ∆B is the radial runout of the front spindle bearing, µm;
• ∆A is the radial runout of the rear spindle bearing, µm;
• g is the spindle console length, cm;
• c is the distance between supports A and B of the spindle, cm.

3.2.1.3.5. Ensuring Spindle Balance Requirements

Balanslaşdırma maşınlarının mil yığımları yaxşı balanslaşdırılmış olmalıdır, çünki hər hansı faktiki balanssızlıq əlavə xəta kimi balanslaşdırılan rotora ötürüləcək. Milin qalıq balanssızlığı üçün texnoloji toleranslar təyin edərkən, ümumiyyətlə, onun balanslaşdırılmasının dəqiqlik sinfinin dəzgahda balanslaşdırılan məhsulun dəqiqlik sinfindən ən azı 1-2 sinif yüksək olması tövsiyə olunur.

Considering the design features of the spindles discussed above, their balancing should be performed in two planes.

3.2.1.3.6. Ensuring Bearing Load Capacity and Durability Requirements for Spindle Bearings

Mili dizayn edərkən və yastıq ölçülərini seçərkən, yastıqların davamlılığını və yük tutumunu əvvəlcədən qiymətləndirmək məsləhətdir. Bu hesablamaların aparılması metodologiyası ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Divarlanan Yastıqlar - Dinamik Yük Qiymətləndirmələri və Qiymətləndirmə Ömrü" [3] standartında, eləcə də çoxsaylı (rəqəmsal daxil olmaqla) diyirlənən yastıq təlimatlarında ətraflı şəkildə verilə bilər.

3.2.1.3.7. Ensuring Requirements for Acceptable Heating of Spindle Bearings

According to recommendations from work [1], the maximum permissible heating of the outer rings of spindle bearings should not exceed 70°C. However, to ensure high-quality balancing, the recommended heating of the outer rings should not exceed 40 – 45°C.

3.2.1.3.8. Choosing the Type of Belt Drive and the Design of the Drive Pulley for the Spindle

When designing the driving spindle of a balancing machine, it is recommended to ensure its rotation using a flat belt drive. An example of the proper use of such a drive for spindle operation is presented in Figures 3.20 and 3.23. V-kəmərli və ya dişli kəmər ötürücülərindən istifadə arzuolunmazdır, çünki onlar kəmərlərdə və kasnaqlarda həndəsi qeyri-dəqiqliklər səbəbindən milə əlavə dinamik yüklər tətbiq edə bilər ki, bu da öz növbəsində balanslaşdırma zamanı əlavə ölçmə səhvlərinə səbəb ola bilər. Düz ötürücü kəmərlər üçün kasnaqlar üçün tövsiyə olunan tələblər ISO 17383-73 "Düz ötürücü kəmərlər üçün kasnaqlar" [4]-də təsvir edilmişdir.

The drive pulley should be positioned at the rear end of the spindle, as close as possible to the bearing assembly (with the minimal possible overhang). The design decision for the overhanging placement of the pulley, made in the manufacture of the spindle shown in Figure 3.19, can be considered unsuccessful, as it significantly increases the moment of dynamic drive load acting on the spindle supports.

Another significant drawback of this design is the use of a v-belt drive, the manufacturing and assembly inaccuracies of which can also be a source of undesirable additional load on the spindle.

3.3. Bed (Frame)

The bed is the main supporting structure of the balancing machine, on which its main elements are based, including the support posts and the drive motor. When selecting or manufacturing the bed of a balancing machine, it is necessary to ensure it meets several requirements, including necessary stiffness, geometric precision, vibration resistance, and wear resistance of its guides.

Practice shows that when manufacturing machines for their own needs, the following bed options are most commonly used:

• cast iron beds from used metal-cutting machines (lathes, woodworking, etc.);
• assembled beds based on channels, assembled using bolt connections;
• welded beds based on channels;
• polymer concrete beds with vibration-absorbing coatings.

Figure 3.25. Example of Using a Used Woodworking Machine Bed for Manufacturing a Machine for Balancing Cardan Shafts.

3.4. Drives for Balancing Machines

As the analysis of design solutions used by our clients in the manufacture of balancing machines shows, they mainly focus on using AC motors equipped with variable frequency drives during the design of drives. This approach allows for a wide range of adjustable rotation speeds for the balanced rotors with minimal cost. The power of the main drive motors used for spinning the balanced rotors is usually selected based on the mass of these rotors and can approximately be:

• ≤ 5 kq kütləli rotorları balanslaşdırmaq üçün nəzərdə tutulmuş maşınlar üçün 0,25 - 0,72 kVt;
• Kütləsi > 5 ≤ 50 kq olan rotorları balanslaşdırmaq üçün nəzərdə tutulmuş maşınlar üçün 0,72 - 1,2 kVt;
• Kütləsi > 50 ≤ 100 kq olan rotorları balanslaşdırmaq üçün nəzərdə tutulmuş maşınlar üçün 1,2 - 1,5 kVt;
• Kütləsi > 100 ≤ 500 kq olan rotorları balanslaşdırmaq üçün nəzərdə tutulmuş maşınlar üçün 1,5 - 2,2 kVt;
• Kütləsi > 500 ≤ 1000 kq olan rotorları balanslaşdırmaq üçün nəzərdə tutulmuş maşınlar üçün 2,2 - 5 kVt;
• Kütləsi > 1000 ≤ 3000 kq olan rotorları balanslaşdırmaq üçün nəzərdə tutulmuş maşınlar üçün 5 - 7,5 kVt.

These motors should be rigidly mounted on the machine bed or its foundation. Before installation on the machine (or at the installation site), the main drive motor, along with the pulley mounted on its output shaft, should be carefully balanced. To reduce electromagnetic interference caused by the variable frequency drive, it is recommended to install network filters at its input and output. These can be standard off-the-shelf products supplied by the manufacturers of the drives or homemade filters made using ferrite rings.

4. Balans maşınlarının ölçü sistemləri

"Kinematics" MMC (Vibromera) ilə əlaqə saxlayan balanslaşdırma maşınlarının həvəskar istehsalçılarının əksəriyyəti öz dizaynlarında şirkətimiz tərəfindən istehsal olunan "Balanset" seriyalı ölçmə sistemlərindən istifadə etməyi planlaşdırırlar. Bununla belə, bu cür ölçmə sistemlərini müstəqil şəkildə istehsal etməyi planlaşdıran bəzi müştərilər də var. Buna görə də, balanslaşdırma maşını üçün ölçmə sisteminin qurulmasını daha ətraflı müzakirə etmək məntiqlidir. Bu sistemlər üçün əsas tələb balanslaşdırılmış rotorun fırlanma tezliyində görünən vibrasiya siqnalının fırlanma komponentinin amplitudası və fazasının yüksək dəqiqlikli ölçmələrini təmin etmək zərurətidir. Bu məqsədə adətən aşağıdakılar da daxil olmaqla, texniki həllərin kombinasiyasından istifadə etməklə nail olunur:

• Use of vibration sensors with a high signal conversion coefficient;
• Use of modern laser phase angle sensors;
• Creation (or use) of hardware that allows for the amplification and digital conversion of sensor signals (primary signal processing);
• Balanslaşdırılmış rotorun fırlanma tezliyində özünü göstərən vibrasiya siqnalının fırlanma komponentinin yüksək qətnaməli və sabit şəkildə çıxarılmasına imkan verən vibrasiya siqnalının proqram təminatı emalının tətbiqi (ikinci dərəcəli emal).

Aşağıda, bir sıra tanınmış balanslaşdırma alətlərində tətbiq olunan bu cür texniki həllərin məlum variantlarını nəzərdən keçiririk.

4.1. Vibrasiya Sensorlarının Seçilməsi

In the measurement systems of balancing machines, various types of vibration sensors (transducers) can be used, including:

• Vibration acceleration sensors (accelerometers);
• Vibration velocity sensors;
• Vibration displacement sensors;
• Force sensors.

4.1.1. Vibration Acceleration Sensors

Vibrasiya sürətləndirici sensorlar arasında ən çox istifadə edilən pyezo və tutumlu (çipli) akselerometrlərdir ki, bunlar Yumşaq Yastıq tipli balanslaşdırma maşınlarında effektiv şəkildə istifadə edilə bilər. Praktikada, ümumiyyətlə, 10 ilə 30 mV/(m/s²) arasında dəyişən çevrilmə əmsalları (Kpr) olan vibrasiya sürətləndirici sensorlarından istifadə etməyə icazə verilir. Xüsusilə yüksək balanslaşdırma dəqiqliyi tələb edən balanslaşdırma maşınlarında Kpr 100 mV/(m/s²) və daha yüksək səviyyələrə çatan akselerometrlərdən istifadə etmək məsləhətdir. Balanslaşdırma maşınları üçün vibrasiya sensorları kimi istifadə edilə bilən pyezo akselerometrlərə nümunə olaraq, Şəkil 4.1-də "İzmeritel" MMC tərəfindən istehsal olunan DN3M1 və DN3M1V6 pyezo akselerometrləri göstərilir.

Figure 4.1. Piezo Accelerometers DN 3M1 and DN 3M1V6

To connect such sensors to vibration measuring instruments and systems, it is necessary to use external or built-in charge amplifiers.

Şəkil 4.2. AD1 Tutumlu Akselerometrlər MMC "Kinematics" (Vibromera) tərəfindən istehsal olunub

It should be noted that these sensors, which include widely used market boards of capacitive accelerometers ADXL 345 (see Figure 4.3), have several significant advantages over piezo accelerometers. Specifically, they are 4 to 8 times cheaper with similar technical characteristics. Moreover, they do not require the use of costly and finicky charge amplifiers needed for piezo accelerometers.

In cases where both types of accelerometers are used in the measurement systems of balancing machines, hardware integration (or double integration) of the sensor signals is usually performed.

Figure 4.2. Capacitive Accelerometers AD 1, assembled.

Şəkil 4.2. AD1 Tutumlu Akselerometrlər MMC "Kinematics" (Vibromera) tərəfindən istehsal olunub

It should be noted that these sensors, which include widely used market boards of capacitive accelerometers ADXL 345 (see Figure 4.3), have several significant advantages over piezo accelerometers. Specifically, they are 4 to 8 times cheaper with similar technical characteristics. Moreover, they do not require the use of costly and finicky charge amplifiers needed for piezo accelerometers.

Figure 4.3. Capacitive accelerometer board ADXL 345.

In this case, the initial sensor signal, proportional to vibrational acceleration, is accordingly transformed into a signal proportional to vibrational velocity or displacement. The procedure of double integration of the vibration signal is particularly relevant when using accelerometers as part of the measuring systems for low-speed balancing machines, where the lower rotor rotation frequency range during balancing can reach 120 rpm and below. When using capacitive accelerometers in the measuring systems of balancing machines, it should be considered that after integration, their signals may contain low-frequency interference, manifesting in the frequency range from 0.5 to 3 Hz. This may limit the lower frequency range of balancing on machines intended to use these sensors.

4.1.2. Vibration Velocity Sensors

4.1.2.1. Inductive Vibration Velocity Sensors.

These sensors include an inductive coil and a magnetic core. When the coil vibrates relative to a stationary core (or the core relative to a stationary coil), an EMF is induced in the coil, the voltage of which is directly proportional to the vibration velocity of the movable element of the sensor. The conversion coefficients (Кпр) of inductive sensors are usually quite high, reaching several tens or even hundreds of mV/mm/sec. In particular, the conversion coefficient of the Schenck model T77 sensor is 80 mV/mm/sec, and for the IRD Mechanalysis model 544M sensor, it is 40 mV/mm/sec. In some cases (for example, in Schenck balancing machines), special highly sensitive inductive vibration velocity sensors with a mechanical amplifier are used, where Кпр can exceed 1000 mV/mm/sec. If inductive vibration velocity sensors are used in the measuring systems of balancing machines, hardware integration of the electrical signal proportional to vibration velocity can also be performed, converting it into a signal proportional to vibration displacement.

Figure 4.4. Model 544M sensor by IRD Mechanalysis.

Figure 4.5. Model T77 sensor by Schenck

It should be noted that due to the labor intensity of their production, inductive vibration velocity sensors are quite scarce and expensive items. Therefore, despite the obvious advantages of these sensors, amateur manufacturers of balancing machines use them very rarely.

4.2. Faza Bucaq Sensorları

Titrəmə ölçmə prosesini balanslaşdırılmış rotorun fırlanma bucağı ilə sinxronlaşdırmaq üçün lazer (fotoelektrik) və ya induktiv sensorlar kimi faz bucağı sensorlarından istifadə olunur. Bu sensorlar həm yerli, həm də beynəlxalq istehsalçılar tərəfindən müxtəlif dizaynlarda istehsal olunur. Bu sensorların qiymət diapazonu təxminən 40 dollardan 200 dollara qədər əhəmiyyətli dərəcədə dəyişə bilər. Belə bir cihazın nümunəsi, şəkil 4.11-də göstərilən "Diamex" tərəfindən istehsal olunan faz bucağı sensorudur.

Şəkil 4.11: "Diamex" tərəfindən istehsal olunmuş Faza Bucağı Sensoru"

Başqa bir nümunə olaraq, Şəkil 4.12-də faz bucağı sensorları kimi Çində istehsal olunmuş DT 2234C modelinin lazer taxometrlərindən istifadə edən "Kinematics" MMC (Vibromera) tərəfindən tətbiq edilən bir model göstərilir. The obvious advantages of this sensor include:

• A wide operating range, allowing measurement of rotor rotation frequency from 2.5 to 99,999 revolutions per minute, with a resolution of no less than one revolution;
• Digital display;
• Ease of setting up the tachometer for measurements;
• Affordability and low market cost;
• Relative simplicity of modification for integration into the measuring system of a balancing machine.

Figure 4.12: Laser Tachometer Model DT 2234C

Bəzi hallarda, optik lazer sensorlarının istifadəsi hər hansı bir səbəbdən arzuolunmaz olduqda, onlar əvvəllər qeyd olunan ISAN E41A modeli və ya digər istehsalçıların oxşar məhsulları kimi induktiv təmasda olmayan yerdəyişmə sensorları ilə əvəz edilə bilər.

4.3. Vibrasiya Sensorlarında Siqnal Emalı Xüsusiyyətləri

Balanslaşdırma avadanlığında vibrasiya siqnalının fırlanma komponentinin amplitudasının və fazasının dəqiq ölçülməsi üçün adətən aparat və proqram təminatının emal alətlərinin kombinasiyası istifadə olunur. Bu alətlər imkan verir:

• Sensorun analoq siqnalının genişzolaqlı aparat filtrasiyası;
• Sensorun analoq siqnalının gücləndirilməsi;
• Analoq siqnalın inteqrasiyası və/və ya ikiqat inteqrasiyası (lazım olduqda);
• İzləmə filtrindən istifadə edərək analoq siqnalın dar zolaqlı filtrasiyası;
• Siqnalın analoqdan rəqəmə çevrilməsi;
• Rəqəmsal siqnalın sinxron filtrasiyası;
• Rəqəmsal siqnalın harmonik təhlili.

4.3.1. Genişzolaqlı Siqnal Filtrləmə

Bu prosedur, cihazın tezlik diapazonunun həm aşağı, həm də yuxarı sərhədlərində baş verə biləcək potensial müdaxilələrdən vibrasiya sensoru siqnalını təmizləmək üçün vacibdir. Balanslaşdırıcı maşının ölçmə cihazının zolaq keçirici filtrinin aşağı həddini 2-3 Hz, yuxarı həddini isə 50 (100) Hz olaraq təyin etməsi məsləhətdir. "Aşağı" filtrasiya, müxtəlif növ sensor ölçmə gücləndiricilərinin çıxışında görünə biləcək aşağı tezlikli səs-küyləri yatırmağa kömək edir. "Yuxarı" filtrasiya, maşının fərdi mexaniki komponentlərinin kombinasiya tezlikləri və potensial rezonans vibrasiyaları səbəbindən müdaxilə ehtimalını aradan qaldırır.

4.3.2. Sensordan Analoq Siqnalın Gücləndirilməsi

Balanslaşdırıcı maşının ölçmə sisteminin həssaslığını artırmaq lazımdırsa, vibrasiya sensorlarından ölçmə vahidinin girişinə gələn siqnallar gücləndirilə bilər. Həm sabit gücləndirmə əmsalı olan standart gücləndiricilərdən, həm də gücləndirməsi sensordan gələn real siqnal səviyyəsindən asılı olaraq proqramlı şəkildə dəyişdirilə bilən çoxmərhələli gücləndiricilərdən istifadə edilə bilər. Proqramlaşdırıla bilən çoxmərhələli gücləndiriciyə nümunə olaraq "L-Card" MMC tərəfindən E154 və ya E14-140 kimi gərginlik ölçmə çeviricilərində tətbiq olunan gücləndiriciləri göstərmək olar.

4.3.3. İnteqrasiya

Daha əvvəl qeyd edildiyi kimi, balanslaşdırıcı maşınların ölçü sistemlərində vibrasiya sensoru siqnallarının aparat inteqrasiyası və / və ya ikiqat inteqrasiyası tövsiyə olunur. Beləliklə, vibro-sürətlənməyə mütənasib olan ilkin akselerometr siqnalı vibro-sürətə (inteqrasiya) və ya vibro-yer dəyişdirməyə (ikiqat inteqrasiya) mütənasib siqnala çevrilə bilər. Eynilə, inteqrasiyadan sonra vibro-sürət sensoru siqnalı vibro-yer dəyişdirmə ilə mütənasib bir siqnala çevrilə bilər.

4.3.4. İzləmə Filtrindən istifadə edərək Analoq Siqnalın Dar Zolaqlı Filtrlənməsi

Balanslaşdırıcı maşınların ölçmə sistemlərində müdaxiləni azaltmaq və vibrasiya siqnalının emal keyfiyyətini yaxşılaşdırmaq üçün darzolaqlı izləmə filtrlərindən istifadə etmək olar. Bu filtrlərin mərkəzi tezliyi rotorun fırlanma sensoru siqnalından istifadə edərək balanslaşdırılmış rotorun fırlanma tezliyinə avtomatik olaraq tənzimlənir. Bu cür filtrlərin yaradılması üçün "MAXIM" şirkətinin MAX263, MAX264, MAX267, MAX268 kimi müasir inteqral sxemlərdən istifadə etmək olar.

4.3.5. Siqnalların Analoqdan Rəqəmə çevrilməsi

Analoq-rəqəm çevrilmə, amplituda və fazanın ölçülməsi zamanı vibrasiya siqnalının emal keyfiyyətinin yaxşılaşdırılması imkanını təmin edən vacib bir prosedurdur. Bu prosedur balanslaşdırma maşınlarının bütün müasir ölçmə sistemlərində tətbiq olunur. Belə ADC-lərin effektiv tətbiqinə nümunə olaraq, "Kinematics" (Vibromera) MMC tərəfindən istehsal olunan bir neçə balanslaşdırma maşınının ölçmə sistemində istifadə olunan "L-Card" MMC tərəfindən istehsal olunan E154 və ya E14-140 tipli gərginlik ölçmə çeviricilərini göstərmək olar. Bundan əlavə, "Kinematics" (Vibromera) MMC "Arduino" kontrollerlərinə əsaslanan daha ucuz mikroprosessor sistemlərindən, "Microchip" tərəfindən istehsal olunan PIC18F4620 mikrokontrollerindən və oxşar cihazlardan istifadə təcrübəsinə malikdir.

4.1.2.2. Pyezoelektrik Akselerometrlərə Əsaslanan Vibrasiya Sürət Sensorları

Bu tip sensor standart pyezoelektrik akselerometrdən korpusunda quraşdırılmış yük gücləndiricisi və inteqratoru ilə fərqlənir ki, bu da ona vibrasiya sürətinə mütənasib siqnal çıxarmağa imkan verir. Məsələn, yerli istehsalçılar (ZETLAB şirkəti və "Vibropribor" MMC) tərəfindən istehsal olunan pyezoelektrik vibrasiya sürəti sensorları Şəkil 4.6 və 4.7-də göstərilmişdir.

Figure 4.6. Model AV02 sensor by ZETLAB (Russia)

Şəkil 4.7. "Vibropribor" MMC tərəfindən istehsal olunmuş DVST 2 sensor modeli"

Such sensors are manufactured by various producers (both domestic and foreign) and are currently widely used, especially in portable vibration equipment. The cost of these sensors is quite high and can reach 20,000 to 30,000 rubles each, even from domestic manufacturers.

4.1.3. Displacement Sensors

Balanslaşdırıcı maşınların ölçmə sistemlərində təmassız yerdəyişmə sensorları - tutumlu və ya induktiv - də istifadə edilə bilər. Bu sensorlar statik rejimdə işləyə bilər və 0 Hs-dən başlayan vibrasiya proseslərinin qeydiyyatına imkan verir. Onların istifadəsi xüsusilə 120 dövr/dəq və daha aşağı fırlanma sürəti olan aşağı sürətli rotorların balanslaşdırılması halında təsirli ola bilər. Bu sensorların çevrilmə əmsalları 1000 mV/mm və daha yüksək səviyyəyə çata bilər ki, bu da əlavə gücləndirmə olmadan belə yerdəyişmənin ölçülməsində yüksək dəqiqlik və qətnamə təmin edir. Bu sensorların açıq üstünlüyü onların nisbətən aşağı qiymətidir ki, bu da bəzi yerli istehsalçılar üçün 1000 rubldan çox deyil. Bu sensorları balanslaşdırıcı maşınlarda istifadə edərkən, sensorun həssas elementi ilə titrəyən obyektin səthi arasındakı nominal işçi boşluğunun sensor bobinin diametri ilə məhdudlaşdığını nəzərə almaq vacibdir. Məsələn, Şəkil 4.8-də göstərilən sensor üçün, "TEKO" tərəfindən istehsal olunmuş ISAN E41A modelində, göstərilən işçi boşluğu adətən 3,8 ilə 4 mm arasındadır ki, bu da titrəyən obyektin yerdəyişməsini ±2,5 mm diapazonunda ölçməyə imkan verir.

Figure 4.8. Inductive Displacement Sensor Model ISAN E41A by TEKO (Russia)

4.1.4. Force Sensors

As previously noted, force sensors are used in the measurement systems installed on Hard Bearing balancing machines. These sensors, particularly due to their simplicity of manufacture and relatively low cost, are commonly piezoelectric force sensors. Examples of such sensors are shown in Figures 4.9 and 4.10.

Figure 4.9. Force Sensor SD 1 by Kinematika LLC

Şəkil 4.10: "STO Market" tərəfindən satılan Avtomobil Balanslaşdırma Maşınları üçün Qüvvə Sensoru"

Strain gauge force sensors, which are manufactured by a wide range of domestic and foreign producers, can also be used to measure relative deformations in the supports of Hard Bearing balancing machines.

4.4. "Balans Dəsti 2" Balanslaşdırma Maşınının Ölçmə Sisteminin Funksional Sxemi"

"Balanset 2" ölçmə sistemi balanslaşdırma maşınlarında ölçmə və hesablama funksiyalarının inteqrasiyasına müasir bir yanaşma təqdim edir. Bu sistem təsir əmsalı metodundan istifadə edərək korreksiyaedici çəkilərin avtomatik hesablanmasını təmin edir və müxtəlif maşın konfiqurasiyaları üçün uyğunlaşdırıla bilər.

Funksional sxemə siqnalın kondisionerləşdirilməsi, analoq-rəqəmsal çevrilmə, rəqəmsal siqnalın emalı və avtomatik hesablama alqoritmləri daxildir. Sistem həm iki müstəvili, həm də çox müstəvili balanslaşdırma ssenarilərini yüksək dəqiqliklə idarə edə bilir.

4.5. Rotorun balanslaşdırılmasında istifadə olunan korreksiya çəkilərinin parametrlərinin hesablanması

Korreksiyaedici çəkilərin hesablanması, rotorun müxtəlif müstəvilərdə sınaq çəkilərinə necə reaksiya verdiyini müəyyən edən təsir əmsalı metoduna əsaslanır. Bu metod bütün müasir balans sistemləri üçün əsasdır və həm sərt, həm də elastik rotorlar üçün dəqiq nəticələr verir.

4.5.1. İki dəstəkli rotorların balanslaşdırılması vəzifəsi və onun həlli üsulları

İkiqat dayaqlı rotorlar üçün (ən çox yayılmış konfiqurasiya) balanslaşdırma tapşırığı hər bir düzəliş müstəvisi üçün bir olan iki düzəliş çəkisinin təyin edilməsini əhatə edir. Təsir əmsalı metodu aşağıdakı yanaşmadan istifadə edir:

1. İlkin ölçmə (0-cı mərhələ): Heç bir sınaq çəkisi olmadan vibrasiyanı ölçün
2. İlk sınaq sınağı (1-ci sınağı): Məlum sınaq çəkisini 1-ci müstəviyə əlavə edin, cavabı ölçün
3. İkinci sınaq sınağı (2-ci sınağı): Sınaq çəkisini 2-ci müstəviyə keçirin, reaksiyanı ölçün
4. Hesablama: Proqram təminatı ölçülmüş cavablara əsasən daimi korreksiya çəkilərini hesablayır

Riyazi təməl, sınaq çəkisinin təsirlərini hər iki müstəvidə eyni anda tələb olunan düzəlişlərlə əlaqələndirən xətti tənliklər sisteminin həllini əhatə edir.

Figures 3.26 and 3.27 show examples of using lathe beds, based on which a specialized Hard Bearing machine for balancing augers and a universal Soft Bearing balancing machine for cylindrical rotors were manufactured. For DIY manufacturers, such solutions allow for creating a rigid support system for the balancing machine with minimal time and cost, on which support stands of various types (both Hard Bearing and Soft Bearing) can be mounted. The main task for the manufacturer in this case is to ensure (and restore if necessary) the geometric precision of the machine guides on which the support stands will be based. In DIY production conditions, fine scraping is usually used to restore the required geometric accuracy of the guides.

Figure 3.28 shows a version of an assembled bed made from two channels. In the manufacture of this bed, detachable bolted connections are used, allowing deformation of the bed to be minimized or completely eliminated during assembly without additional technological operations. To ensure proper geometric accuracy of the guides of the specified bed, mechanical processing (grinding, fine milling) of the top flanges of the channels used may be required.

Figures 3.29 and 3.30 present variations of welded beds, also made from two channels. The manufacturing technology for such beds may require a series of additional operations, such as heat treatment to relieve internal stresses that occur during welding. As with assembled beds, to ensure proper geometric accuracy of the guides of welded beds, mechanical processing (grinding, fine milling) of the top flanges of the channels used should be planned.

4.5.2. Çox dəstəkli rotorların dinamik balanslaşdırılması metodologiyası

Çoxdəstəkli rotorlar (üç və ya dörd dayaq nöqtəsi) daha mürəkkəb balanslaşdırma prosedurları tələb edir. Hər bir dayaq nöqtəsi ümumi dinamik davranışa töhfə verir və düzəliş bütün müstəvilər arasındakı qarşılıqlı təsirləri nəzərə almalıdır.

Metodologiya iki müstəvi yanaşmasını aşağıdakılarla genişləndirir:

• Bütün dəstək nöqtələrində vibrasiyanın ölçülməsi
• Birdən çox sınaq çəki mövqeyindən istifadə
• Daha böyük xətti tənliklər sistemlərinin həlli
• Korreksiya çəki paylanmasını optimallaşdırmaq

Kardan valları və oxşar uzun rotorlar üçün bu yanaşma adətən ISO keyfiyyət dərəcələri G6.3 və ya daha yüksək olan qalıq balanssızlıq səviyyələrinə nail olur.

4.5.3. Çox dəstəkli rotorların balanslaşdırılması üçün kalkulyatorlar

Üç dayaqlı və dörd dayaqlı rotor konfiqurasiyaları üçün ixtisaslaşmış hesablama alqoritmləri hazırlanmışdır. Bu kalkulyatorlar Balanset-4 proqram təminatında tətbiq olunur və mürəkkəb rotor həndəsələrini avtomatik olaraq idarə edə bilir.

Kalkulyatorlar aşağıdakıları nəzərə alır:

• Dəyişkən dəstək sərtliyi
• Korreksiya müstəviləri arasında çarpaz birləşmə
• Əlçatanlıq üçün çəki yerləşdirməsinin optimallaşdırılması
• Hesablanmış nəticələrin yoxlanılması

5. Balans maşınlarının işinin və düzgünlüyünün yoxlanılması üçün tövsiyələr

Balanslaşdırma maşınının dəqiqliyi və etibarlılığı bir çox amillərdən, o cümlədən onun mexaniki komponentlərinin həndəsi dəqiqliyindən, dayaqların dinamik xüsusiyyətlərindən və ölçmə sisteminin işləmə qabiliyyətindən asılıdır. Bu parametrlərin müntəzəm yoxlanılması balanslaşdırma keyfiyyətinin sabitliyini təmin edir və potensial problemlərin istehsala təsir etməzdən əvvəl müəyyən edilməsinə kömək edir.

5.1. Maşının həndəsi dəqiqliyinin yoxlanılması

Həndəsi dəqiqliyin yoxlanılmasına dayaqların düzülüşünün, istiqamətləndiricilərin paralelliyinin və mili yığımların konsentrikliyinin yoxlanılması daxildir. Dəqiqliyin qorunub saxlanılmasını təmin etmək üçün bu yoxlamalar ilkin quraşdırma zamanı və vaxtaşırı əməliyyat zamanı aparılmalıdır.

5.2. Maşının dinamik xüsusiyyətlərinin yoxlanılması

Dinamik xüsusiyyətlərin yoxlanılması, dayaqların və çərçivə komponentlərinin təbii tezliklərinin iş tezliklərindən düzgün şəkildə ayrılmasını təmin etmək üçün ölçülməsini əhatə edir. Bu, balanslaşdırma dəqiqliyinə xələl gətirə biləcək rezonans problemlərinin qarşısını alır.

5.3. Ölçmə sisteminin işləmə qabiliyyətinin yoxlanılması

Ölçmə sisteminin yoxlanılmasına sensorun kalibrlənməsi, faza uyğunlaşdırmasının yoxlanılması və siqnalın emal dəqiqliyinin yoxlanılması daxildir. Bu, bütün işləmə sürətlərində vibrasiya amplitudasının və fazasının etibarlı ölçülməsini təmin edir.

5.4. ISO 20076-2007 standartına uyğun olaraq Dəqiqlik Xüsusiyyətlərinin Yoxlanılması

ISO 20076-2007 standartı, kalibrlənmiş sınaq rotorlarından istifadə edərək balanslaşdırma maşınının dəqiqliyini yoxlamaq üçün standartlaşdırılmış prosedurlar təqdim edir. Bu prosedurlar maşının işini beynəlxalq səviyyədə tanınmış standartlara uyğun olaraq yoxlamağa kömək edir.

Ədəbiyyat

1. Reşetov DN (redaktor). "Metal Kəsici Dəzgah Alətlərinin Təfərrüatları və Mexanizmləri." Moskva: Maşinqroenie, 1972.
2. Kellenberger W. "Silindrik Səthlərin Spiral Üyüdülməsi." Maşın, 1963.
3. ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Divarlanan Yastıqlar - Dinamik Yük Qiymətləndirmələri və Qiymətləndirmə Ömrü.""
4. ISO 17383-73 "Düz ötürücü kəmərlər üçün kasnaklar.""
5. ISO 1940-1-2007 "Vibrasiya. Sərt rotorların balans keyfiyyətinə dair tələblər.""
6. ISO 20076-2007 "Balanslaşdırma maşınının dəqiqliyini yoxlamaq prosedurları.""