1. Въведение

(Защо е било необходимо да се напише този труд?)

Анализът на структурата на потребление на балансиращи устройства, произведени от LLC "Kinematics" (Vibromera), показва, че около 30% от тях са закупени за използване като стационарни измервателни и изчислителни системи за балансиращи машини и/или стендове. Възможно е да се идентифицират две групи потребители (клиенти) на нашето оборудване.

Първата група включва предприятия, които са специализирани в масовото производство на балансиращи машини и продажбата им на външни клиенти. В тези предприятия работят висококвалифицирани специалисти със задълбочени познания и богат опит в проектирането, производството и експлоатацията на различни видове балансиращи машини. Предизвикателствата, които възникват при взаимодействието с тази група потребители, най-често са свързани с адаптирането на нашите измервателни системи и софтуер към съществуващи или новоразработени машини, без да се решават въпроси, свързани с конструктивното им изпълнение.

Втората група се състои от потребители, които разработват и произвеждат машини (стендове) за собствени нужди. Този подход се обяснява най-вече със стремежа на независимите производители да намалят собствените си производствени разходи, които в някои случаи могат да намалеят от два до три и повече пъти. Тази група потребители често няма подходящ опит в създаването на машини и обикновено разчита на използването на здрав разум, информация от интернет и всякакви налични аналози в работата си.

Взаимодействието с тях поражда много въпроси, които освен допълнителна информация за измервателните системи на балансиращите машини, обхващат широк кръг от проблеми, свързани с конструктивното изпълнение на машините, методите за монтирането им върху фундамента, избора на задвижвания, постигането на подходяща точност на балансиране и др.

Предвид значителния интерес, проявен от голяма група наши потребители към въпросите за самостоятелното производство на балансиращи машини, специалисти от LLC "Kinematics" (Vibromera) са подготвили сборник с коментари и препоръки по най-често задаваните въпроси.

2. Видове балансиращи машини (стендове) и техните конструктивни особености

Балансиращата машина е технологично устройство, предназначено да елиминира статичния или динамичния дисбаланс на ротори за различни цели. Тя включва механизъм, който ускорява балансирания ротор до определена честота на въртене, и специализирана измервателна и изчислителна система, която определя масите и разположението на коригиращите тежести, необходими за компенсиране на дисбаланса на ротора.

Конструкцията на механичната част на машината обикновено се състои от рама, върху която са монтирани опорни стълбове (лагери). Те се използват за монтиране на балансирания продукт (ротор) и включват задвижване, предназначено за въртене на ротора. По време на процеса на балансиране, който се извършва, докато продуктът се върти, сензорите на измервателната система (чийто тип зависи от конструкцията на машината) регистрират или вибрации в лагерите, или сили в лагерите.

Получените по този начин данни позволяват да се определят масите и местата за монтиране на коригиращите тежести, необходими за компенсиране на дисбаланса.

Понастоящем най-разпространени са два типа конструкции на балансиращи машини (стендове):

• Машини с меки лагери (с гъвкави опори);
• Машини с твърди лагери (с твърди опори).

2.1. Машини и стендове с меки лагери

Основната характеристика на балансиращите машини (стендове) с меки лагери е, че те имат относително гъвкави опори, изработени на базата на пружинни окачвания, пружинни карета, плоски или цилиндрични пружинни опори и др. Собствената честота на тези опори е поне 2-3 пъти по-ниска от честотата на въртене на балансирания ротор, монтиран върху тях. Класически пример за конструктивното изпълнение на гъвкави опори с меки лагери може да се види в опората на машината модел DB-50, чиято снимка е показана на фигура 2.1.

Фигура 2.1. Опора на балансиращата машина модел DB-50.

Както е показано на фигура 2.1, подвижната рамка (плъзгач) 2 е прикрепена към неподвижните стълбове 1 на опората чрез окачване на лентови пружини 3. Под въздействието на центробежната сила, причинена от дисбаланса на ротора, монтиран върху опората, каретата (плъзгачът) 2 може да извършва хоризонтални колебания спрямо неподвижната стойка 1, които се измерват с помощта на сензор за вибрации.

Конструктивното изпълнение на тази опора осигурява постигането на ниска собствена честота на трептенията на каретата, която може да бъде около 1-2 Hz. Това позволява балансиране на ротора в широк диапазон от честоти на въртене, започвайки от 200 об/мин. Тази особеност, заедно с относителната простота на производството на такива опори, прави тази конструкция привлекателна за много от нашите потребители, които произвеждат балансиращи машини за собствените си нужди с различно предназначение.

Фигура 2.2. Опора на меки лагери на балансираща машина, произведена от "Полимер ООД", Махачкала

Фигура 2.2 показва снимка на балансираща машина за меки лагери с опори, изработени от окачващи пружини, произведена за собствени нужди в "Полимер ООД" в Махачкала. Машината е предназначена за балансиране на ролки, използвани в производството на полимерни материали.

Фигура 2.3 включва снимка на балансираща машина с подобно лентово окачване на каретата, предназначена за балансиране на специализирани инструменти.

Фигури 2.4.а и 2.4.б показва снимки на самоделна машина Soft Bearing за балансиране на задвижващи валове, чиито опори също са изработени с помощта на лентови пружини за окачване.

Фигура 2.5 представя снимка на машина с меки лагери, предназначена за балансиране на турбокомпресори, като опорите на каретките ѝ също са окачени на лентови пружини. Машината, изработена за частно ползване от А. Шахгунян (Санкт Петербург), е оборудвана с измервателна система "Balanset 1".

Според производителя (вж. фиг. 2.6) тази машина осигурява възможност за балансиране на турбини с остатъчен дисбаланс, който не надвишава 0,2 g*mm.

Фигура 2.3. Машина с меки лагери за балансиране на инструменти с опорно окачване върху лентови пружини

Фигура 2.4.а. Машина с меки лагери за балансиране на задвижващи валове (сглобена машина)

Фигура 2.4.b. Машина с меки лагери за балансиране на задвижващи валове с опори на каретата, окачени на лентови пружини. (Опора на водещия шпиндел с окачване на пружинната лента)

Фигура 2.5. Машина с меки лагери за балансиране на турбокомпресори с опори върху лентови пружини, произведена от A. Shahgunyan (Санкт Петербург)

Фигура 2.6. Екранно копие на измервателната система 'Balanset 1', показващо резултатите от балансирането на ротора на турбината на машината на А. Шахгунян

В допълнение към класическата версия на опорите на балансиращата машина с меки лагери, разгледана по-горе, широко разпространение получиха и други конструктивни решения.

Фигура 2.7 и 2.8 Представени са снимки на балансиращи машини за задвижващи валове, чиито опори са изработени на базата на плоски (дискови) пружини. Тези машини са произведени съответно за собствени нужди на частното предприятие "Дергачева" и ООД "Таткардан" ("Кинетика-М").

Машините за балансиране на меки лагери с такива опори често се възпроизвеждат от любителски производители поради тяхната относителна простота и технологичност. Тези прототипи обикновено са или машини от серията VBRF на "K. Schenck", или подобни машини от местно производство.

Машините, показани на фигури 2.7 и 2.8, са предназначени за балансиране на задвижващи валове с две, три и четири опори. Те имат сходна конструкция, включително:

• заварена рамка на леглото 1, базирана на две I-образни греди, свързани с напречни ребра;
• неподвижна (предна) опора на шпиндела 2;
• подвижна (задна) опора на шпиндела 3;
• една или две подвижни (междинни) опори 4. В опорите 2 и 3 са разположени шпинделните блокове 5 и 6, предназначени за монтиране на балансирания задвижващ вал 7 на машината.

Фигура 2.7. Машина с меки лагери за балансиране на карданни валове от частно предприятие "Дергачева" с опори върху плоски (дискови) пружини

Фигура 2.8. Машина с меки лагери за балансиране на задвижващи валове от LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M") с опори върху плоски пружини

На всички опори са монтирани сензори за вибрации 8, които се използват за измерване на напречните трептения на опорите. Водещият шпиндел 5, монтиран на опора 2, се върти от електродвигател чрез ремъчно задвижване.

Фигури 2.9.а и 2.9.б показват снимки на опората на балансиращата машина, която се основава на плоски пружини.

Фигура 2.9. Опора за балансираща машина с меки лагери и плоски пружини

• а) Изглед отстрани;
• б) Изглед отпред

Предвид факта, че производителите любители често използват такива опори в своите проекти, е полезно да се разгледат по-подробно особеностите на тяхната конструкция. Както е показано на фигура 2.9.а, тази опора се състои от три основни компонента:

• Долна опорна плоча 1: За предната опора на шпиндела плочата е неподвижно прикрепена към водачите; за междинните опори или задните опори на шпиндела долната плоча е проектирана като каретка, която може да се движи по водачите на рамката.
• Горна опорна плоча 2, върху които са монтирани опорните единици (ролкови опори 4, шпиндели, междинни лагери и др.).
• Две плоски пружини 3, свързване на долната и горната лагерна плоча.

За да се предотврати рискът от повишена вибрация на опорите по време на работа, която може да възникне при ускоряване или забавяне на балансирания ротор, опорите могат да включват заключващ механизъм (вж. фиг. 2.9.б). Този механизъм се състои от твърда скоба 5, която може да бъде задействана от ексцентрична блокировка 6, свързана с една от плоските пружини на опората. Когато ключалката 6 и скобата 5 са задействани, опората се заключва, като се елиминира рискът от повишени вибрации при ускоряване и забавяне.

При проектирането на опори, изработени с плоски (пластинчати) пружини, производителят на машината трябва да оцени честотата на техните собствени трептения, която зависи от коравината на пружините и масата на балансирания ротор. Познаването на този параметър позволява на конструктора съзнателно да избере диапазона на работните честоти на въртене на ротора, като се избягва опасността от резонансни трептения на опорите по време на балансиране.

Препоръките за изчисляване и експериментално определяне на собствените честоти на трептене на опорите, както и на други компоненти на балансиращите машини, са разгледани в раздел 3.

Както беше отбелязано по-рано, простотата и възможността за производство на опората, използваща плоски (пластинчати) пружини, привлича любители разработчици на балансиращи машини за различни цели, включително машини за балансиране на колянови валове, ротори на автомобилни турбокомпресори и др.

Като пример, фигури 2.10.а и 2.10.б представят обща скица на машина, предназначена за балансиране на ротори на турбокомпресори. Тази машина е произведена и се използва за вътрешни нужди в ООО "СураТурбо" в Пенза.

2.10.а. Машина за балансиране на роторите на турбокомпресора (страничен изглед)

2.10.b. Машина за балансиране на роторите на турбокомпресора (поглед от страната на предната опора)

В допълнение към разгледаните по-горе машини за балансиране на меки лагери понякога се създават сравнително прости стендове за меки лагери. Тези стендове позволяват висококачествено балансиране на ротационни механизми за различни цели с минимални разходи.

По-долу са разгледани няколко такива стенда, изградени на базата на плоска плоча (или рамка), поставена върху цилиндрични компресионни пружини. Тези пружини обикновено се избират така, че собствената честота на трептенията на плочата с монтирания върху нея балансиран механизъм да е 2 до 3 пъти по-ниска от честотата на въртене на ротора на този механизъм по време на балансиране.

Фигура 2.11 показва снимка на стойка за балансиране на абразивни дискове, изработена за вътрешното производство от P. Asharin.

Фигура 2.11. Стойка за балансиране на абразивни дискове

Стойката се състои от следните основни компоненти:

• Плоча 1, монтиран на четири цилиндрични пружини 2;
• Електрически двигател 3, чийто ротор служи и за шпиндел, на който е монтиран дорник 4, използван за монтиране и закрепване на абразивния диск върху шпиндела.

Ключова характеристика на този стенд е включването на импулсен сензор 5 за ъгъла на въртене на ротора на електродвигателя, който се използва като част от измервателната система на стенда ("Balanset 2C") за определяне на ъгловото положение за отстраняване на коригиращата маса от абразивния диск.

Фигура 2.12 показва снимка на стенд, използван за балансиране на вакуумни помпи. Този стенд е разработен по поръчка от АД "Измервателен завод".

Фигура 2.12. Стенд за балансиране на вакуумни помпи от АД "Измервателен завод""

В основата на този щанд се използва и Плоча 1, монтирани на цилиндрични пружини 2. На плоча 1 е монтирана вакуумна помпа 3, която има собствено електрическо задвижване, способно да променя скоростта в широки граници от 0 до 60 000 об/мин. Върху корпуса на помпата са монтирани сензори за вибрации 4, които се използват за измерване на вибрациите в две различни секции на различни височини.

За синхронизиране на процеса на измерване на вибрациите с ъгъла на въртене на ротора на помпата, на стойката се използва лазерен сензор за фазов ъгъл 5. Въпреки привидно опростената външна конструкция на такива стойки, той позволява постигане на много висококачествено балансиране на работното колело на помпата.

Например, при подкритични честоти на въртене, остатъчният дисбаланс на ротора на помпата отговаря на изискванията, определени за клас на качество на баланс G0.16 съгласно ISO 1940-1-2007 "Вибрация. Изисквания за качеството на баланс на твърди ротори. Част 1. Определяне на допустимия дисбаланс"."

Остатъчните вибрации на корпуса на помпата, постигнати по време на балансиране при скорости на въртене до 8000 об/мин, не надвишават 0,01 mm/s.

Балансиращите стойки, произведени по гореописаната схема, са ефективни и за балансиране на други механизми, като например вентилатори. Примери за стойки, предназначени за балансиране на вентилатори, са показани на фигури 2.13 и 2.14.

Фигура 2.13. Стойка за балансиране на работните колела на вентилатора

Качеството на балансиране на вентилаторите, постигнато на такива стендове, е доста високо. Според специалисти от "Атлант-проект" ООД, на стенда, проектиран от тях въз основа на препоръките на "Кинематика" ООД (виж фиг. 2.14), нивото на остатъчни вибрации, постигнато при балансиране на вентилаторите, е 0,8 мм/сек. Това е повече от три пъти по-добро от допустимото отклонение, установено за вентилатори от категория BV5 съгласно ISO 31350-2007 "Вибрация. Индустриални вентилатори. Изисквания за произведени вибрации и качество на балансиране"."

Фигура 2.14. Стенд за балансиране на вентилаторни работни колела на взривобезопасно оборудване от "Атлант-проект" ООД, Подолск

Подобни данни, получени в АД "Lissant Fan Factory", показват, че подобни стойки, използвани в серийното производство на канални вентилатори, постоянно осигуряват остатъчна вибрация, не по-голяма от 0,1 mm/s.

2.2. Машини с твърди лагери

Балансиращите машини с твърди лагери се различават от разгледаните по-рано машини с меки лагери по конструкцията на опорите си. Техните опори са изработени под формата на твърди плочи със сложни прорези (отвори). Собствените честоти на тези опори значително (поне 2-3 пъти) превишават максималната честота на въртене на ротора, балансиран върху машината.

Машините с твърди лагери са по-универсални от тези с меки лагери, тъй като обикновено позволяват висококачествено балансиране на ротори в по-широк диапазон от техните масови и размерни характеристики. Важно предимство на тези машини е и това, че те позволяват високопрецизно балансиране на ротори при относително ниски скорости на въртене, които могат да бъдат в диапазона 200-500 об/мин и по-ниски.

Фигура 2.15 показва снимка на типична машина за балансиране на твърди лагери, произведена от "K. Schenk". От тази фигура е видно, че отделните части на опората, образувани от сложните прорези, имат различна твърдост. Под въздействието на силите на небалансиране на ротора, това може да доведе до деформации (измествания) на някои части на опората спрямо други. (На Фигура 2.15 по-твърдата част на опората е маркирана с червена пунктирана линия, а относително гъвкавата ѝ част е в синьо).

За измерване на посочените относителни деформации машините с твърди лагери могат да използват или датчици за сила, или високочувствителни вибрационни датчици от различни видове, включително безконтактни датчици за вибрационно преместване.

Фигура 2.15. Машина за балансиране на твърди лагери от "K. Schenk""

Както показва анализът на получените от клиентите заявки за инструменти от серията "Balanset", интересът към производството на машини за балансиране с твърди лагери за вътрешна употреба непрекъснато нараства. Това се улеснява от широкото разпространение на рекламна информация за конструктивните характеристики на битовите балансиращи машини, които се използват от производители-любители като аналози (или прототипи) за собствените им разработки.

Нека разгледаме някои варианти на машини с твърди лагери, произведени за вътрешните нужди на редица потребители на инструментите от серията "Balanset".

Фигури 2.16.a - 2.16.d показват снимки на машина за твърди лагери, предназначена за балансиране на задвижващи валове, произведена от Н. Обедков (град Магнитогорск). Както се вижда на фиг. 2.16.а, машината се състои от твърда рамка 1, върху която са монтирани опори 2 (две шпинделни и две междинни). Главният шпиндел 3 на машината се върти от асинхронен електродвигател 4 чрез ремъчна предавка. За управление на скоростта на въртене на електродвигателя 4 се използва честотен регулатор 6. Машината е оборудвана с измервателно-изчислителна система 5 "Balanset 4", която включва измервателен блок, компютър, четири датчика за сила и датчик за фазов ъгъл (сензорите не са показани на фиг. 2.16.а).

Фигура 2.16.а. Машина с твърди лагери за балансиране на задвижващи валове, произведена от Н. Обиедков (Магнитогорск)

Фигура 2.16.b показва снимка на предната опора на машината с водещия шпиндел 3, който се задвижва, както вече беше отбелязано, чрез ремъчно задвижване от асинхронен електродвигател 4. Тази опора е неподвижно монтирана на рамата.

Фигура 2.16.b. Предна (водеща) опора на шпиндела.

Фигура 2.16.в включва снимка на една от двете подвижни междинни опори на машината. Тази опора лежи на плъзгачи 7, което позволява надлъжното ѝ преместване по направляващите на рамката. Тази опора включва специално устройство 8, предназначено за монтиране и регулиране на височината на междинния лагер на балансирания задвижващ вал.

Фигура 2.16.в. Междинна подвижна опора на машината

Фигура 2.16.d показва снимка на задната (задвижвана) опора на шпиндела, която, подобно на междинните опори, позволява движение по водачите на рамката на машината.

Фигура 2.16.d. Задна (задвижваща) опора на шпиндела.

Всички опори, разгледани по-горе, са вертикални плочи, монтирани върху плоски основи. Плочите имат Т-образни прорези (вж. фигура 2.16.г), които разделят опората на вътрешна част 9 (по-твърда) и външна част 10 (по-малко твърда). Различната твърдост на вътрешната и външната част на опората може да доведе до относителна деформация на тези части под действието на силите на неуравновесеност от балансирания ротор.

Датчиците за сила обикновено се използват за измерване на относителната деформация на опорите в самоделни машини. Пример за това как се монтира сензор за сила на опората на машина за балансиране на твърди лагери е показан на фигура 2.16.д. Както се вижда на тази фигура, сензорът за сила 11 се притиска към страничната повърхност на вътрешната част на опората чрез болт 12, който преминава през резбован отвор във външната част на опората.

За да се осигури равномерен натиск на болт 12 върху цялата равнина на сензора за сила 11, между него и сензора се поставя плоска шайба 13.

Фигура 2.16.г. Пример за инсталиране на сензор за сила върху опора.

По време на работа на машината, силите на дисбаланс от балансирания ротор действат чрез опорните възли (шпиндели или междинни лагери) върху външната част на опората, която започва циклично да се движи (деформира) спрямо вътрешната си част с честотата на въртене на ротора. Това води до променлива сила, действаща върху сензор 11, пропорционална на силата на дисбаланса. Под нейно влияние на изхода на сензора за сила се генерира електрически сигнал, пропорционален на величината на дисбаланса на ротора.

Сигналите от сензорите за сила, монтирани на всички опори, се подават в измервателната и изчислителна система на машината, където се използват за определяне на параметрите на коригиращите тежести.

Фигура 2.17.а. Представя снимка на високоспециализирана машина за твърди лагери, използвана за балансиране на "винтови" валове. Тази машина е произведена за вътрешна употреба в LLC "Ufatverdosplav".

Както се вижда на фигурата, механизмът за завъртане на машината има опростена конструкция, която се състои от следните основни компоненти:

• Заварена рамка 1, който служи за легло;
• Две неподвижни опори 2, твърдо закрепена към рамката;
• Електрически двигател 3, който задвижва балансирания вал (винт) 5 чрез ремъчно задвижване 4.

Фигура 2.17.a. Машина с твърди лагери за балансиране на винтови валове, произведена от LLC "Ufatverdosplav""

Опорите 2 на машината представляват вертикално монтирани стоманени плочи с Т-образни прорези. В горната част на всяка опора са разположени опорни ролки, произведени с помощта на търкалящи лагери, върху които се върти балансираният вал 5.

За измерване на деформацията на опорите, която възниква под действието на дисбаланс на ротора, се използват сензори за сила 6 (виж фиг. 2.17.б), които са монтирани в прорезите на опорите. Тези сензори са свързани към устройството "Balanset 1", което се използва на тази машина като измервателна и изчислителна система.

Въпреки относителната простота на механизма за завъртане на машината, той позволява достатъчно висококачествено балансиране на винтове, които, както се вижда на фиг. 2.17.а., имат сложна спирална повърхност.

Според LLC "Ufatverdosplav", първоначалният дисбаланс на шнека е намален почти 50 пъти на тази машина по време на процеса на балансиране.

Фигура 2.17.b. Поддръжка на машина с твърди лагери за балансиране на винтови валове със сензор за сила

Постигнатият остатъчен дисбаланс е 3552 g*mm (19,2 g при радиус 185 mm) в първата равнина на винта и 2220 g*mm (12,0 g при радиус 185 mm) във втората равнина. За ротор с тегло 500 kg и честота на въртене 3500 RPM, този дисбаланс съответства на клас G6.3 съгласно ISO 1940-1-2007, което отговаря на изискванията, посочени в техническата му документация.

Оригинален дизайн (виж фиг. 2.18), който включва използването на една основа за едновременно монтиране на опори за две машини за балансиране на твърди лагери с различни размери, е предложен от С. В. Морозов. Очевидните предимства на това техническо решение, които позволяват минимизиране на производствените разходи на производителя, включват:

• Спестяване на производствено пространство;
• Използване на един електродвигател с променливо честотно задвижване за управление на две различни машини;
• Използване на една измервателна система за работа с две различни машини.

Фигура 2.18. Машина за балансиране на твърди лагери ("Тандем"), произведена от С. В. Морозов

3. Изисквания към конструкцията на основните агрегати и механизми на балансиращите машини

3.1. Лагери

3.1.1. Теоретични основи на проектирането на лагери

В предишния раздел бяха разгледани подробно основните конструктивни изпълнения на меки и твърди опори за балансиращи машини. Ключов параметър, който конструкторите трябва да вземат предвид при проектирането и производството на тези опори, е тяхната собствена честота на трептене. Това е важно, защото за изчисляване на параметрите на коригиращите тежести от измервателните и изчислителните системи на машината е необходимо измерване не само на амплитудата на вибрациите (циклична деформация) на опорите, но и на фазата на вибрациите.

Ако собствената честота на опората съвпада с честотата на въртене на балансирания ротор (резонанс на опората), точното измерване на амплитудата и фазата на вибрациите е практически невъзможно. Това е ясно илюстрирано на графиките, показващи промените в амплитудата и фазата на трептенията на опората като функция от честотата на въртене на балансирания ротор (виж Фиг. 3.1).

От тези графики следва, че когато честотата на въртене на балансирания ротор се приближи до собствената честота на трептенията на опората (т.е. когато отношението fp/fo е близко до 1), се наблюдава значително увеличение на амплитудата, свързана с резонансните трептения на опората (вж. фиг. 3.1.а). Едновременно с това от графика 3.1.б се вижда, че в резонансната зона се наблюдава рязка промяна на фазовия ъгъл ∆F°, който може да достигне до 180°.

С други думи, при балансиране на всеки механизъм в резонансната зона дори малки промени в честотата на въртене могат да доведат до значителна нестабилност на резултатите от измерването на амплитудата и фазата на вибрациите му, което води до грешки при изчисляването на параметрите на коригиращите тежести и се отразява отрицателно на качеството на балансирането.

Горните графики потвърждават по-ранни препоръки, че за машини с твърди лагери горната граница на работните честоти на ротора трябва да бъде (поне) 2-3 пъти по-ниска от собствената честота на опората. За машини с меки лагери долната граница на допустимите работни честоти на балансирания ротор трябва (поне) да бъде 2-3 пъти по-висока от собствената честота на опората.

Фигура 3.1. Графики, показващи промените в относителната амплитуда и фаза на вибрациите на опората на балансиращата машина като функция на промените в честотата на въртене.

• Ад - Амплитуда на динамичните вибрации на опората;
• e = m*r / M - Специфичен дисбаланс на балансирания ротор;
• m - Небалансирана маса на ротора;
• M - Маса на ротора;
• r - Радиус, при който небалансираната маса е разположена върху ротора;
• fp - Честота на въртене на ротора;
• за - Собствена честота на вибрациите на опората

Като се има предвид представената информация, не се препоръчва експлоатацията на машината в резонансната зона на нейните опори (подчертана в червено на фиг. 3.1). Графиките, показани на фиг. 3.1, показват също така, че при едни и същи дисбаланси на ротора действителните вибрации на опорите на машината с меки лагери са значително по-ниски от тези, които възникват върху опорите на машината с меки лагери.

От това следва, че сензорите, използвани за измерване на вибрациите на опорите в машините с твърди лагери, трябва да имат по-висока чувствителност от тези в машините с меки лагери. Този извод се подкрепя добре от реалната практика на използване на сензорите, която показва, че сензорите за абсолютни вибрации (виброускорители и/или сензори за скорост на вибрациите), успешно използвани в балансиращи машини с меки лагери, често не могат да постигнат необходимото качество на балансиране в машини с твърди лагери.

При тези машини се препоръчва да се използват сензори за относителни вибрации, като например сензори за сила или високочувствителни сензори за преместване.

3.1.2. Оценяване на собствените честоти на опорите чрез изчислителни методи

Конструкторът може да направи приблизително (приблизително) изчисление на собствената честота на опорна плоча, като използва формула 3.1, като опростено я разглежда като вибрационна система с една степен на свобода, която (вж. фиг. 2.19.а) е представена от маса M, трептяща върху пружина с коравина K.

Масата M, използвана в изчисленията за симетричен ротор с междинни лагери, може да се определи приблизително по формула 3.2.

където Mo​ е масата на подвижната част на опората в kg; Mr​ е масата на балансирания ротор в kg; n е броят на машинните опори, участващи в балансирането.

Коравината K на опората се изчислява по формула 3.3 въз основа на резултатите от експериментални изследвания, които включват измерване на деформацията ΔL на опората, когато тя е натоварена със статична сила P (вж. фиг. 3.2.а и 3.2.б).

където ΔL е деформацията на опората в метри; P е статичната сила в нютони.

Големината на натоварващата сила P може да се измери с помощта на уред за измерване на сила (например динамометър). Преместването на опората ΔL се определя с помощта на уред за измерване на линейни премествания (напр. циферблат).

3.1.3. Експериментални методи за определяне на собствените честоти на опорите

Като се има предвид, че гореспоменатото изчисление на собствените честоти на опорите, извършено по опростен метод, може да доведе до значителни грешки, повечето любители разработчици предпочитат да определят тези параметри чрез експериментални методи. За целта те използват възможностите, предоставяни от съвременните системи за измерване на вибрации на балансиращи машини, включително инструментите от серията "Balanset".

3.1.3.1. Определяне на собствените честоти на опорите чрез метода на ударното възбуждане

Методът на ударното възбуждане е най-простият и най-разпространеният начин за определяне на собствената честота на вибрациите на опора или друг компонент на машината. Той се основава на факта, че когато някой обект, например камбана (вж. фиг. 3.3), се възбуди от удар, неговата реакция се проявява като постепенно затихваща вибрационна реакция. Честотата на вибрационния сигнал се определя от структурните характеристики на обекта и съответства на честотата на неговите собствени трептения. За ударно възбуждане на вибрациите може да се използва всеки тежък инструмент, например гумен чук или обикновен чук.

Фигура 3.3. Схема на възбуждане от удар, използвана за определяне на собствените честоти на обекта

Масата на чука трябва да бъде приблизително равна на 10% от масата на възбуждания обект. За да се улови вибрационната реакция, върху изследвания обект трябва да се монтира вибрационен сензор, чиято измервателна ос да е ориентирана по посоката на възбуждане на удара. В някои случаи като сензор за възприемане на вибрационната реакция на обекта може да се използва микрофон от устройство за измерване на шума.

Вибрациите на обекта се преобразуват в електрически сигнал от сензора, който след това се изпраща към измервателен уред, например входа на спектрален анализатор. Този уред записва времевата функция и спектъра на затихващия вибрационен процес (виж Фиг. 3.4), чийто анализ позволява да се определи честотата (честотите) на собствените вибрации на обекта.

Фигура 3.5. Програмен интерфейс, показващ графики на функцията на времето и спектъра на затихващите ударни вибрации на изследваната конструкция

Анализът на графиката на спектъра, представена на фигура 3.5 (вж. долната част на работния прозорец), показва, че основната компонента на собствените вибрации на изследваната конструкция, определена по отношение на абсцисната ос на графиката, се появява при честота 9,5 Hz. Този метод може да се препоръча за изследване на собствените вибрации на опори на балансиращи машини с меки и твърди лагери.

3.1.3.2. Определяне на естествените честоти на опорите в режим на качване

В някои случаи, собствените честоти на опорите могат да се определят чрез циклично измерване на амплитудата и фазата на вибрациите "на брега". При прилагането на този метод, роторът, монтиран на изследваната машина, първоначално се ускорява до максималната си скорост на въртене, след което задвижването му се изключва и честотата на смущаващата сила, свързана с дисбаланса на ротора, постепенно намалява от максимума до точката на спиране.

В този случай собствените честоти на опорите могат да се определят по две характеристики:

• Чрез локален скок в амплитудата на вибрациите, наблюдаван в зоните на резонанс;
• Чрез рязка промяна (до 180°) на фазата на вибрациите, наблюдавана в зоната на амплитудния скок.

В устройствата от серията "Balanset", режимът "Виброметър" ("Balanset 1") или режимът "Балансиране. Мониторинг" ("Balanset 2C" и "Balanset 4") може да се използва за откриване на собствените честоти на обекти "на брега", което позволява циклични измервания на амплитудата и фазата на вибрациите при честотата на въртене на ротора.

Освен това, софтуерът "Balanset 1" допълнително включва специализиран режим "Графики. Движение по инерция", който позволява нанасяне на графики на промените в амплитудата и фазата на вибрациите на опората по инерцията като функция от променящата се честота на въртене, което значително улеснява процеса на диагностициране на резонанси.

Трябва да се отбележи, че по очевидни причини (вж. раздел 3.1.1) методът за определяне на собствените честоти на опорите на брега може да се използва само в случай на изследване на балансиращи машини с меки лагери, при които работните честоти на въртене на ротора значително превишават собствените честоти на опорите в напречна посока.

В случай на машини с твърди лагери, при които работните честоти на въртене на ротора, предизвикващи вибрациите на опорите на брега, са значително по-ниски от собствените честоти на опорите, използването на този метод е практически невъзможно.

3.1.4. Практически препоръки за проектиране и производство на опори за балансиращи машини

3.1.2. Изчисляване на собствените честоти на опорите чрез изчислителни методи

Изчисленията на собствените честоти на опорите, като се използва разгледаната по-горе схема за изчисление, могат да се извършват в две направления:

• В напречната посока на опорите, която съвпада с посоката на измерване на вибрациите им, причинени от силите на дисбаланса на ротора;
• В аксиална посока, съвпадаща с оста на въртене на балансирания ротор, монтиран върху опорите на машината.

Изчисляването на собствените честоти на опорите във вертикална посока изисква използването на по-сложна изчислителна техника, която (в допълнение към параметрите на самата опора и балансиран ротор) трябва да отчита параметрите на рамката и спецификите на монтажа на машината върху фундамента. Този метод не се разглежда в тази публикация. Анализът на формула 3.1 позволява някои прости препоръки, които трябва да се вземат предвид от конструкторите на машини в практическата им дейност. По-специално, собствената честота на опората може да се променя чрез промяна на нейната твърдост и/или маса. Увеличаването на твърдостта увеличава собствената честота на опората, докато увеличаването на масата я намалява. Тези промени имат нелинейна, обратнопропорционална зависимост. Например, удвояването на твърдостта на опората увеличава нейната собствена честота само с коефициент 1,4. По подобен начин, удвояването на масата на подвижната част на опората намалява нейната собствена честота само с коефициент 1,4.

3.1.4.1. Машини с меки лагери и пружини с плоски плочи

Няколко варианта на конструкцията на опори за балансиращи машини, изработени с плоски пружини, са разгледани по-горе в раздел 2.1 и са илюстрирани на фигури 2.7 - 2.9. Според нашата информация, такива конструкции се използват най-често в машини, предназначени за балансиране на задвижващи валове.

Като пример, нека разгледаме параметрите на пружините, използвани от един от клиентите (ООД "Рост-Сервис", Санкт Петербург) при производството на собствени опори за машини. Тази машина е била предназначена за балансиране на 2, 3 и 4-опорни задвижващи валове, с маса не повече от 200 кг. Геометричните размери на пружините (височина * ширина * дебелина), използвани в опорите на водещия и задвижвания шпиндел на машината, избрани от клиента, са съответно 300*200*3 мм.

Собствената честота на ненатоварената опора, определена експериментално чрез метода на ударно възбуждане с помощта на стандартната измервателна система на машината "Balanset 4", е 11 - 12 Hz. При такава собствена честота на вибрациите на опорите, препоръчителната честота на въртене на балансирания ротор по време на балансиране не трябва да бъде по-ниска от 22-24 Hz (1320 – 1440 об/мин).

Геометричните размери на плоските пружини, използвани от същия производител върху междинните опори, бяха съответно 200*200*3 мм. Освен това, както показаха проучванията, собствените честоти на тези опори бяха по-високи, достигайки 13-14 Hz.

Въз основа на резултатите от тестовете, на производителите на машината беше препоръчано да подравнят (изравнят) собствените честоти на шпиндела и междинните опори. Това би трябвало да улесни избора на диапазона на работните честоти на въртене на задвижващите валове по време на балансиране и да избегне потенциални нестабилности в показанията на измервателната система, дължащи се на попадане на опорите в зоната на резонансни вибрации.

Методите за регулиране на собствените честоти на вибрациите на опори върху плоски пружини са очевидни. Това регулиране може да се постигне чрез промяна на геометричните размери или формата на плоските пружини, което се постига например чрез фрезоване на надлъжни или напречни прорези, които намаляват тяхната коравина.

Както вече беше споменато, проверката на резултатите от такова регулиране може да се извърши чрез определяне на собствените честоти на вибрациите на опорите, като се използват методите, описани в раздели 3.1.3.1 и 3.1.3.2.

Фигура 3.6 представя класическа версия на конструкцията на опората върху плоски пружини, използвана от А. Синицин в една от неговите машини. Както е показано на фигурата, опората включва следните компоненти:

• Горна плоча 1;
• Две плоски пружини 2 и 3;
• Долна плоча 4;
• Спирачна скоба 5.

Фигура 3.6. Промяна на конструкцията на опора върху плоски пружини

Горната плоча 1 на опората може да се използва за монтиране на шпиндела или на междинен лагер. В зависимост от предназначението на опората долната плоча 4 може да бъде неподвижно закрепена към направляващите на машината или да бъде монтирана на подвижни плъзгачи, което позволява на опората да се движи по направляващите. Скобата 5 се използва за инсталиране на заключващ механизъм за опората, позволяващ тя да бъде надеждно фиксирана по време на ускоряването и забавянето на балансирания ротор.

Плоските пружини за опорите на машините с меки лагери трябва да бъдат изработени от листова пружина или висококачествена легирана стомана. Използването на обикновени конструкционни стомани с ниска граница на провлачване не е препоръчително, тъй като те могат да развият остатъчна деформация при статични и динамични натоварвания по време на работа, което води до намаляване на геометричната точност на машината и дори до загуба на стабилност на опорите.

За машини с маса на балансиран ротор, ненадвишаваща 300 - 500 кг, дебелината на опората може да се увеличи до 30 – 40 мм, а за машини, проектирани за балансиране на ротори с максимални маси от 1000 до 3000 кг, дебелината на опората може да достигне 50 – 60 мм или повече. Както показва анализът на динамичните характеристики на гореспоменатите опори, техните собствени честоти на вибрации, измерени в напречната равнина (равнината на измерване на относителните деформации на "гъвкавите" и "твърдите" части), обикновено надвишават 100 Hz или повече. Собствените честоти на вибрации на стойките за твърди лагери във фронталната равнина, измерени в посока, съвпадаща с оста на въртене на балансирания ротор, обикновено са значително по-ниски. И именно тези честоти трябва да се вземат предвид преди всичко при определяне на горната граница на работния честотен диапазон за въртящи се ротори, балансирани върху машината. Както бе отбелязано по-горе, определянето на тези честоти може да се извърши чрез метода на ударно възбуждане, описан в раздел 3.1.

Фигура 3.7. Сглобена машина за балансиране на ротори на електродвигатели, разработена от А. Мохов.

Фигура 3.8. Машина за балансиране на роторите на турбопомпи, разработена от Г. Глазов (Бишкек)

3.1.4.2. Подпори за машини с меки лагери и окачване на лентови пружини

При проектирането на лентови пружини, използвани за носещи окачвания, трябва да се обърне внимание на избора на дебелината и ширината на пружинната лента, която, от една страна, трябва да издържа на статичното и динамичното натоварване на ротора върху опората, а от друга страна, трябва да предотвратява възможността за усукващи вибрации на носещото окачване, проявяващи се като осево биене.

Примери за структурно изпълнение на балансиращи машини, използващи окачвания с лентови пружини, са показани на фигури 2.1 - 2.5 (виж раздел 2.1), както и на фигури 3.7 и 3.8 от този раздел.

3.1.4.4. Твърди лагерни опори за машини

Както показва богатият ни опит с клиенти, значителна част от производителите на самостоятелно изработени балансьори напоследък започнаха да предпочитат машини с твърди лагери и твърди опори. В раздел 2.2, фигури 2.16 – 2.18 показват снимки на различни конструктивни решения на машини, използващи такива опори. Типична скица на твърда опора, разработена от един от нашите клиенти за неговата машиностроителна конструкция, е представена на Фиг. 3.10. Тази опора се състои от плоска стоманена плоча с P-образен жлеб, условно разделящ опората на "твърда" и "гъвкава" част. Под въздействието на силата на дисбаланса, "гъвкавата" част на опората може да се деформира спрямо своята "твърда" част. Големината на тази деформация, определена от дебелината на опората, дълбочината на жлебовете и ширината на моста, свързващ "гъвкавата" и "твърдата" части на опората, може да се измери с помощта на подходящи сензори на измервателната система на машината. Поради липсата на метод за изчисляване на напречната коравина на такива опори, като се вземат предвид дълбочината h на P-образния жлеб, ширината t на моста, както и дебелината на опората r (виж фиг. 3.10), тези конструктивни параметри обикновено се определят експериментално от разработчиците.

За машини с маса на балансиран ротор, ненадвишаваща 300 - 500 кг, дебелината на опората може да се увеличи до 30 – 40 мм, а за машини, проектирани за балансиране на ротори с максимални маси от 1000 до 3000 кг, дебелината на опората може да достигне 50 – 60 мм или повече. Както показва анализът на динамичните характеристики на гореспоменатите опори, техните собствени честоти на вибрации, измерени в напречната равнина (равнината на измерване на относителните деформации на "гъвкавите" и "твърдите" части), обикновено надвишават 100 Hz или повече. Собствените честоти на вибрации на стойките за твърди лагери във фронталната равнина, измерени в посока, съвпадаща с оста на въртене на балансирания ротор, обикновено са значително по-ниски. И именно тези честоти трябва да се вземат предвид преди всичко при определяне на горната граница на работния честотен диапазон за въртящи се ротори, балансирани върху машината.

Фигура 3.26. Пример за използване на употребявано легло от струг за изработване на машина с твърди лагери за балансиране на шнекове.

Фигура 3.27. Пример за използване на употребявано легло за струг за изработване на машина за меки лагери за балансиране на валове.

Фигура 3.28. Пример за изработване на сглобено легло от канали

Фигура 3.29. Пример за изработване на заварено легло от канали

Фигура 3.30. Пример за изработване на заварено легло от канали

Фигура 3.31. Пример за легло на балансираща машина, изработено от полимерен бетон

Обикновено при производството на такива легла горната им част е подсилена със стоманени вложки, използвани като водачи, върху които се основават опорните стойки на балансиращата машина. Напоследък широко се използват легла, изработени от полимербетон с виброгасителни покрития. Тази технология за производство на легла е добре описана онлайн и може лесно да бъде внедрена от производители „направи си сам“. Поради относителната простота и ниската цена на производство, тези легла имат няколко ключови предимства пред металните си аналози:

• По-висок коефициент на затихване на вибрационните трептения;
• По-ниска топлопроводимост, осигуряваща минимална термична деформация на леглото;
• По-висока устойчивост на корозия;
• Липса на вътрешни напрежения.

3.1.4.3. Меки опори за машини с лагери, изработени с помощта на цилиндрични пружини

На фигура 3.9 е показан пример за балансираща машина с меки лагери, при която в конструкцията на опорите се използват цилиндрични натискови пружини. Основният недостатък на това конструктивно решение е свързан с различната степен на деформация на пружините в предните и задните опори, която възниква, ако натоварванията върху опорите са неравномерни по време на балансирането на асиметрични ротори. Това естествено води до несъосност на опорите и до изкривяване на оста на ротора във вертикалната равнина. Една от отрицателните последици от този дефект може да бъде появата на сили, които предизвикват осово изместване на ротора по време на въртене.

Фигура 3.9. Вариант на конструкцията на меката опорна конструкция за балансиращи машини, използващи цилиндрични пружини.

3.1.4.4. Твърди лагерни опори за машини

Както показва богатият ни опит с клиенти, значителна част от производителите на самостоятелно изработени балансьори напоследък започнаха да предпочитат машини с твърди лагери и твърди опори. В раздел 2.2, фигури 2.16 – 2.18 показват снимки на различни конструктивни решения на машини, използващи такива опори. Типична скица на твърда опора, разработена от един от нашите клиенти за неговата машиностроителна конструкция, е представена на Фиг. 3.10. Тази опора се състои от плоска стоманена плоча с P-образен жлеб, условно разделящ опората на "твърда" и "гъвкава" част. Под въздействието на силата на дисбаланса, "гъвкавата" част на опората може да се деформира спрямо своята "твърда" част. Големината на тази деформация, определена от дебелината на опората, дълбочината на жлебовете и ширината на моста, свързващ "гъвкавата" и "твърдата" части на опората, може да се измери с помощта на подходящи сензори на измервателната система на машината. Поради липсата на метод за изчисляване на напречната коравина на такива опори, като се вземат предвид дълбочината h на P-образния жлеб, ширината t на моста, както и дебелината на опората r (виж фиг. 3.10), тези конструктивни параметри обикновено се определят експериментално от разработчиците.

Фигура 3.10. Скица на твърда лагерна опора за балансираща машина

На фигури 3.11 и 3.12 са представени снимки, показващи различни реализации на такива опори, произведени за собствените машини на нашите клиенти. Обобщавайки данните, получени от няколко наши клиенти, които са производители на машини, могат да се формулират изисквания за дебелината на опорите, зададени за машини с различни размери и товароносимост. Например, за машини, предназначени за балансиране на ротори с тегло от 0,1 до 50-100 кг, дебелината на опората може да бъде 20 мм.

Фиг. 3.11. Твърди лагери за балансираща машина, произведени от А. Синицин

Фиг. 3.12. Твърда лагерна опора за балансираща машина, произведена от Д. Красилников

За машини с маса на балансиран ротор, ненадвишаваща 300 - 500 кг, дебелината на опората може да се увеличи до 30 – 40 мм, а за машини, проектирани за балансиране на ротори с максимални маси от 1000 до 3000 кг, дебелината на опората може да достигне 50 – 60 мм или повече. Както показва анализът на динамичните характеристики на гореспоменатите опори, техните собствени честоти на вибрации, измерени в напречната равнина (равнината на измерване на относителните деформации на "гъвкавите" и "твърдите" части), обикновено надвишават 100 Hz или повече. Собствените честоти на вибрации на стойките за твърди лагери във фронталната равнина, измерени в посока, съвпадаща с оста на въртене на балансирания ротор, обикновено са значително по-ниски. И именно тези честоти трябва да се вземат предвид преди всичко при определяне на горната граница на работния честотен диапазон за въртящи се ротори, балансирани върху машината. Както бе отбелязано по-горе, определянето на тези честоти може да се извърши чрез метода на ударно възбуждане, описан в раздел 3.1.

3.2. Носещи възли на балансиращи машини

3.2.1. Основни типове носещи възли

При производството на машини за балансиране с твърди и меки лагери могат да се препоръчат следните добре познати видове опорни възли, използвани за монтиране и въртене на балансирани ротори върху опори, включително:

• Призматични носещи сглобки;
• Опорни възли с въртящи се ролки;
• Поддържащи сглобки на шпиндела.

3.2.1.1. Призматични носещи сглобки

Тези възли, имащи различни конструктивни варианти, обикновено се монтират върху опори на малки и средни машини, върху които могат да се балансират ротори с маси, ненадвишаващи 50 - 100 кг. Пример за най-простия вариант на призматичен опорен възел е представен на Фигура 3.13. Този опорен възел е изработен от стомана и се използва на машина за балансиране на турбини. Редица производители на малки и средни балансиращи машини, при производството на призматични опорни възли, предпочитат да използват неметални материали (диелектрици), като текстолит, флуоропласт, капролон и др.

3.13. Вариант на изпълнение на призматичен носещ възел, използван в балансираща машина за автомобилни турбини

Подобни опорни възли (виж Фигура 3.8 по-горе) са реализирани например от Г. Глазов в неговата машина, също предназначена за балансиране на автомобилни турбини. Оригиналното техническо решение на призматичния опорен възел, изработен от флуоропласт (виж Фигура 3.14), е предложено от ООД "Технобаланс".

Фиг. 3.14. Призматичен опорен възел от LLC "Technobalance""

Този конкретен опорен възел е оформен с помощта на две цилиндрични втулки 1 и 2, монтирани под ъгъл една спрямо друга и фиксирани върху опорни оси. Балансираният ротор контактува с повърхностите на втулките по образуващите линии на цилиндрите, което минимизира контактната площ между вала на ротора и опората, като по този начин намалява силата на триене в опората. Ако е необходимо, в случай на износване или повреда на опорната повърхност в зоната на контакта ѝ с вала на ротора, се осигурява възможност за компенсиране на износването чрез завъртане на втулката около оста ѝ под определен ъгъл. Трябва да се отбележи, че при използване на опорни възли, изработени от неметални материали, е необходимо да се предвиди структурна възможност за заземяване на балансирания ротор към корпуса на машината, което елиминира риска от възникване на мощни заряди на статично електричество по време на работа. Това, първо, спомага за намаляване на електрическите смущения и смущения, които могат да повлияят на работата на измервателната система на машината, и второ, елиминира риска от въздействието на статично електричество върху персонала.

3.2.1.2. Ролкови носещи възли

Тези възли обикновено се монтират върху опори на машини, предназначени за балансиране на ротори с маси над 50 килограма и повече. Тяхното използване значително намалява силите на триене в опорите в сравнение с призматичните опори, улеснявайки въртенето на балансирания ротор. Като пример, Фигура 3.15 показва вариант на конструкция на опорен възел, при който за позициониране на продукта се използват ролки. В този дизайн като ролки 1 и 2 се използват стандартни търкалящи лагери, чиито външни пръстени се въртят около неподвижни оси, фиксирани в тялото на опората 3 на машината. Фигура 3.16 изобразява скица на по-сложен дизайн на ролков опорен възел, реализиран в техния проект от един от самостоятелните производители на балансиращи машини. Както се вижда от чертежа, за да се увеличи товароносимостта на ролката (и следователно на носещия възел като цяло), в тялото на ролката 3 е монтирана двойка търкалящи лагери 1 и 2. Практическото прилагане на тази конструкция, въпреки всичките ѝ очевидни предимства, се оказва доста сложна задача, свързана с необходимостта от самостоятелно производство на тялото на ролката 3, към което се налагат много високи изисквания за геометрична точност и механични характеристики на материала.

Фигура 3.15. Пример за конструкцията на опорния възел на ролките

Фигура 3.16. Пример за конструкция на ролкова опорна група с два търкалящи се лагера

Фигура 3.17 представя вариант на конструкция на самонастройващ се ролков опорен възел, разработен от специалистите на LLC "Technobalance". В този дизайн, способността за самонастройване на ролките се постига чрез осигуряване на две допълнителни степени на свобода, позволяващи на ролките да извършват малки ъглови движения около осите X и Y. Такива опорни възли, осигуряващи висока прецизност при монтажа на балансирани ротори, обикновено се препоръчват за използване върху опори на тежки балансиращи машини.

Фиг. 3.17. Пример за конструкция на самонасочваща се ролкова опорна сглобка

Както беше споменато по-рано, за ролковите опори обикновено се поставят доста високи изисквания за прецизност на изработката и твърдост. По-специално, допустимите отклонения, определени за радиалното биене на ролките, не трябва да надвишават 3-5 микрона.

На практика това не винаги се постига дори от известни производители. Например, по време на авторските тестове на радиалното биене на комплект нови ролкови опорни възли, закупени като резервни части за балансираща машина модел H8V, марка "K. Shenk", радиалното биене на техните ролки достигна 10-11 микрона.

3.2.1.3. Сглобки за поддържане на шпиндела

При балансиране на ротори с фланцов монтаж (например карданни валове) на балансиращи машини шпинделите се използват като опорни възли за позициониране, монтиране и въртене на балансираните продукти.

Шпинделите са едни от най-сложните и критични компоненти на балансиращите машини, които до голяма степен отговарят за постигането на необходимото качество на балансиране.

Теорията и практиката на проектирането и производството на шпиндели са доста добре развити и са отразени в широк кръг от публикации, сред които монографията "Детайли и механизми на металорежещи машини" [1], редактирана от д-р инж. Д. Н. Решетов, се откроява като най-полезна и достъпна за разработчиците.

Сред основните изисквания, които трябва да се вземат предвид при проектирането и производството на шпиндели за балансиращи машини, следва да се даде приоритет на следните:

а) Осигуряване на висока твърдост на структурата на шпиндела, достатъчна за предотвратяване на неприемливи деформации, които могат да възникнат под въздействието на силите на неуравновесеност на балансирания ротор;

б) Осигуряване на стабилност на положението на оста на въртене на шпиндела, характеризиращо се с допустими стойности на радиалното, аксиалното и аксиалното биене на шпиндела;

в) Осигуряване на подходяща износоустойчивост на челата на шпиндела, както и на неговите гнезда и опорни повърхности, използвани за монтиране на балансирани продукти.

Практическото прилагане на тези изисквания е подробно описано в Раздел VI "Шпиндели и техните опори" на работа [1].

По-конкретно, има методики за проверка на твърдостта и точността на въртене на шпинделите, препоръки за избор на лагери, избор на материал за шпинделите и методи за неговото закаляване, както и много друга полезна информация по тази тема.

В работа [1] се отбелязва, че при проектирането на шпиндели за повечето видове металорежещи машини се използва предимно схема с два лагера.

На фиг. 3.18 е показан пример за вариант на конструкцията на такава схема с два лагера, използвана при шпинделите на фрезови машини (подробности можете да намерите в работа [1]).

Тази схема е доста подходяща за производството на шпиндели за балансиращи машини, чиито примерни варианти на конструкцията са показани по-долу на фигури 3.19-3.22.

Фиг. 3.18. Скица на шпиндел на двуопорна фрезова машина

На фигура 3.19 е показан един от вариантите на конструкцията на водещия шпиндел на балансираща машина, въртящ се на два радиално-опорни лагера, всеки от които има собствен независим корпус 1 и 2. Върху вала на шпиндела 3 са монтирани фланец 4, предназначен за фланцов монтаж на карданен вал, и ролка 5, използвана за предаване на въртенето на шпиндела от електродвигателя чрез задвижване с клиновиден ремък.

Фигура 3.19. Пример за конструкция на шпиндел върху две независими лагерни опори

Фигури 3.20 и 3.21 показват два тясно свързани дизайна на водещи сглобки на шпиндели. И в двата случая лагерите на шпиндела са монтирани в общ корпус 1, който има проходна аксиална дупка, необходима за монтиране на вала на шпиндела. На входа и на изхода на този отвор корпусът има специални отвори (които не са показани на фигурите), предназначени за монтиране на радиални опорни лагери (ролкови или сачмени) и специални капаци на фланците 5, използвани за закрепване на външните пръстени на лагерите.

Фигура 3.20. Пример 1 за конструкция на водещ шпиндел на две лагерни опори, монтирани в общ корпус

Фигура 3.21. Пример 2 за конструкция на водещ шпиндел на две лагерни опори, монтирани в общ корпус

Както и в предишната версия (вж. фиг. 3.19), на вала на шпиндела е монтирана лицева плоча 2, предназначена за фланцов монтаж на задвижващия вал, и ролка 3, използвана за предаване на въртенето на шпиндела от електродвигателя чрез ремъчно задвижване. Към вала на шпиндела е закрепен и лимб 4, който се използва за определяне на ъгловото положение на шпиндела, използвано при монтиране на пробни и коригиращи тежести върху ротора по време на балансиране.

Фигура 3.22. Пример за конструкция на задвижван (заден) шпиндел

Фигура 3.22 показва вариант на конструкцията на задвижващия (заден) шпиндел на машина, който се различава от водещия шпиндел само по липсата на задвижваща ролка и лимба, тъй като те не са необходими.

Фигура 3.23. Пример за конструктивно изпълнение на задвижван (задно) шпиндел

Както се вижда от Фигури 3.20 - 3.22, разгледаните по-горе сглобки на шпинделите се закрепват към опорите за меки лагери на балансиращите машини с помощта на специални скоби (ремъци) 6. При необходимост могат да се използват и други методи на закрепване, като се гарантира подходяща твърдост и прецизност при позиционирането на шпинделния възел върху опората.

Фигура 3.23 илюстрира дизайн на фланцов монтаж, подобен на този на шпиндела, който може да се използва за монтирането му на твърда лагерна опора на балансираща машина.

3.2.1.3.4. Изчисляване на твърдостта на шпиндела и радиалното биене

За определяне на твърдостта на шпиндела и очакваното радиално биене може да се използва формула 3.4 (вижте схемата за изчисление на Фигура 3.24):

където:

• Y - еластично изместване на шпиндела в края на конзолата на шпиндела, см;
• P - изчислено натоварване, действащо върху конзолата на шпиндела, кг;
• A - задна лагерна опора на шпиндела;
• B - предна лагерна опора на шпиндела;
• g - дължина на конзолата на шпиндела, см;
• c - разстояние между опорите A и B на шпиндела, cm;
• J1 - осреднен момент на инерция на шпинделното сечение между опорите, cm⁴;
• J2 - осреднен момент на инерция на секцията на конзолата на шпиндела, cm⁴;
• Джей Би и Джей Ей - твърдост на лагерите за предната и задната опора на шпиндела, съответно, kg/cm.

Чрез преобразуване на формула 3.4 се получава желаната изчислена стойност на коравината на сглобката на шпиндела jšp може да се определи:

Като се имат предвид препоръките от работа [1] за средни балансиращи машини, тази стойност не трябва да бъде под 50 kg/µm.

За изчисляване на радиалното биене се използва формула 3.5:

където:

• ∆ е радиалното биене в края на конзолата на шпиндела, µm;
• ∆B е радиалното биене на предния лагер на шпиндела, µm;
• ∆A е радиалното биене на задния лагер на шпиндела, µm;
• g е дължината на конзолата на шпиндела, cm;
• c е разстоянието между опорите A и B на шпиндела, cm.

3.2.1.3.5. Осигуряване на изискванията за баланс на шпиндела

Шпинделните възли на балансиращите машини трябва да бъдат добре балансирани, тъй като всеки действителен дисбаланс ще се пренесе върху балансирания ротор като допълнителна грешка. При задаване на технологични допуски за остатъчния дисбаланс на шпиндела, обикновено се препоръчва класът на точност на неговото балансиране да бъде поне с 1 - 2 класа по-висок от този на продукта, който се балансира на машината.

Като се имат предвид разгледаните по-горе конструктивни особености на шпинделите, тяхното балансиране трябва да се извършва в две равнини.

3.2.1.3.6. Осигуряване на изискванията за носимоспособност и дълготрайност на лагерите на шпиндела

При проектирането на шпиндели и избора на размери на лагери е препоръчително предварително да се оцени издръжливостта и товароносимостта на лагерите. Методологията за извършване на тези изчисления може да бъде подробно описана в ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Търкалящи лагери - Динамични товароносимости и номинален живот" [3], както и в множество (включително цифрови) ръководства за търкалящи лагери.

3.2.1.3.7. Осигуряване на изисквания за приемливо нагряване на лагерите на шпиндела

Според препоръките от работа [1] максималното допустимо нагряване на външните пръстени на лагерите на шпиндела не трябва да надвишава 70°C. Въпреки това, за да се осигури висококачествено балансиране, препоръчителното нагряване на външните пръстени не трябва да превишава 40-45°C.

3.2.1.3.8. Избор на тип ремъчно задвижване и конструкция на задвижващата ролка за шпиндела

Когато се проектира задвижващият шпиндел на балансираща машина, се препоръчва да се осигури въртенето му чрез задвижване с плосък ремък. Пример за правилното използване на такова задвижване за работа на шпиндела е представен в Фигури 3.20 и 3.23. Използването на задвижвания с клиновидни или зъбни ремъци е нежелателно, тъй като те могат да прилагат допълнителни динамични натоварвания върху шпиндела поради геометрични неточности в ремъците и шайбите, което от своя страна може да доведе до допълнителни грешки в измерването по време на балансиране. Препоръчителните изисквания за шайби за плоски задвижващи ремъци са посочени в ISO 17383-73 "Шайби за плоски задвижващи ремъци" [4].

Задвижващата ролка трябва да бъде разположена в задния край на шпиндела, възможно най-близо до лагерния възел (с възможно най-малък надвес). Конструктивното решение за поставяне на ремъчната шайба на надвес, взето при производството на вретеното, показано в Фигура 3.19, може да се счита за неуспешен, тъй като значително увеличава момента на динамичното задвижващо натоварване, действащо върху опорите на шпиндела.

Друг съществен недостатък на тази конструкция е използването на задвижване с клиновиден ремък, чиито производствени и монтажни неточности също могат да бъдат източник на нежелано допълнително натоварване върху шпиндела.

3.3. Легло (рамка)

Леглото е основната носеща конструкция на балансиращата машина, на която се базират основните ѝ елементи, включително опорните стълбове и задвижващият двигател. При избора или производството на леглото на балансираща машина е необходимо да се гарантира, че то отговаря на няколко изисквания, включително необходимата твърдост, геометрична точност, устойчивост на вибрации и устойчивост на износване на направляващите.

Практиката показва, че при производството на машини за собствени нужди най-често се използват следните варианти на леглото:

• чугунени легла от използвани металорежещи машини (стругове, дървообработващи машини и др.);
• сглобени легла на базата на канали, сглобени чрез болтови връзки;
• заварени легла на базата на канали;
• полимерни бетонни легла с виброабсорбиращи покрития.

Фигура 3.25. Пример за използване на легло от използвана дървообработваща машина за производство на машина за балансиране на карданни валове.

3.4. Задвижвания за балансиращи машини

Както показва анализът на конструктивните решения, използвани от нашите клиенти при производството на балансиращи машини, при проектирането на задвижванията те се фокусират основно върху използването на променливотокови двигатели, оборудвани с честотни преобразуватели. Този подход позволява широк диапазон от регулируеми скорости на въртене на балансираните ротори с минимални разходи. Мощността на основните задвижващи двигатели, използвани за въртене на балансираните ротори, обикновено се избира въз основа на масата на тези ротори и може да бъде приблизително:

• 0,25 - 0,72 kW за машини, предназначени за балансиране на ротори с маса ≤ 5 kg;
• 0,72 - 1,2 kW за машини, предназначени за балансиране на ротори с маса > 5 ≤ 50 kg;
• 1,2 - 1,5 kW за машини, предназначени за балансиране на ротори с маса > 50 ≤ 100 kg;
• 1,5 - 2,2 kW за машини, предназначени за балансиране на ротори с маса > 100 ≤ 500 kg;
• 2,2 - 5 kW за машини, предназначени за балансиране на ротори с маса > 500 ≤ 1000 kg;
• 5 - 7,5 kW за машини, предназначени за балансиране на ротори с маса > 1000 ≤ 3000 kg.

Тези двигатели трябва да бъдат монтирани неподвижно на леглото на машината или на неговата основа. Преди да се монтира на машината (или на мястото на монтажа), главният задвижващ двигател, заедно с ремъчната шайба, монтирана на изходния му вал, трябва внимателно да се балансира. За да се намалят електромагнитните смущения, причинявани от задвижването с променлива честота, се препоръчва на входа и изхода му да се монтират мрежови филтри. Те могат да бъдат стандартни готови продукти, предоставяни от производителите на задвижванията, или самоделни филтри, изработени с помощта на феритни пръстени.

4. Измервателни системи на балансиращи машини

Повечето любителски производители на балансиращи машини, които се свързват с LLC "Kinematics" (Vibromera), планират да използват в своите проекти измервателните системи от серията "Balanset", произведени от нашата компания. Има обаче и клиенти, които планират да произвеждат такива измервателни системи самостоятелно. Следователно е разумно да обсъдим по-подробно изграждането на измервателна система за балансираща машина. Основното изискване към тези системи е необходимостта от осигуряване на високоточни измервания на амплитудата и фазата на ротационния компонент на вибрационния сигнал, който се появява при честотата на въртене на балансирания ротор. Тази цел обикновено се постига чрез използване на комбинация от технически решения, включително:

• Използване на сензори за вибрации с висок коефициент на преобразуване на сигнала;
• Използване на съвременни лазерни сензори за фазов ъгъл;
• Създаване (или използване) на хардуер, който позволява усилване и цифрово преобразуване на сензорни сигнали (първична обработка на сигнали);
• Внедряване на софтуерна обработка на вибрационния сигнал, която да позволи извличане с висока резолюция и стабилно на ротационния компонент на вибрационния сигнал, проявяващ се при честотата на въртене на балансирания ротор (вторична обработка).

По-долу разглеждаме известни варианти на такива технически решения, реализирани в редица добре познати балансиращи инструменти.

4.1. Избор на сензори за вибрации

В измервателните системи на балансиращите машини могат да се използват различни видове вибрационни сензори (преобразуватели), включително:

• Сензори за вибрационно ускорение (акселерометри);
• Сензори за скорост на вибрациите;
• Сензори за вибрационно преместване;
• Сензори за сила.

4.1.1. Сензори за вибрационно ускорение

Сред сензорите за вибрационно ускорение, пиезо и капацитивните (чипови) акселерометри са най-широко използваните, които могат да се използват ефективно в балансиращи машини тип "Меки лагери". На практика е по принцип допустимо използването на сензори за вибрационно ускорение с коефициенти на преобразуване (Kpr) в диапазона от 10 до 30 mV/(m/s²). В балансиращи машини, които изискват особено висока точност на балансиране, е препоръчително да се използват акселерометри с Kpr, достигащи нива от 100 mV/(m/s²) и повече. Като пример за пиезо акселерометри, които могат да се използват като вибрационни сензори за балансиращи машини, Фигура 4.1 показва пиезо акселерометрите DN3M1 и DN3M1V6, произведени от LLC „Измерител“.

Фигура 4.1. Пиезоускорители DN 3M1 и DN 3M1V6

За да се свържат такива сензори към уреди и системи за измерване на вибрации, е необходимо да се използват външни или вградени усилватели на заряд.

Фигура 4.2. Капацитивни акселерометри AD1, произведени от LLC "Kinematics" (Vibromera)

Трябва да се отбележи, че тези сензори, сред които са широко използваните на пазара платки с капацитивни акселерометри ADXL 345 (вж. фигура 4.3), имат няколко съществени предимства пред пиезоакселерометри. По-конкретно, те са от 4 до 8 пъти по-евтини при сходни технически характеристики. Освен това те не изискват използването на скъпи и фини усилватели на заряда, необходими за пиезоускорителите.

В случаите, когато в измервателните системи на балансиращите машини се използват и двата вида акселерометри, обикновено се извършва хардуерно интегриране (или двойно интегриране) на сигналите от сензорите.

Фигура 4.2. Капацитивни акселерометри AD 1, сглобени.

Фигура 4.2. Капацитивни акселерометри AD1, произведени от LLC "Kinematics" (Vibromera)

Трябва да се отбележи, че тези сензори, сред които са широко използваните на пазара платки с капацитивни акселерометри ADXL 345 (вж. фигура 4.3), имат няколко съществени предимства пред пиезоакселерометри. По-конкретно, те са от 4 до 8 пъти по-евтини при сходни технически характеристики. Освен това те не изискват използването на скъпи и фини усилватели на заряда, необходими за пиезоускорителите.

Фигура 4.3. Платка с капацитивен акселерометър ADXL 345.

В този случай първоначалният сигнал от сензора, пропорционален на вибрационното ускорение, се трансформира съответно в сигнал, пропорционален на вибрационната скорост или преместване. Процедурата на двойно интегриране на вибрационния сигнал е особено подходяща при използването на акселерометри като част от измервателните системи за нискоскоростни балансиращи машини, при които долният диапазон на честотата на въртене на ротора по време на балансиране може да достигне 120 об/мин и по-малко. Когато се използват капацитивни акселерометри в измервателните системи на балансиращи машини, трябва да се има предвид, че след интегриране техните сигнали могат да съдържат нискочестотни смущения, проявяващи се в честотния диапазон от 0,5 до 3 Hz. Това може да ограничи долния честотен диапазон на балансиране на машините, предназначени за използване на тези сензори.

4.1.2. Сензори за скорост на вибрациите

4.1.2.1. Индуктивни сензори за скорост на вибрациите.

Тези сензори включват индуктивна бобина и магнитна сърцевина. Когато намотката вибрира спрямо неподвижната сърцевина (или сърцевината спрямо неподвижната намотка), в намотката се индуцира ЕМП, чието напрежение е пряко пропорционално на скоростта на вибрациите на подвижния елемент на сензора. Коефициентите на преобразуване (Кпр) на индуктивните сензори обикновено са доста високи и достигат няколко десетки или дори стотици mV/mm/sec. По-специално, коефициентът на преобразуване на сензора Schenck, модел T77, е 80 mV/mm/sec, а на сензора IRD Mechanalysis, модел 544M, е 40 mV/mm/sec. В някои случаи (например в балансиращите машини на Schenck) се използват специални високочувствителни индуктивни сензори за скорост на вибрациите с механичен усилвател, при които Кпр може да надхвърли 1000 mV/mm/sec. Ако в измервателните системи на балансиращите машини се използват индуктивни датчици за скорост на вибрациите, може да се извърши и хардуерно интегриране на електрическия сигнал, пропорционален на скоростта на вибрациите, като той се преобразува в сигнал, пропорционален на вибрационното преместване.

Фигура 4.4. Сензор модел 544M от IRD Mechanalysis.

Фигура 4.5. Сензор модел T77 на Schenck

Трябва да се отбележи, че поради трудоемкостта на производството им индуктивните сензори за скорост на вибрациите са доста дефицитни и скъпи изделия. Поради това, въпреки очевидните предимства на тези датчици, любителите производители на балансиращи машини ги използват много рядко.

4.2. Сензори за фазов ъгъл

За синхронизиране на процеса на измерване на вибрациите с ъгъла на въртене на балансирания ротор се използват сензори за фазов ъгъл, като лазерни (фотоелектрически) или индуктивни сензори. Тези сензори се произвеждат в различни конструкции както от местни, така и от международни производители. Ценовият диапазон за тези сензори може да варира значително, от приблизително 40 до 200 долара. Пример за такова устройство е сензорът за фазов ъгъл, произведен от "Diamex", показан на фигура 4.11.

Фигура 4.11: Сензор за фазов ъгъл от "Diamex""

Като друг пример, Фигура 4.12 показва модел, реализиран от LLC "Kinematics" (Vibromera), който използва лазерни тахометри от модела DT 2234C, произведени в Китай, като сензори за фазов ъгъл. Очевидните предимства на този сензор включват:

• Широк работен диапазон, позволяващ измерване на честотата на въртене на ротора от 2,5 до 99 999 оборота в минута, с разделителна способност не по-малка от един оборот;
• Дигитален дисплей;
• Лесно настройване на тахометъра за измервания;
• Достъпност и ниска пазарна цена;
• Сравнително лесна модификация за интегриране в измервателната система на балансираща машина.

Фигура 4.12: Лазерен тахометър модел DT 2234C

В някои случаи, когато използването на оптични лазерни сензори е нежелателно по някаква причина, те могат да бъдат заменени с индуктивни безконтактни сензори за преместване, като например споменатия по-горе модел ISAN E41A или подобни продукти на други производители.

4.3. Функции за обработка на сигнали в сензорите за вибрации

За прецизно измерване на амплитудата и фазата на ротационния компонент на вибрационния сигнал в балансиращото оборудване обикновено се използва комбинация от хардуерни и софтуерни средства за обработка. Тези инструменти позволяват:

• Широколентово хардуерно филтриране на аналоговия сигнал на сензора;
• Усилване на аналоговия сигнал на сензора;
• Интегриране и/или двойно интегриране (ако е необходимо) на аналоговия сигнал;
• Теснолентово филтриране на аналоговия сигнал с помощта на проследяващ филтър;
• Аналогово-цифрово преобразуване на сигнала;
• Синхронно филтриране на цифровия сигнал;
• Хармоничен анализ на цифров сигнал.

4.3.1. Широколентово филтриране на сигнала

Тази процедура е от съществено значение за почистване на сигнала на вибрационния сензор от потенциални смущения, които могат да възникнат както в долната, така и в горната граница на честотния диапазон на устройството. Препоръчително е измервателното устройство на балансираща машина да настрои долната граница на лентовия филтър на 2-3 Hz, а горната граница на 50 (100) Hz. "Долното" филтриране помага за потискане на нискочестотните шумове, които могат да се появят на изхода на различни видове измервателни усилватели на сензори. "Горното" филтриране елиминира възможността за смущения, дължащи се на комбинирани честоти и потенциални резонансни вибрации на отделни механични компоненти на машината.

4.3.2. Усилване на аналоговия сигнал от сензора

Ако е необходимо да се увеличи чувствителността на измервателната система на балансиращата машина, сигналите от вибрационните сензори към входа на измервателния блок могат да бъдат усилени. Могат да се използват както стандартни усилватели с постоянно усилване, така и многостъпални усилватели, чието усилване може да се променя програмно в зависимост от реалното ниво на сигнала от сензора. Пример за програмируем многостъпален усилвател са усилватели, реализирани в преобразуватели за измерване на напрежение като E154 или E14-140 на LLC "L-Card".

4.3.3. Интеграция

Както беше отбелязано по-рано, в измервателните системи на балансиращите машини се препоръчва хардуерно интегриране и/или двойно интегриране на сигналите от сензорите за вибрации. По този начин първоначалният сигнал от акселерометъра, пропорционален на вибрационното ускорение, може да се трансформира в сигнал, пропорционален на вибрационната скорост (интегриране) или на вибрационното преместване (двойно интегриране). По подобен начин сигналът от сензора за виброскорост след интегриране може да се трансформира в сигнал, пропорционален на вибропреместването.

4.3.4. Теснолентово филтриране на аналоговия сигнал с помощта на проследяващ филтър

За намаляване на смущенията и подобряване на качеството на обработка на вибрационните сигнали в измервателните системи на балансиращи машини могат да се използват теснолентови проследяващи филтри. Централната честота на тези филтри се настройва автоматично към честотата на въртене на балансирания ротор, използвайки сигнала от сензора за обороти на ротора. За създаването на такива филтри могат да се използват съвременни интегрални схеми, като MAX263, MAX264, MAX267, MAX268 на "MAXIM".

4.3.5. Аналогово-цифрово преобразуване на сигнали

Аналогово-цифровото преобразуване е изключително важна процедура, която осигурява възможност за подобряване на качеството на обработката на вибрационните сигнали по време на измерване на амплитуда и фаза. Тази процедура е внедрена във всички съвременни измервателни системи на балансиращи машини. Пример за ефективно внедряване на такива аналогово-цифрови преобразуватели (АЦП) са преобразувателите за измерване на напрежение тип E154 или E14-140 на LLC "L-Card", използвани в няколко измервателни системи на балансиращи машини, произведени от LLC "Kinematics" (Vibromera). Освен това, LLC "Kinematics" (Vibromera) има опит с използването на по-евтини микропроцесорни системи, базирани на контролери "Arduino", микроконтролер PIC18F4620 на "Microchip" и подобни устройства.

4.1.2.2. Сензори за скорост на вибрациите, базирани на пиезоелектрични акселерометри

Сензор от този тип се различава от стандартния пиезоелектричен акселерометър по това, че има вграден усилвател на заряда и интегратор в корпуса си, което му позволява да извежда сигнал, пропорционален на скоростта на вибрациите. Например, пиезоелектрични сензори за скорост на вибрациите, произведени от местни производители (компания ZETLAB и LLC "Vibropribor"), са показани на фигури 4.6 и 4.7.

Фигура 4.6. Модел на сензор AV02 от ZETLAB (Русия)

Фигура 4.7. Модел DVST 2 сензор от LLC "Виброприбор""

Такива сензори се произвеждат от различни производители (както местни, така и чуждестранни) и понастоящем се използват широко, особено в преносимото виброоборудване. Цената на тези сензори е доста висока и може да достигне 20 000 до 30 000 рубли за всеки, дори от местни производители.

4.1.3. Сензори за преместване

В измервателните системи на балансиращи машини могат да се използват и безконтактни сензори за преместване – капацитивни или индуктивни. Тези сензори могат да работят в статичен режим, което позволява регистриране на вибрационни процеси, започващи от 0 Hz. Използването им може да бъде особено ефективно в случай на балансиране на нискоскоростни ротори със скорости на въртене от 120 об/мин и по-ниски. Коефициентите на преобразуване на тези сензори могат да достигнат 1000 mV/mm и по-високи, което осигурява висока точност и разделителна способност при измерване на преместването, дори без допълнително усилване. Очевидно предимство на тези сензори е относително ниската им цена, която за някои местни производители не надвишава 1000 рубли. При използване на тези сензори в балансиращи машини е важно да се има предвид, че номиналната работна междина между чувствителния елемент на сензора и повърхността на вибриращия обект е ограничена от диаметъра на бобината на сензора. Например, за сензора, показан на Фигура 4.8, модел ISAN E41A на "TEKO", зададената работна междина обикновено е от 3,8 до 4 mm, което позволява измерване на преместването на вибриращия обект в диапазона от ±2,5 mm.

Фигура 4.8. Индуктивен сензор за преместване модел ISAN E41A на TEKO (Русия)

4.1.4. Сензори за сила

Както вече беше отбелязано, в измервателните системи, инсталирани на машините за балансиране на твърди лагери, се използват сензори за сила. Тези сензори, особено поради простотата на производството им и относително ниската им цена, обикновено са пиезоелектрически сензори за сила. Примери за такива сензори са показани на фигури 4.9 и 4.10.

Фигура 4.9. Сензор за сила SD 1 на Kinematika LLC

Фигура 4.10: Сензор за сила за автомобилни балансиращи машини, продаван от "STO Market""

Тензометричните датчици за сила, които се произвеждат от широк кръг местни и чуждестранни производители, могат да се използват и за измерване на относителните деформации в опорите на балансиращите машини с твърди лагери.

4.4. Функционална схема на измервателната система на балансиращата машина "Balanset 2""

Измервателната система "Balanset 2" представлява съвременен подход за интегриране на измервателни и изчислителни функции в балансиращи машини. Тази система осигурява автоматично изчисляване на коригиращи тежести, използвайки метода на коефициента на влияние, и може да бъде адаптирана за различни конфигурации на машините.

Функционалната схема включва обработка на сигнала, аналогово-цифрово преобразуване, цифрова обработка на сигнала и алгоритми за автоматично изчисление. Системата може да обработва както двуплоскостни, така и многоплоскостни сценарии за балансиране с висока прецизност.

4.5. Изчисляване на параметрите на корекционните тежести, използвани при балансиране на ротора

Изчисляването на коригиращите тежести се основава на метода на коефициента на влияние, който определя как роторът реагира на тестови тежести в различни равнини. Този метод е основен за всички съвременни системи за балансиране и осигурява точни резултати както за твърди, така и за гъвкави ротори.

4.5.1. Задача за балансиране на ротори с двойна опора и методи за нейното решаване

За ротори с двойна опора (най-често срещаната конфигурация), задачата за балансиране включва определяне на две коригиращи тежести - по една за всяка корекционна равнина. Методът на коефициента на влияние използва следния подход:

1. Първоначално измерване (Старт 0): Измерете вибрациите без никакви пробни тежести
2. Първо пробно пускане (Пусък 1): Добавете известно пробно тегло към равнина 1, измерете отговора
3. Второ пробно изпълнение (Изпълнение 2): Преместете пробната тежест в равнина 2, измерете реакцията
4. Изчисление: Софтуерът изчислява постоянни корекционни тегла въз основа на измерените отговори

Математическата основа включва решаване на система от линейни уравнения, свързващи влиянието на пробното тегло с необходимите корекции в двете равнини едновременно.

Фигури 3.26 и 3.27 показва примери за използване на стругови легла, въз основа на които са произведени специализирана машина с твърди лагери за балансиране на шнекове и универсална машина с меки лагери за балансиране на цилиндрични ротори. За производителите от типа "направи си сам" подобни решения позволяват с минимално време и разходи да се създаде твърда опорна система за балансиращата машина, върху която могат да се монтират опорни стойки от различни видове (както с твърд, така и с мек лагер). Основната задача на производителя в този случай е да осигури (и да възстанови, ако е необходимо) геометричната точност на направляващите на машината, на които ще се базират опорните стойки. В условията на производство "Направи си сам" за възстановяване на необходимата геометрична точност на направляващите обикновено се използва фино изстъргване.

Фигура 3.28 показва вариант на сглобено легло, направено от два канала. При изработката на това легло се използват разглобяеми болтови връзки, които позволяват деформацията на леглото да бъде сведена до минимум или напълно елиминирана по време на монтажа без допълнителни технологични операции. За да се осигури подходяща геометрична точност на водачите на посоченото легло, може да се наложи механична обработка (шлифоване, фино фрезоване) на горните фланци на използваните канали.

Фигури 3.29 и 3.30 представят варианти на заварени легла, също изработени от два канала. Технологията за производство на такива легла може да изисква поредица от допълнителни операции, като например термична обработка за намаляване на вътрешните напрежения, възникващи при заваряване. Както и при сглобяемите легла, за да се осигури подходяща геометрична точност на водачите на заварените легла, трябва да се планира механична обработка (шлифоване, фино фрезоване) на горните фланци на използваните канали.

4.5.2. Методология за динамично балансиране на ротори с няколко опори

Многоопорните ротори (три или четири опорни точки) изискват по-сложни процедури за балансиране. Всяка опорна точка допринася за цялостното динамично поведение и корекцията трябва да отчита взаимодействията между всички равнини.

Методологията разширява двуравнинния подход чрез:

• Измерване на вибрациите във всички опорни точки
• Използване на множество позиции на пробни тежести
• Решаване на по-големи системи от линейни уравнения
• Оптимизиране на разпределението на корекционното тегло

За карданни валове и подобни дълги ротори, този подход обикновено постига нива на остатъчен дисбаланс, съответстващи на степени на качество по ISO G6.3 или по-добри.

4.5.3. Калкулатори за балансиране на ротори с много опори

Разработени са специализирани изчислителни алгоритми за конфигурации на ротори с три и четири опори. Тези калкулатори са внедрени в софтуера Balanset-4 и могат автоматично да обработват сложни геометрии на роторите.

Калкулаторите отчитат:

• Променлива твърдост на опората
• Кръстосано свързване между корекционните равнини
• Оптимизиране на разположението на тежестта за достъпност
• Проверка на изчислените резултати

5. Препоръки за проверка на работата и точността на балансиращите машини

Точността и надеждността на балансиращата машина зависят от много фактори, включително геометричната точност на нейните механични компоненти, динамичните характеристики на опорите и експлоатационните възможности на измервателната система. Редовната проверка на тези параметри осигурява постоянно качество на балансиране и помага за идентифициране на потенциални проблеми, преди те да повлияят на производството.

5.1. Проверка на геометричната точност на машината

Проверката на геометричната точност включва проверка на подравняването на опорите, паралелността на водачите и концентричността на шпинделните възли. Тези проверки трябва да се извършват по време на първоначалната настройка и периодично по време на работа, за да се гарантира поддържането на точност.

5.2. Проверка на динамичните характеристики на машината

Проверката на динамичните характеристики включва измерване на собствените честоти на опорите и компонентите на рамката, за да се гарантира, че те са правилно отделени от работните честоти. Това предотвратява проблеми с резонанса, които могат да компрометират точността на балансиране.

5.3. Проверка на експлоатационните възможности на измервателната система

Проверката на измервателната система включва калибриране на сензорите, проверка на фазовото подравняване и проверки на точността на обработката на сигнала. Това осигурява надеждно измерване на амплитудата и фазата на вибрациите при всички работни скорости.

5.4. Проверка на характеристиките на точност съгласно ISO 20076-2007

ISO 20076-2007 предоставя стандартизирани процедури за проверка на точността на балансиращи машини, използващи калибрирани тестови ротори. Тези процедури помагат за валидиране на производителността на машината спрямо международно признатите стандарти.

Литература

1. Решетов Д.Н. (ред.). "Детайли и механизми на металорежещи машини." Москва: Машиностроение, 1972.
2. Келенбергер В. "Спирално шлифоване на цилиндрични повърхности." Машини, 1963.
3. ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Търкалящи лагери - Динамични товароносимости и експлоатационен живот"."
4. ISO 17383-73 "Ролки за плоски задвижващи ремъци"."
5. ISO 1940-1-2007 "Вибрация. Изисквания за качеството на балансиране на твърди ротори."
6. ISO 20076-2007 "Процедури за проверка на точността на балансиращи машини"."