1. Indledning

(Hvorfor var der behov for at skrive dette værk?)

En analyse af forbrugsstrukturen for afbalanceringsudstyr fremstillet af LLC "Kinematics" (Vibromera) viser, at omkring 30% af dem købes til brug som stationære måle- og beregningssystemer til afbalanceringsmaskiner og/eller stativer. Det er muligt at identificere to grupper af forbrugere (kunder) af vores udstyr.

Den første gruppe omfatter virksomheder, der specialiserer sig i masseproduktion af afbalanceringsmaskiner og sælger dem til eksterne kunder. Disse virksomheder beskæftiger højt kvalificerede specialister med dyb viden og omfattende erfaring i at designe, fremstille og betjene forskellige typer af afbalanceringsmaskiner. De udfordringer, der opstår i interaktionen med denne gruppe af kunder, er oftest relateret til at tilpasse vores målesystemer og software til eksisterende eller nyudviklede maskiner, uden at tage fat på problemer med deres strukturelle udførelse.

Den anden gruppe består af forbrugere, der udvikler og fremstiller maskiner (stativer) til deres egne behov. Denne tilgang skyldes for det meste uafhængige producenters ønske om at reducere deres egne produktionsomkostninger, som i nogle tilfælde kan falde med to til tre gange eller mere. Denne gruppe af forbrugere mangler ofte erfaring med at skabe maskiner og er typisk afhængige af at bruge deres sunde fornuft, information fra internettet og alle tilgængelige analoger i deres arbejde.

Interaktion med dem rejser mange spørgsmål, som ud over yderligere oplysninger om afbalanceringsmaskinernes målesystemer dækker en bred vifte af emner relateret til maskinernes strukturelle udførelse, metoder til deres installation på fundamentet, valg af drev og opnåelse af korrekt afbalanceringsnøjagtighed osv.

I betragtning af den betydelige interesse, som en stor gruppe af vores forbrugere har vist i spørgsmålene om uafhængig fremstilling af afbalanceringsmaskiner, har specialister fra LLC "Kinematics" (Vibromera) udarbejdet en samling med kommentarer og anbefalinger til de oftest stillede spørgsmål.

2. Typer af afbalanceringsmaskiner (stativer) og deres konstruktionsegenskaber

En afbalanceringsmaskine er en teknologisk anordning designet til at eliminere statisk eller dynamisk ubalance i rotorer til forskellige formål. Den inkorporerer en mekanisme, der accelererer den afbalancerede rotor til en bestemt rotationsfrekvens, og et specialiseret måle- og computersystem, der bestemmer masserne og placeringen af korrektionsvægte, der kræves for at kompensere for rotorens ubalance.

Konstruktionen af maskinens mekaniske del består typisk af en bundramme, hvorpå der er monteret støttestolper (lejer). Disse bruges til at montere det afbalancerede produkt (rotor) og inkluderer et drev beregnet til at rotere rotoren. Under afbalanceringsprocessen, som udføres, mens produktet roterer, registrerer målesystemets sensorer (hvis type afhænger af maskinens design) enten vibrationer i lejerne eller kræfter på lejerne.

De data, der opnås på denne måde, gør det muligt at bestemme masserne og monteringsstederne for de korrigerende vægte, der er nødvendige for at kompensere for ubalancen.

I øjeblikket er to typer af afbalanceringsmaskiner (stativer) mest udbredte:

• Maskiner med bløde lejer (med fleksible støtter);
• Maskiner med hårde lejer (med stive understøtninger).

2.1. Maskiner og stativer med bløde lejer

Det grundlæggende træk ved afbalanceringsmaskiner (stativer) med bløde lejer er, at de har relativt fleksible understøtninger, der er lavet på basis af fjederophæng, fjedermonterede vogne, flade eller cylindriske fjederunderstøtninger osv. Egenfrekvensen for disse understøtninger er mindst 2-3 gange lavere end rotationsfrekvensen for den afbalancerede rotor, der er monteret på dem. Et klassisk eksempel på den strukturelle udførelse af fleksible Soft Bearing-understøtninger kan ses i understøtningen af maskinmodellen DB-50, som der er vist et fotografi af i figur 2.1.

Figur 2.1. Støtte til afbalanceringsmaskine model DB-50.

Som vist i figur 2.1 er den bevægelige ramme (slider) 2 fastgjort til de stationære stolper 1 i støtten ved hjælp af et ophæng på båndfjedre 3. Under indflydelse af centrifugalkraften forårsaget af ubalancen i den rotor, der er installeret på støtten, kan vognen (slideren) 2 udføre vandrette svingninger i forhold til den stationære stolpe 1, som måles ved hjælp af en vibrationssensor.

Den strukturelle udførelse af denne støtte sikrer, at man opnår en lav egenfrekvens for vognens svingninger, som kan være omkring 1-2 Hz. Det gør det muligt at afbalancere rotoren over en bred vifte af rotationsfrekvenser, fra 200 omdrejninger i minuttet. Denne egenskab, sammen med den relative enkelhed i fremstillingen af sådanne understøtninger, gør dette design attraktivt for mange af vores kunder, der fremstiller afbalanceringsmaskiner til deres egne behov og til forskellige formål.

Figur 2.2. Blød lejestøtte til afbalanceringsmaskinen, fremstillet af "Polymer LTD", Makhachkala

Figur 2.2 viser et fotografi af en blødlejeafbalanceringsmaskine med understøtninger lavet af ophængningsfjedre, fremstillet til interne behov hos "Polymer LTD" i Makhachkala. Maskinen er designet til afbalancering af ruller, der anvendes i produktionen af polymermaterialer.

Figur 2.3 indeholder et fotografi af en afbalanceringsmaskine med et lignende båndophæng til vognen, beregnet til afbalancering af specialværktøj.

Figur 2.4.a og 2.4.b viser fotografier af en hjemmelavet Soft Bearing-maskine til afbalancering af drivaksler, hvis understøtninger også er lavet af fjederbånd.

Figur 2.5 præsenterer et fotografi af en blødlejemaskine designet til afbalancering af turboladere, hvor understøtningerne til dens vogne også er ophængt på strimlfjedre. Maskinen, der er fremstillet til privat brug af A. Shahgunyan (Sankt Petersborg), er udstyret med målesystemet "Balanset 1".

Ifølge producenten (se fig. 2.6) giver denne maskine mulighed for at afbalancere turbiner med en resterende ubalance på højst 0,2 g*mm.

Figur 2.3. Blød lejemaskine til afbalancering af værktøj med støtteophæng på båndfjedre

Figur 2.4.a. Maskine med bløde lejer til afbalancering af drivaksler (maskine samlet)

Figur 2.4.b. Maskine med bløde lejer til afbalancering af drivaksler med vognstøtter ophængt i båndfjedre. (Forreste spindelstøtte med fjederlisteophæng)

Figur 2.5. Blød lejemaskine til afbalancering af turboladere med understøtninger på båndfjedre, fremstillet af A. Shahgunyan (Skt. Petersborg)

Figur 2.6. Skærmbillede af 'Balanset 1' målesystem, der viser resultaterne af turbinrotorbalancering på A. Shahgunyans maskine

Ud over den klassiske version af Soft Bearing-balanceringsmaskinstøtterne, som er beskrevet ovenfor, er andre strukturelle løsninger også blevet udbredt.

Figur 2.7 og 2.8 Fotografier af afbalanceringsmaskiner til drivaksler, hvis understøtninger er lavet på basis af flade (plade) fjedre. Disse maskiner blev fremstillet til henholdsvis den private virksomhed "Dergacheva" og LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M")s proprietære behov.

Blødlejebalanceringsmaskiner med sådanne understøtninger reproduceres ofte af amatørproducenter på grund af deres relative enkelhed og fremstillingsevne. Disse prototyper er generelt enten VBRF-seriemaskiner fra "K. Schenck" eller lignende indenlandske produktionsmaskiner.

Maskinerne vist i figur 2.7 og 2.8 er designet til afbalancering af to-, tre- og firebærende drivaksler. De har en lignende konstruktion, herunder:

• en svejset sengeramme 1, baseret på to I-bjælker forbundet med tværribber;
• en stationær (forreste) spindelstøtte 2;
• en bevægelig (bageste) spindelstøtte 3;
• en eller to bevægelige (mellemliggende) understøtninger 4. Støtterne 2 og 3 huser spindelenhederne 5 og 6, som er beregnet til at montere den afbalancerede drivaksel 7 på maskinen.

Figur 2.7. Blødlejemaskine til afbalancering af drivaksler fra den private virksomhed "Dergacheva" med understøtninger på flade (plade)fjedre

Figur 2.8. Blødlejemaskine til afbalancering af drivaksler fra LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M") med understøtninger på flade fjedre

Der er monteret vibrationssensorer 8 på alle støtter, som bruges til at måle de tværgående svingninger i støtterne. Den forreste spindel 5, der er monteret på understøtning 2, drejes af en elektrisk motor via et remtræk.

Figur 2.9.a og 2.9.b viser fotografier af afbalanceringsmaskinens understøtning, som er baseret på flade fjedre.

Figur 2.9. Støtte til afbalanceringsmaskine med bløde lejer og flade fjedre

• a) Set fra siden;
• b) Set forfra

Da amatørproducenter ofte bruger sådanne støtter i deres design, er det nyttigt at undersøge deres konstruktion mere detaljeret. Som vist i figur 2.9.a består denne støtte af tre hovedkomponenter:

• Nedre støtteplade 1: For den forreste spindelstøtte er pladen fastgjort til styrene; for mellemstøtter eller bageste spindelstøtter er den nederste plade udformet som en vogn, der kan bevæge sig langs rammestyrene.
• Øvre støtteplade 2, som støtteenhederne er monteret på (rullestøtter 4, spindler, mellemlejer osv.).
• To flade fjedre 3, der forbinder den nederste og øverste lejeplade.

For at forhindre risikoen for øget vibration af støtterne under drift, som kan opstå under acceleration eller deceleration af den balancerede rotor, kan støtterne omfatte en låsemekanisme (se fig. 2.9.b). Denne mekanisme består af et stift beslag 5, som kan låses med en excentrisk lås 6, der er forbundet med en af støttens flade fjedre. Når låsen 6 og beslaget 5 er i indgreb, er støtten låst, hvilket eliminerer risikoen for øgede vibrationer under acceleration og deceleration.

Når man designer understøtninger med flade (plade)fjedre, skal maskinproducenten vurdere frekvensen af deres naturlige svingninger, som afhænger af fjedrenes stivhed og massen af den afbalancerede rotor. Ved at kende denne parameter kan designeren bevidst vælge området for rotorens operationelle rotationsfrekvenser og undgå faren for resonanssvingninger i understøtningerne under afbalancering.

Anbefalinger til beregning og eksperimentel bestemmelse af de naturlige svingningsfrekvenser for understøtninger samt andre komponenter i afbalanceringsmaskiner diskuteres i afsnit 3.

Som tidligere nævnt tiltrækker det enkle og letfremstillelige understøtningsdesign med flade (plade)fjedre amatørudviklere af afbalanceringsmaskiner til forskellige formål, herunder maskiner til afbalancering af krumtapaksler, bilturboladerotorer osv.

Som et eksempel viser figur 2.10.a og 2.10.b en generel skitse af en maskine designet til afbalancering af turboladerrotorer. Denne maskine blev fremstillet og bruges til interne behov hos LLC "SuraTurbo" i Penza.

2.10.a. Maskine til afbalancering af turboladerrotorer (set fra siden)

2.10.b. Maskine til afbalancering af turboladerrotorer (set fra den forreste understøttelsesside)

Ud over de tidligere omtalte Soft Bearing-afbalanceringsmaskiner fremstilles der nogle gange relativt enkle Soft Bearing-stativer. Disse stativer giver mulighed for afbalancering af roterende mekanismer i høj kvalitet til forskellige formål med minimale omkostninger.

Flere sådanne stativer, bygget på basis af en flad plade (eller ramme) monteret på cylindriske trykfjedre, gennemgås nedenfor. Disse fjedre er normalt valgt således, at den naturlige svingningsfrekvens for pladen med den afbalancerede mekanisme installeret på den er 2 til 3 gange lavere end rotationsfrekvensen for denne mekanismes rotor under afbalancering.

Figur 2.11 viser et fotografi af et stativ til afbalancering af slibeskiver, fremstillet til den interne produktion af P. Asharin.

Figur 2.11. Stativ til afbalancering af slibehjul

Standen består af følgende hovedkomponenter:

• Plade 1, monteret på fire cylindriske fjedre 2;
• Elektrisk motor 3, hvis rotor også fungerer som spindel, hvorpå der er monteret en dorn 4, der bruges til at installere og fastgøre slibeskiven på spindlen.

En central funktion ved dette stativ er inkluderingen af en pulssensor 5 til rotationsvinklen på elmotorens rotor, som bruges som en del af stativets målesystem ("Balanset 2C") til at bestemme vinkelpositionen for fjernelse af den korrektive masse fra slibeskiven.

Figur 2.12 viser et fotografi af et stativ, der bruges til at afbalancere vakuumpumper. Dette stativ blev udviklet på bestilling af JSC "Målingsanlæg".

Figur 2.12. Stativ til afbalancerende vakuumpumper fra JSC "Måleanlæg""

Grundlaget for denne stand bruger også Plade 1monteret på cylindriske fjedre 2. På plade 1 er der installeret en vakuumpumpe 3, som har sit eget elektriske drev, der kan variere hastigheden fra 0 til 60.000 omdrejninger i minuttet. På pumpehuset er der monteret vibrationssensorer 4, som bruges til at måle vibrationer i to forskellige sektioner i forskellige højder.

Til synkronisering af vibrationsmåleprocessen med pumperotorens rotationsvinkel anvendes en laserfasevinkelsensor 5 på stativet. Trods den tilsyneladende simple ydre konstruktion af sådanne stativer, muliggør den en meget højkvalitetsbalancering af pumpens impeller.

For eksempel opfylder pumperotorens restubalance ved subkritiske rotationsfrekvenser kravene til balancekvalitetsklasse G0.16 i henhold til ISO 1940-1-2007 "Vibration. Krav til balancekvaliteten af stive rotorer. Del 1. Bestemmelse af tilladt ubalance.""

Pumpehusets restvibration, der opnås under afbalancering ved rotationshastigheder op til 8.000 RPM, overstiger ikke 0,01 mm/sek.

Afbalanceringsstativer, der er fremstillet efter det skema, der er beskrevet ovenfor, er også effektive til afbalancering af andre mekanismer, f.eks. ventilatorer. Eksempler på stativer designet til afbalancering af ventilatorer er vist i figur 2.13 og 2.14.

Figur 2.13. Stativ til afbalancering af ventilatorhjul

Kvaliteten af ventilatorbalanceringen, der opnås på sådanne stativer, er ret høj. Ifølge specialister fra "Atlant-project" LLC var niveauet af restvibrationer, der blev opnået ved balancering af ventilatorer, 0,8 mm/sek. på den stand, de har designet baseret på anbefalinger fra "Kinematics" LLC (se fig. 2.14). Dette er mere end tre gange bedre end den tolerance, der er fastsat for ventilatorer i kategori BV5 i henhold til ISO 31350-2007 "Vibration. Industrielle ventilatorer. Krav til produceret vibration og balancekvalitet.""

Figur 2.14. Stativ til afbalancering af ventilatorhjul i eksplosionssikkert udstyr fra "Atlant-project" LLC, Podolsk

Lignende data indhentet hos JSC "Lissant Fan Factory" viser, at sådanne stativer, der anvendes i serieproduktionen af kanalventilatorer, konsekvent sikrede en restvibration på ikke over 0,1 mm/s.

2.2. Maskiner med hårde lejer

Afbalanceringsmaskiner med hårde lejer adskiller sig fra de tidligere omtalte maskiner med bløde lejer i designet af deres understøtninger. Deres understøtninger er lavet i form af stive plader med indviklede slidser (udskæringer). Disse understøtningers egenfrekvenser overstiger betydeligt (mindst 2-3 gange) den maksimale rotationsfrekvens for den rotor, der er afbalanceret på maskinen.

Maskiner med hårde lejer er mere alsidige end maskiner med bløde lejer, da de typisk giver mulighed for afbalancering af rotorer i høj kvalitet over et bredere område af deres masse- og dimensionskarakteristika. En vigtig fordel ved disse maskiner er også, at de muliggør højpræcisionsafbalancering af rotorer ved relativt lave rotationshastigheder, som kan ligge inden for området 200-500 RPM og lavere.

Figur 2.15 viser et fotografi af en typisk hårdlejeafbalanceringsmaskine fremstillet af "K. Schenk". Ud fra denne figur er det tydeligt, at individuelle dele af understøtningen, dannet af de indviklede slidser, har varierende stivhed. Under påvirkning af kræfterne fra rotorens ubalance kan dette føre til deformationer (forskydninger) af nogle dele af understøtningen i forhold til andre. (I figur 2.15 er den stivere del af understøtningen fremhævet med en rød stiplet linje, og dens relativt fleksible del er markeret med blåt).

For at måle de nævnte relative deformationer kan Hard Bearing-maskiner bruge enten kraftsensorer eller meget følsomme vibrationssensorer af forskellige typer, herunder berøringsfri vibrationsforskydningssensorer.

Figur 2.15. Maskine til afbalancering af hårde lejer fra "K. Schenk""

Som det fremgår af analysen af kundehenvendelser til instrumenter i "Balanset"-serien, er interessen for fremstilling af hårde lejemaskiner til intern brug steget konstant. Dette fremmes af den udbredte formidling af reklameinformation om designfunktionerne ved indenlandske afbalanceringsmaskiner, som bruges af amatørproducenter som analoger (eller prototyper) til deres egne udviklinger.

Lad os se på nogle variationer af hårdlejemaskiner, der er fremstillet til interne behov hos en række forbrugere af instrumenter i "Balanset"-serien.

Figurer 2.16.a - 2.16.d viser fotografier af en hårdlejemaskine designet til afbalancering af drivaksler, som blev fremstillet af N. Obyedkov (byen Magnitogorsk). Som det ses i figur 2.16.a, består maskinen af en stiv ramme 1, hvorpå understøtninger 2 (to spindler og to mellemliggende) er monteret. Maskinens hovedspindel 3 roteres af en asynkron elektrisk motor 4 via et remtræk. En frekvensregulator 6 bruges til at styre rotationshastigheden af den elektriske motor 4. Maskinen er udstyret med måle- og computersystemet "Balanset 4" 5, som omfatter en måleenhed, en computer, fire kraftsensorer og en fasevinkelsensor (sensorer ikke vist i figur 2.16.a).

Figur 2.16.a. Hård lejemaskine til afbalancering af drivaksler, fremstillet af N. Obyedkov (Magnitogorsk)

Figur 2.16.b viser et fotografi af maskinens forreste støtte med den forreste spindel 3, der som tidligere nævnt drives af et remtræk fra en asynkron elmotor 4. Denne støtte er stift monteret på rammen.

Figur 2.16.b. Forreste (forreste) spindelstøtte.

Figur 2.16.c viser et fotografi af en af maskinens to bevægelige mellemstøtter. Denne støtte hviler på glidere 7, som gør det muligt at bevæge den i længderetningen langs rammestyrene. Denne støtte omfatter en særlig anordning 8, der er designet til at installere og justere højden på mellemlejet på den afbalancerede drivaksel.

Figur 2.16.c. Mellemliggende bevægelig understøtning af maskinen

Figur 2.16.d viser et fotografi af den bageste (drevne) spindelstøtte, som ligesom de mellemliggende støtter tillader bevægelse langs maskinrammens føringer.

Figur 2.16.d. Bageste (drevne) spindelstøtte.

Alle de ovennævnte understøtninger er lodrette plader monteret på flade underlag. Pladerne har T-formede slidser (se fig. 2.16.d), som opdeler understøtningen i en indre del 9 (mere stiv) og en ydre del 10 (mindre stiv). Den forskellige stivhed af de indre og ydre dele af understøtningen kan resultere i relativ deformation af disse dele under ubalancekræfterne fra den afbalancerede rotor.

Kraftsensorer bruges typisk til at måle den relative deformation af understøtningerne i hjemmelavede maskiner. Et eksempel på, hvordan en kraftsensor monteres på en Hard Bearing-afbalanceringsmaskines støtte, er vist i figur 2.16.e. Som det ses i denne figur, presses kraftsensoren 11 mod sidefladen af den indre del af støtten med en bolt 12, som går gennem et gevindhul i den ydre del af støtten.

For at sikre et jævnt tryk fra bolt 12 over hele kraftsensoren 11's plan, er der placeret en flad skive 13 mellem den og sensoren.

Figur 2.16.d. Eksempel på installation af kraftsensor på en støtte.

Under maskinens drift virker ubalancekræfterne fra den afbalancerede rotor gennem støtteenhederne (spindler eller mellemlejer) på den ydre del af støtten, som begynder at bevæge sig cyklisk (deformeres) i forhold til sin indre del med rotorens rotationsfrekvens. Dette resulterer i en variabel kraft, der virker på sensor 11, proportional med ubalancekraften. Under dens indflydelse genereres et elektrisk signal, der er proportionalt med størrelsen af rotorens ubalance, ved kraftsensorens udgang.

Signaler fra kraftsensorer, der er installeret på alle understøtninger, føres ind i maskinens måle- og computersystem, hvor de bruges til at bestemme parametrene for de korrektive vægte.

Figur 2.17.a. viser et fotografi af en højt specialiseret hårdlejemaskine, der bruges til at afbalancere "skrue"-aksler. Denne maskine blev fremstillet til intern brug hos LLC "Ufatverdosplav".

Som det fremgår af figuren, har maskinens spin-up-mekanisme en forenklet konstruktion, som består af følgende hovedkomponenter:

• Svejset ramme 1der fungerer som seng;
• To stationære støtter 2, der er stift fastgjort til rammen;
• Elektrisk motor 3som driver den afbalancerede aksel (skrue) 5 via et remtræk 4.

Figur 2.17.a. Hårdlejemaskine til afbalancering af skrueaksler, fremstillet af LLC "Ufatverdosplav""

Maskinens støtter 2 er lodret monterede stålplader med T-formede slidser. Øverst på hver støtte er der støtteruller, der er fremstillet med rullelejer, som den afbalancerede aksel 5 roterer på.

For at måle deformationen af understøtningerne, som opstår under påvirkning af rotorens ubalance, anvendes kraftsensorer 6 (se fig. 2.17.b), som er installeret i understøtningernes riller. Disse sensorer er forbundet til "Balanset 1"-enheden, som bruges på denne maskine som et måle- og beregningssystem.

Trods den relative enkelhed af maskinens spin-up-mekanisme muliggør den en tilstrækkelig højkvalitetsafbalancering af skruer, der, som vist i figur 2.17.a., har en kompleks spiralformet overflade.

Ifølge LLC "Ufatverdosplav" blev skruens oprindelige ubalance reduceret med næsten 50 gange på denne maskine under afbalanceringsprocessen.

Figur 2.17.b. Maskinstøtte med hårdt leje til afbalancering af skrueaksler med kraftsensor

Den opnåede restubalance var 3552 g*mm (19,2 g ved en radius på 185 mm) i skruens første plan og 2220 g*mm (12,0 g ved en radius på 185 mm) i det andet plan. For en rotor, der vejer 500 kg og arbejder med en rotationsfrekvens på 3500 o/min, svarer denne ubalance til klasse G6.3 i henhold til ISO 1940-1-2007, som opfylder kravene i den tekniske dokumentation.

Et originalt design (se fig. 2.18), der involverer brug af en enkelt base til samtidig installation af understøtninger til to hårde lejeafbalanceringsmaskiner i forskellige størrelser, blev foreslået af SV Morozov. De åbenlyse fordele ved denne tekniske løsning, som gør det muligt at minimere producentens produktionsomkostninger, omfatter:

• Sparer plads i produktionen;
• Brug af en elektrisk motor med et variabelt frekvensdrev til drift af to forskellige maskiner;
• Brug af ét målesystem til betjening af to forskellige maskiner.

Figur 2.18. Maskine til afbalancering af hårde lejer ("Tandem"), fremstillet af SV Morozov

3. Krav til konstruktion af basisenheder og mekanismer i afbalanceringsmaskiner

3.1. Lejer

3.1.1. Teoretisk grundlag for design af lejer

I det foregående afsnit blev de vigtigste designudførelser af bløde og hårde lejeunderstøtninger til afbalanceringsmaskiner diskuteret i detaljer. En afgørende parameter, som designere skal overveje ved design og fremstilling af disse understøtninger, er deres naturlige svingningsfrekvenser. Dette er vigtigt, fordi måling af ikke kun vibrationsamplituden (cyklisk deformation) af understøtningerne, men også vibrationsfasen er nødvendig for at beregne parametrene for korrektionsvægte ved hjælp af maskinens måle- og computersystemer.

Hvis en understøtnings egenfrekvens falder sammen med den balancerede rotors rotationsfrekvens (understøtningsresonans), er nøjagtig måling af vibrationens amplitude og fase praktisk talt umulig. Dette illustreres tydeligt i graferne, der viser ændringer i amplitude og fase af understøtningens svingninger som funktion af den balancerede rotors rotationsfrekvens (se fig. 3.1).

Af disse grafer fremgår det, at når rotationsfrekvensen for den balancerede rotor nærmer sig den naturlige frekvens for understøtningens svingninger (dvs. når forholdet fp/fo er tæt på 1), er der en betydelig stigning i amplituden i forbindelse med understøtningens resonanssvingninger (se fig. 3.1.a). Samtidig viser graf 3.1.b, at der i resonanszonen sker en kraftig ændring i fasevinklen ∆F°, som kan nå op på 180°.

Med andre ord, når man afbalancerer en mekanisme i resonanszonen, kan selv små ændringer i dens rotationsfrekvens føre til betydelig ustabilitet i måleresultaterne for amplitude og fase af dens vibrationer, hvilket fører til fejl i beregningen af parametrene for korrigerende vægte og påvirker kvaliteten af afbalanceringen negativt.

Ovenstående grafer bekræfter tidligere anbefalinger om, at for hårdlejede maskiner bør den øvre grænse for rotorens driftsfrekvenser være (mindst) 2-3 gange lavere end understøtningens egenfrekvens, fo. For blødlejede maskiner bør den nedre grænse for tilladte driftsfrekvenser for den balancerede rotor (mindst) være 2-3 gange højere end understøtningens egenfrekvens.

Figur 3.1. Grafer, der viser ændringer i relativ amplitude og fase af vibrationer i afbalanceringsmaskinens understøtning som en funktion af ændringer i rotationsfrekvensen.

• Ад - Amplitude af understøtningens dynamiske vibrationer;
• e = m*r / M - Specifik ubalance i den afbalancerede rotor;
• m - Rotorens ubalancerede masse;
• M - Rotorens masse;
• r - Radius, hvor den ubalancerede masse er placeret på rotoren;
• fp - Rotorens rotationsfrekvens;
• fo - Egenfrekvens for understøtningens vibrationer

På baggrund af de præsenterede oplysninger anbefales det ikke at køre maskinen i resonansområdet for dens understøtninger (fremhævet med rødt i fig. 3.1). Graferne i fig. 3.1 viser også, at for de samme ubalancer i rotoren er de faktiske vibrationer i Soft Bearing-maskinstøtterne betydeligt lavere end dem, der forekommer på Soft Bearing-maskinstøtterne.

Heraf følger, at sensorer, der bruges til at måle vibrationer på understøtninger i maskiner med hårde lejer, skal have højere følsomhed end dem i maskiner med bløde lejer. Denne konklusion understøttes af den faktiske brug af sensorer, som viser, at absolutte vibrationssensorer (vibro-accelerometre og/eller vibro-hastighedssensorer), der med succes bruges i afbalanceringsmaskiner med bløde lejer, ofte ikke kan opnå den nødvendige afbalanceringskvalitet på maskiner med hårde lejer.

På disse maskiner anbefales det at bruge relative vibrationssensorer, såsom kraftsensorer eller meget følsomme forskydningssensorer.

3.1.2. Estimering af understøtningers naturlige frekvenser ved hjælp af beregningsmetoder

En designer kan udføre en omtrentlig (skønsmæssig) beregning af egenfrekvensen for en støttefo ved hjælp af formel 3.1 ved forenklet at behandle den som et vibrationssystem med én frihedsgrad, som (se fig. 2.19.a) er repræsenteret af en masse M, der svinger på en fjeder med stivhed K.

Massen M, der bruges i beregningen for en symmetrisk rotor med flere lejer, kan tilnærmes med formel 3.2.

hvor Mo er massen af ​​den bevægelige del af understøtningen i kg; Mr er massen af ​​den afbalancerede rotor i kg; n er antallet af maskinunderstøtninger, der er involveret i afbalanceringen.

Støttens stivhed K beregnes ved hjælp af formel 3.3 baseret på resultaterne af eksperimentelle undersøgelser, der involverer måling af deformationen ΔL af støtten, når den belastes med en statisk kraft P (se fig. 3.2.a og 3.2.b).

hvor ΔL er deformationen af understøtningen i meter; P er den statiske kraft i Newton.

Størrelsen af belastningskraften P kan måles ved hjælp af et kraftmåleinstrument (f.eks. et dynamometer). Støtteelementets forskydning ΔL bestemmes ved hjælp af en anordning til måling af lineære forskydninger (f.eks. en indikatorskive).

3.1.3. Eksperimentelle metoder til bestemmelse af understøtningers egenfrekvenser

I betragtning af at den ovennævnte beregning af understøtningers naturlige frekvenser, udført ved hjælp af en forenklet metode, kan føre til betydelige fejl, foretrækker de fleste amatørudviklere at bestemme disse parametre ved hjælp af eksperimentelle metoder. Til dette formål udnytter de mulighederne i moderne vibrationsmålesystemer i afbalanceringsmaskiner, herunder instrumenter i "Balanset"-serien.

3.1.3.1. Bestemmelse af understøtningers egenfrekvenser ved hjælp af stød-ekcitationsmetoden

Metoden med stødpåvirkning er den enkleste og mest almindelige måde at bestemme egenfrekvensen for vibrationer i en understøtning eller en anden maskinkomponent. Den er baseret på det faktum, at når et objekt, som f.eks. en klokke (se fig. 3.3), bliver stødpåvirket, manifesterer dets respons sig som en gradvist aftagende vibrationsrespons. Frekvensen af vibrationssignalet bestemmes af objektets strukturelle egenskaber og svarer til frekvensen af dets naturlige vibrationer. Til slagaktivering af vibrationer kan man bruge et hvilket som helst tungt værktøj, f.eks. en gummihammer eller en almindelig kølle.

Figur 3.3. Diagram over stødpåvirkning brugt til at bestemme et objekts naturlige frekvenser

Hammerens masse skal være ca. 10% af massen af den genstand, der skal exciteres. For at opfange vibrationsresponsen skal der installeres en vibrationssensor på det objekt, der undersøges, med måleaksen på linje med slagets excitationsretning. I nogle tilfælde kan en mikrofon fra et støjmåleapparat bruges som sensor til at opfange objektets vibrationsrespons.

Objektets vibrationer omdannes til et elektrisk signal af sensoren, som derefter sendes til et måleinstrument, såsom indgangen på en spektrumanalysator. Dette instrument registrerer tidsfunktionen og spektret for den henfaldende vibrationsproces (se fig. 3.4), hvis analyse gør det muligt at bestemme frekvensen (frekvenserne) af objektets naturlige vibrationer.

Figur 3.5. Programgrænseflade, der viser tidsfunktionsgrafer og spektrum af aftagende stødvibrationer for den undersøgte struktur

Analysen af spektrumgrafen i figur 3.5 (se den nederste del af arbejdsvinduet) viser, at hovedkomponenten i de naturlige vibrationer i den undersøgte struktur, bestemt med reference til grafens abscisseakse, forekommer ved en frekvens på 9,5 Hz. Denne metode kan anbefales til undersøgelser af de naturlige vibrationer i afbalanceringsmaskinstøtter med både bløde og hårde lejer.

3.1.3.2. Bestemmelse af naturlige frekvenser for understøtninger i kysttilstand

I nogle tilfælde kan understøtningernes naturlige frekvenser bestemmes ved cyklisk at måle vibrationens amplitude og fase "på kysten." Ved implementering af denne metode accelereres rotoren, der er installeret på den undersøgte maskine, først til sin maksimale rotationshastighed, hvorefter dens drev afbrydes, og frekvensen af den forstyrrende kraft forbundet med rotorens ubalance falder gradvist fra maksimum til stoppunktet.

I dette tilfælde kan understøtningernes naturlige frekvenser bestemmes af to egenskaber:

• Ved et lokalt spring i vibrationsamplituden observeret i resonansområderne;
• Ved en skarp ændring (op til 180°) i vibrationsfasen observeret i zonen for amplitudespringet.

I enhederne i "Balanset"-serien kan "Vibrometer"-tilstanden ("Balanset 1") eller "Balanset. Monitoring"-tilstanden ("Balanset 2C" og "Balanset 4") bruges til at detektere de naturlige frekvenser af objekter "på kysten", hvilket muliggør cykliske målinger af vibrationsamplitude og -fase ved rotorens rotationsfrekvens.

Derudover inkluderer "Balanset 1"-softwaren en specialiseret "Grafer. Friløb"-tilstand, som gør det muligt at plotte grafer over ændringer i amplitude og fase af støttevibrationer på kysten som en funktion af ændret rotationsfrekvens, hvilket letter processen med at diagnosticere resonanser betydeligt.

Det skal bemærkes, at af indlysende årsager (se afsnit 3.1.1) kan metoden til at identificere egenfrekvenser for understøtninger på kysten kun bruges til at studere afbalanceringsmaskiner med bløde lejer, hvor arbejdsfrekvenserne for rotorrotation væsentligt overstiger understøtningernes egenfrekvenser i tværretningen.

I tilfælde af maskiner med hårde lejer, hvor arbejdsfrekvenserne for rotorrotation, der fremkalder vibrationer i understøtningerne på kysten, ligger betydeligt under understøtningernes egenfrekvenser, er det praktisk talt umuligt at bruge denne metode.

3.1.4. Praktiske anbefalinger til design og fremstilling af understøtninger til afbalanceringsmaskiner

3.1.2. Beregning af understøtningers naturlige frekvenser ved hjælp af beregningsmetoder

Beregninger af understøtningernes egenfrekvenser ved hjælp af det ovenfor beskrevne beregningsskema kan udføres i to retninger:

• I den tværgående retning af støtterne, som falder sammen med retningen for måling af deres vibrationer forårsaget af kræfterne fra rotorens ubalance;
• I aksial retning, sammenfaldende med rotationsaksen for den afbalancerede rotor, der er monteret på maskinstøtterne.

Beregning af understøtningers naturlige frekvenser i lodret retning kræver brug af en mere kompleks beregningsteknik, som (ud over parametrene for understøtningen og den afbalancerede rotor selv) skal tage højde for rammens parametre og maskinens installation på fundamentets specifikke forhold. Denne metode diskuteres ikke i denne publikation. Analyse af formel 3.1 giver mulighed for nogle enkle anbefalinger, som maskindesignere bør overveje i deres praktiske aktiviteter. Især kan en understøtnings naturlige frekvens ændres ved at ændre dens stivhed og/eller masse. Forøgelse af stivheden øger understøtningens naturlige frekvens, mens forøgelse af massen mindsker den. Disse ændringer har et ikke-lineært, kvadratisk-inverst forhold. For eksempel øger en fordobling af understøtningens stivhed kun dens naturlige frekvens med en faktor på 1,4. Tilsvarende reducerer en fordobling af massen af den bevægelige del af understøtningen kun dens naturlige frekvens med en faktor på 1,4.

3.1.4.1. Maskiner med bløde lejer og flade pladefjedre

Adskillige designvariationer af afbalanceringsmaskinunderstøtninger lavet med flade fjedre er blevet diskuteret ovenfor i afsnit 2.1 og illustreret i figur 2.7-2.9. Ifølge vores oplysninger anvendes sådanne designs oftest i maskiner beregnet til afbalancering af drivaksler.

Lad os som et eksempel betragte de fjederparametre, der anvendes af en af kunderne (LLC "Rost-Service", St. Petersborg) i fremstillingen af deres egne maskinstøtter. Denne maskine var beregnet til afbalancering af 2-, 3- og 4-støttede drivaksler med en masse på højst 200 kg. De geometriske dimensioner af fjedrene (højde * bredde * tykkelse), der anvendes i støtterne til maskinens forreste og drevne spindler, valgt af kunden, var henholdsvis 300 * 200 * 3 mm.

Den naturlige frekvens for den ubelastede understøtning, bestemt eksperimentelt ved hjælp af stødexcitationsmetoden ved hjælp af standardmålesystemet i "Balanset 4"-maskinen, blev fundet til at være 11-12 Hz. Ved en sådan naturlig vibrationsfrekvens for understøtningerne bør den anbefalede rotationsfrekvens for den afbalancerede rotor under afbalancering ikke være lavere end 22-24 Hz (1320-1440 o/min).

De geometriske dimensioner af de flade fjedre, der anvendes af samme producent på mellemunderstøtningerne, var henholdsvis 200*200*3 mm. Desuden, som undersøgelserne viste, var disse understøtnings naturlige frekvenser højere og nåede 13-14 Hz.

Baseret på testresultaterne blev maskinproducenterne rådet til at justere (udligne) spindel- og mellemunderstøtningernes naturlige frekvenser. Dette skulle lette valget af området for drivakslernes driftsrotationsfrekvenser under afbalancering og undgå potentielle ustabiliteter i målesystemets aflæsninger på grund af, at understøtningerne kommer ind i området med resonansvibrationer.

Metoderne til at justere egenfrekvenserne for vibrationer i understøtninger på fladfjedre er indlysende. Denne justering kan opnås ved at ændre de geometriske dimensioner eller formen på fladfjedrene, hvilket f.eks. opnås ved at fræse langsgående eller tværgående slidser, der reducerer deres stivhed.

Som tidligere nævnt kan resultaterne af en sådan justering verificeres ved at identificere understøtningernes naturlige vibrationsfrekvenser ved hjælp af de metoder, der er beskrevet i afsnit 3.1.3.1 og 3.1.3.2.

Figur 3.6 præsenterer en klassisk version af understøtningsdesignet på flade fjedre, der blev brugt i en af hans maskiner af A. Sinitsyn. Som det fremgår af figuren, består støtten af følgende komponenter:

• Øverste plade 1;
• To flade fjedre 2 og 3;
• Nedre plade 4;
• Stopbeslag 5.

Figur 3.6. Designvariation af en understøtning på flade fjedre

Støttens øverste plade 1 kan bruges til at montere spindlen eller et mellemleje. Afhængigt af formålet med understøtningen kan den nederste plade 4 være fastgjort til maskinens føringer eller monteret på bevægelige glidere, så understøtningen kan bevæge sig langs føringerne. Beslag 5 bruges til at installere en låsemekanisme til understøtningen, så den kan være sikkert fastgjort under acceleration og deceleration af den afbalancerede rotor.

Flade fjedre til bløde maskinunderstøtninger bør være lavet af bladfjeder eller legeret stål af høj kvalitet. Brug af almindelige konstruktionsstål med lav flydespænding er ikke tilrådeligt, da de kan udvikle restdeformation under statiske og dynamiske belastninger under drift, hvilket fører til en reduktion af maskinens geometriske nøjagtighed og endda til tab af understøtningens stabilitet.

For maskiner med en afbalanceret rotormasse på højst 300-500 kg kan understøtningens tykkelse øges til 30-40 mm, og for maskiner designet til afbalancering af rotorer med maksimale masser fra 1000 til 3000 kg kan understøtningens tykkelse nå 50-60 mm eller mere. Som analysen af de dynamiske egenskaber ved de ovennævnte understøtninger viser, overstiger deres naturlige vibrationsfrekvenser, målt i tværplanet (måleplanet for relative deformationer af de "fleksible" og "stive" dele), normalt 100 Hz eller mere. De naturlige vibrationsfrekvenser for hårde lejer i frontplanet, målt i den retning, der falder sammen med den afbalancerede rotors rotationsakse, er normalt betydeligt lavere. Og det er disse frekvenser, der primært bør tages i betragtning ved bestemmelse af den øvre grænse for driftsfrekvensområdet for roterende rotorer, der er afbalanceret på maskinen. Som nævnt ovenfor kan bestemmelsen af disse frekvenser udføres ved hjælp af den slagexcitationsmetode, der er beskrevet i afsnit 3.1.

Figur 3.7. Maskine til afbalancering af elektriske motorrotorer, samlet, udviklet af A. Mokhov.

Figur 3.8. Maskine til afbalancering af turbopumperotorer, udviklet af G. Glazov (Bishkek)

3.1.4.2. Blødt lejrede maskinstøtter med ophæng på båndfjedre

Ved design af båndfjedre, der bruges til støtteophæng, skal man være opmærksom på at vælge tykkelsen og bredden af fjederbåndet, som på den ene side skal modstå rotorens statiske og dynamiske belastning på støtten, og på den anden side skal forhindre muligheden for torsionsvibrationer i støtteophænget, der manifesterer sig som aksialt udløb.

Eksempler på strukturel implementering af afbalanceringsmaskiner ved hjælp af strimmelfjederophæng er vist i figur 2.1-2.5 (se afsnit 2.1) samt i figur 3.7 og 3.8 i dette afsnit.

3.1.4.4. Hårde lejeunderstøtninger til maskiner

Som vores omfattende erfaring med kunder viser, er en betydelig del af producenter af hjemmelavede balancerer for nylig begyndt at foretrække hårdlejemaskiner med stive understøtninger. I afsnit 2.2 viser figur 2.16-2.18 fotografier af forskellige strukturelle designs af maskiner, der anvender sådanne understøtninger. En typisk skitse af en stiv understøtning, udviklet af en af vores kunder til deres maskinkonstruktion, er vist i figur 3.10. Denne understøtning består af en flad stålplade med en P-formet rille, der traditionelt deler understøtningen i "stive" og "fleksible" dele. Under påvirkning af ubalancekraft kan den "fleksible" del af understøtningen deformeres i forhold til dens "stive" del. Størrelsen af denne deformation, bestemt af understøtningens tykkelse, rillernes dybde og bredden af broen, der forbinder de "fleksible" og "stive" dele af understøtningen, kan måles ved hjælp af passende sensorer i maskinens målesystem. På grund af manglen på en metode til beregning af den tværgående stivhed af sådanne understøtninger, under hensyntagen til dybden h af den P-formede rille, broens bredde t samt tykkelsen af understøtningen r (se fig. 3.10), bestemmes disse designparametre typisk eksperimentelt af udviklere.

For maskiner med en afbalanceret rotormasse på højst 300-500 kg kan understøtningens tykkelse øges til 30-40 mm, og for maskiner designet til afbalancering af rotorer med maksimale masser fra 1000 til 3000 kg kan understøtningens tykkelse nå op på 50-60 mm eller mere. Som analysen af de dynamiske egenskaber ved de ovennævnte understøtninger viser, overstiger deres naturlige vibrationsfrekvenser, målt i tværplanet (måleplanet for relative deformationer af de "fleksible" og "stive" dele), normalt 100 Hz eller mere. De naturlige vibrationsfrekvenser for hårde lejer i frontplanet, målt i den retning, der falder sammen med den afbalancerede rotors rotationsakse, er normalt betydeligt lavere. Og det er disse frekvenser, der primært bør tages i betragtning ved bestemmelse af den øvre grænse for driftsfrekvensområdet for roterende rotorer, der er afbalanceret på maskinen.

Figur 3.26. Eksempel på brug af en brugt drejebænk til fremstilling af en maskine med hårde lejer til afbalancering af snegle.

Figur 3.27. Eksempel på brug af en brugt drejebænk til fremstilling af en maskine til bløde lejer til afbalancering af aksler.

Figur 3.28. Eksempel på fremstilling af en samlet seng af kanaler

Figur 3.29. Eksempel på fremstilling af en svejset seng af kanaler

Figur 3.30. Eksempel på fremstilling af en svejset seng af kanaler

Figur 3.31. Eksempel på en afbalanceringsmaskines seng lavet af polymerbeton

Typisk forstærkes den øverste del af sådanne senge med stålindsatser, der bruges som føringer, som støttestativene til balanceringsmaskinen er baseret på. For nylig er senge lavet af polymerbeton med vibrationsdæmpende belægninger blevet meget udbredt. Denne teknologi til fremstilling af senge er velbeskrevet online og kan nemt implementeres af gør-det-selv-producenter. På grund af den relative enkelhed og lave produktionsomkostninger har disse senge flere vigtige fordele i forhold til deres metalmodstykker:

• Højere dæmpningskoefficient for vibrationssvingninger;
• Lavere varmeledningsevne, hvilket sikrer minimal termisk deformation af sengen;
• Højere korrosionsbestandighed;
• Fravær af indre spændinger.

3.1.4.3. Maskinstøtter med bløde lejer lavet med cylindriske fjedre

Et eksempel på en afbalanceringsmaskine med bløde lejer, hvor der bruges cylindriske trykfjedre i designet af understøtningerne, er vist i figur 3.9. Den største ulempe ved denne designløsning er relateret til de forskellige grader af fjederdeformation i de forreste og bageste støtter, som opstår, hvis belastningerne på støtterne er ulige under afbalanceringen af asymmetriske rotorer. Det fører naturligvis til en forkert justering af støtterne og en skævvridning af rotoraksen i det lodrette plan. En af de negative konsekvenser af denne defekt kan være, at der opstår kræfter, som får rotoren til at forskyde sig aksialt under rotation.

Fig. 3.9. Variant af konstruktion af blød lejestøtte til afbalanceringsmaskiner, der bruger cylindriske fjedre.

3.1.4.4. Hårde lejeunderstøtninger til maskiner

Som vores omfattende erfaring med kunder viser, er en betydelig del af producenter af hjemmelavede balancerer for nylig begyndt at foretrække hårdlejemaskiner med stive understøtninger. I afsnit 2.2 viser figur 2.16-2.18 fotografier af forskellige strukturelle designs af maskiner, der anvender sådanne understøtninger. En typisk skitse af en stiv understøtning, udviklet af en af vores kunder til deres maskinkonstruktion, er vist i figur 3.10. Denne understøtning består af en flad stålplade med en P-formet rille, der traditionelt deler understøtningen i "stive" og "fleksible" dele. Under påvirkning af ubalancekraft kan den "fleksible" del af understøtningen deformeres i forhold til dens "stive" del. Størrelsen af denne deformation, bestemt af understøtningens tykkelse, rillernes dybde og bredden af broen, der forbinder de "fleksible" og "stive" dele af understøtningen, kan måles ved hjælp af passende sensorer i maskinens målesystem. På grund af manglen på en metode til beregning af den tværgående stivhed af sådanne understøtninger, under hensyntagen til dybden h af den P-formede rille, broens bredde t samt tykkelsen af understøtningen r (se fig. 3.10), bestemmes disse designparametre typisk eksperimentelt af udviklere.

Fig. 3.10. Skitse af hård lejestøtte til afbalanceringsmaskine

Fotografier, der viser forskellige implementeringer af sådanne understøtninger, fremstillet til vores kunders egne maskiner, er vist i figur 3.11 og 3.12. Ved at opsummere data indhentet fra flere af vores kunder, som er maskinproducenter, kan der formuleres krav til tykkelsen af understøtninger, der er fastsat for maskiner i forskellige størrelser og med forskellige lasteevner. For eksempel kan understøtningens tykkelse være 20 mm for maskiner beregnet til at afbalancere rotorer med en vægt på fra 0,1 til 50-100 kg.

Fig. 3.11. Hårde lejestøtter til afbalanceringsmaskine, fremstillet af A. Sinitsyn

Fig. 3.12. Hård lejestøtte til afbalanceringsmaskine, fremstillet af D. Krasilnikov

For maskiner med en afbalanceret rotormasse på højst 300-500 kg kan understøtningens tykkelse øges til 30-40 mm, og for maskiner designet til afbalancering af rotorer med maksimale masser fra 1000 til 3000 kg kan understøtningens tykkelse nå 50-60 mm eller mere. Som analysen af de dynamiske egenskaber ved de ovennævnte understøtninger viser, overstiger deres naturlige vibrationsfrekvenser, målt i tværplanet (måleplanet for relative deformationer af de "fleksible" og "stive" dele), normalt 100 Hz eller mere. De naturlige vibrationsfrekvenser for hårde lejer i frontplanet, målt i den retning, der falder sammen med den afbalancerede rotors rotationsakse, er normalt betydeligt lavere. Og det er disse frekvenser, der primært bør tages i betragtning ved bestemmelse af den øvre grænse for driftsfrekvensområdet for roterende rotorer, der er afbalanceret på maskinen. Som nævnt ovenfor kan bestemmelsen af disse frekvenser udføres ved hjælp af den slagexcitationsmetode, der er beskrevet i afsnit 3.1.

3.2. Støtteenheder til afbalanceringsmaskiner

3.2.1. Hovedtyper af understøttende samlinger

Ved fremstilling af afbalanceringsmaskiner med både hårde og bløde lejer kan følgende velkendte typer af støtteenheder, der bruges til installation og rotation af afbalancerede rotorer på støtter, anbefales, herunder:

• Prismatiske støtteenheder;
• Støtteenheder med roterende ruller;
• Spindelbærende enheder.

3.2.1.1. Prismatiske støtteenheder

Disse enheder, med forskellige designmuligheder, installeres normalt på understøtninger til små og mellemstore maskiner, hvorpå rotorer med masser på ikke over 50-100 kg kan afbalanceres. Et eksempel på den enkleste version af en prismatisk støtteenhed er vist i figur 3.13. Denne støtteenhed er lavet af stål og anvendes på en turbineafbalanceringsmaskine. En række producenter af små og mellemstore afbalanceringsmaskiner foretrækker, når de fremstiller prismatiske støtteenheder, at bruge ikke-metalliske materialer (dielektriske materialer), såsom textolit, fluoroplast, caprolon osv.

3.13. Udførelsesvariant af prismatisk støtteenhed, der bruges på en afbalanceringsmaskine til bilturbiner

Lignende støtteenheder (se figur 3.8 ovenfor) er f.eks. implementeret af G. Glazov i hans maskine, der også er beregnet til afbalancering af bilturbiner. Den originale tekniske løsning med den prismatiske støtteenhed, der er lavet af fluoroplast (se figur 3.14), er foreslået af LLC "Technobalance".

Fig. 3.14. Prismatisk støtteenhed fra LLC "Technobalance""

Denne særlige støttekonstruktion er dannet ved hjælp af to cylindriske muffer 1 og 2, der er monteret i en vinkel i forhold til hinanden og fastgjort på støtteakser. Den afbalancerede rotor er i kontakt med muffernes overflader langs cylindrenes genereringslinjer, hvilket minimerer kontaktområdet mellem rotorakslen og støtten, hvilket reducerer friktionskraften i støtten. Om nødvendigt, i tilfælde af slid eller beskadigelse af støttefladen i området for dens kontakt med rotorakslen, gives mulighed for slidkompensation ved at dreje muffen omkring sin akse med en vis vinkel. Det skal bemærkes, at når der anvendes støttekonstruktioner lavet af ikke-metalliske materialer, er det nødvendigt at sørge for den strukturelle mulighed for at jorde den afbalancerede rotor til maskinhuset, hvilket eliminerer risikoen for kraftige statiske elektricitetsladninger under drift. Dette hjælper for det første med at reducere elektrisk interferens og forstyrrelser, der kan påvirke maskinens målesystems ydeevne, og for det andet eliminerer det risikoen for, at personale påvirkes af statisk elektricitet.

3.2.1.2. Støtteenheder til ruller

Disse enheder er typisk installeret på understøtninger til maskiner designet til at afbalancere rotorer med masser på over 50 kg og derover. Deres anvendelse reducerer friktionskræfterne i understøtningerne betydeligt sammenlignet med prismatiske understøtninger, hvilket letter rotationen af den afbalancerede rotor. Som et eksempel viser figur 3.15 en designvariant af en understøtningsenhed, hvor ruller bruges til positionering af produktet. I dette design bruges standard rullelejer som ruller 1 og 2, hvis ydre ringe roterer på stationære akser, der er fastgjort i maskinens understøtningshus 3. Figur 3.16 viser en skitse af et mere komplekst design af en rulleunderstøtningsenhed implementeret i deres projekt af en af de hjemmelavede producenter af afbalanceringsmaskiner. Som det fremgår af tegningen, er der installeret et par rullelejer 1 og 2 i rullehuset 3 for at øge rullens (og dermed hele den bærende enhed) bæreevne. Den praktiske implementering af dette design synes, på trods af alle dets åbenlyse fordele, at være en ret kompleks opgave, der er forbundet med behovet for uafhængig fremstilling af rullehuset 3, hvortil der stilles meget høje krav til geometrisk nøjagtighed og materialets mekaniske egenskaber.

Fig. 3.15. Eksempel på design af rullestøtteenhed

Fig. 3.16. Eksempel på design af rullestøtteenhed med to rullelejer

Figur 3.17 viser en designvariant af en selvjusterende rulleunderstøtningsenhed udviklet af specialisterne fra LLC "Technobalance". I dette design opnås rullernes selvjusterende evne ved at give dem to yderligere frihedsgrader, der giver rullerne mulighed for at foretage små vinkelbevægelser omkring X- og Y-akserne. Sådanne understøtningsenheder, der sikrer høj præcision ved installation af afbalancerede rotorer, anbefales normalt til brug på understøtninger til tunge afbalanceringsmaskiner.

Fig. 3.17. Eksempel på design af selvjusterende rullestøtteenhed

Som tidligere nævnt har rullestøtteenheder typisk ret høje krav til præcisionsfremstilling og stivhed. Især bør tolerancerne for rullernes radiale udløb ikke overstige 3-5 mikron.

I praksis opnås dette ikke altid, selv ikke af kendte producenter. For eksempel, under forfatterens test af det radiale udløb på et sæt nye rulleunderstøtningsenheder, købt som reservedele til afbalanceringsmaskinen model H8V, mærket "K. Shenk", nåede det radiale udløb på deres ruller 10-11 mikron.

3.2.1.3. Støtteenheder til spindel

Ved afbalancering af rotorer med flangemontering (f.eks. kardanaksler) på afbalanceringsmaskiner bruges spindler som støtteenheder til positionering, montering og rotation af de afbalancerede produkter.

Spindler er en af de mest komplekse og kritiske komponenter i afbalanceringsmaskiner, og de er i høj grad ansvarlige for at opnå den krævede afbalanceringskvalitet.

Teorien og praksis for design og fremstilling af spindler er ret veludviklet og afspejles i en bred vifte af publikationer, blandt hvilke monografien "Detaljer og mekanismer for metalbearbejdningsmaskiner" [1], redigeret af Dr. Ingeniør DN Reshetov, skiller sig ud som den mest nyttige og tilgængelige for udviklere.

Blandt de vigtigste krav, der bør overvejes i forbindelse med design og fremstilling af spindler til afbalanceringsmaskiner, bør følgende prioriteres:

a) Sikring af høj stivhed i spindelsamlingens struktur, der er tilstrækkelig til at forhindre uacceptable deformationer, der kan opstå under påvirkning af ubalancekræfter fra den balancerede rotor;

b) Sikring af stabiliteten af spindelens rotationsakseposition, karakteriseret ved tilladte værdier for spindelens radiale, aksiale og aksiale udløb;

c) Sikring af korrekt slidstyrke på spindeltapperne samt deres sidde- og støtteflader, der bruges til montering af afbalancerede produkter.

Den praktiske implementering af disse krav er beskrevet i afsnit VI "Spindler og deres understøtninger" i arbejdet [1].

Der er især metoder til at verificere spindlernes stivhed og rotationsnøjagtighed, anbefalinger til valg af lejer, valg af spindelmateriale og metoder til hærdning samt mange andre nyttige oplysninger om dette emne.

Work [1] bemærker, at der i designet af spindler til de fleste typer metalskærende værktøjsmaskiner hovedsageligt bruges et to-leje-skema.

Et eksempel på en designvariant af et sådant to-leje-system, der bruges i spindler til fræsemaskiner (detaljer kan findes i arbejdet [1]), er vist i fig. 3.18.

Dette skema er meget velegnet til fremstilling af spindler til afbalanceringsmaskiner, hvoraf eksempler på designvarianter er vist nedenfor i figurerne 3.19-3.22.

Fig. 3.18. Skitse af en fræsespindel med to lejer

Figur 3.19 viser en af designvarianterne af den forreste spindelsamling på en afbalanceringsmaskine, der roterer på to radiale tryklejer, som hver har sit eget uafhængige hus 1 og 2. En flange 4, beregnet til flangemontering af en kardanaksel, og en remskive 5, der bruges til at overføre rotation til spindlen fra den elektriske motor ved hjælp af et kileremtræk, er monteret på spindelakslen 3.

Figur 3.19. Eksempel på spindeldesign på to uafhængige lejestøtter

Figur 3.20 og 3.21 viser to nært beslægtede designs af ledende spindelenheder. I begge tilfælde er spindellejerne monteret i et fælles hus 1, som har et gennemgående aksialt hul, der er nødvendigt for at montere spindelakslen. Ved indgangen og udgangen af dette hul har huset specielle boringer (ikke vist i figurerne), der er designet til at rumme radiale tryklejer (rulle eller kugle) og specielle flangedæksler 5, der bruges til at fastgøre lejernes ydre ringe.

Figur 3.20. Eksempel 1 på en ledende spindeldesign på to lejestøtter installeret i et fælles hus

Figur 3.21. Eksempel 2 på en ledende spindeldesign på to lejestøtter installeret i et fælles hus

Som i den tidligere version (se fig. 3.19) er der monteret en frontplade 2 på spindelakslen, beregnet til flangemontering af drivakslen, og en remskive 3, der bruges til at overføre rotation til spindlen fra den elektriske motor via et remtræk. Et lem 4 er også fastgjort til spindelakslen, som bruges til at bestemme spindelens vinkelposition, der bruges til at installere test- og korrektionsvægte på rotoren under afbalancering.

Figur 3.22. Eksempel på design af en drevet (bageste) spindel

Figur 3.22 viser en designvariant af den drevne (bageste) spindelenhed på en maskine, som kun adskiller sig fra den forreste spindel ved fraværet af drivhjulet og lemmen, da de ikke er nødvendige.

Figur 3.23. Eksempel på designudførelse af en drevet (bagerste) spindel

Som set i Figurer 3.20 - 3.22De spindelenheder, der er beskrevet ovenfor, er fastgjort til afbalanceringsmaskinernes Soft Bearing-understøtninger ved hjælp af specielle klemmer (stropper) 6. Andre fastgørelsesmetoder kan også bruges, hvis det er nødvendigt, for at sikre korrekt stivhed og præcision i placeringen af spindelenheden på understøtningen.

Figur 3.23 illustrerer et design af flangemontering svarende til denne spindel, som kan bruges til montering på en hård lejestøtte i en afbalanceringsmaskine.

3.2.1.3.4. Beregning af spindelstivhed og radial kast

Til bestemmelse af spindelstivhed og forventet radial kast kan formel 3.4 anvendes (se beregningsskema i figur 3.24):

hvor:

• Y - elastisk forskydning af spindlen ved enden af spindelkonsollen, cm;
• P - beregnet belastning, der virker på spindelkonsollen, kg;
• A - bageste lejestøtte på spindlen;
• B - spindels forreste lejestøtte;
• g - spindelkonsollens længde, cm;
• c - afstand mellem spindelstøtterne A og B, cm;
• J1 - gennemsnitligt inertimoment for spindelsektionen mellem understøtningerne, cm⁴;
• J2 - gennemsnitligt inertimoment for spindelkonsolsektionen, cm⁴;
• jB og jA - stivhed af lejer til henholdsvis spindelens forreste og bageste understøtning, kg/cm.

Ved at omdanne formel 3.4 får man den ønskede beregnede værdi af spindelsamlingens stivhed jшп kan bestemmes:

I betragtning af anbefalingerne i [1] for mellemstore afbalanceringsmaskiner bør denne værdi ikke være under 50 kg/µm.

Til beregning af radial kast anvendes formel 3.5:

hvor:

• ∆ er den radiale afrunding ved spindelkonsollenden, µm;
• ∆B er det forreste spindellejes radiale afvigelse, µm;
• ∆A er det bageste spindellejes radiale afrunding, µm;
• g er spindelkonsollens længde, cm;
• c er afstanden mellem spindelens støtter A og B, cm.

3.2.1.3.5. Sikring af krav til spindelbalance

Spindelaggregater i afbalanceringsmaskiner skal være velafbalancerede, da enhver faktisk ubalance vil overføres til den rotor, der afbalanceres, som en yderligere fejl. Ved fastsættelse af teknologiske tolerancer for spindelens resterende ubalance anbefales det generelt, at præcisionsklassen for dens afbalancering skal være mindst 1-2 klasser højere end præcisionsklassen for det produkt, der afbalanceres på maskinen.

I betragtning af spindlernes design, som er beskrevet ovenfor, bør afbalanceringen udføres i to planer.

3.2.1.3.6. Sikring af bæreevne og holdbarhedskrav til spindellejer

Ved design af spindler og valg af lejestørrelser anbefales det at foretage en forudgående vurdering af lejernes holdbarhed og belastningskapacitet. Metoden til at udføre disse beregninger kan beskrives i ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Rolling Bearings - Dynamic Load Ratings and Rating Life" [3], samt i adskillige (herunder digitale) håndbøger om rullelejer.

3.2.1.3.7. Sikring af krav til acceptabel opvarmning af spindellejer

Ifølge anbefalinger fra arbejdet [1] bør den maksimalt tilladte opvarmning af de ydre ringe på spindellejer ikke overstige 70°C. Men for at sikre afbalancering af høj kvalitet bør den anbefalede opvarmning af de ydre ringe ikke overstige 40 - 45 °C.

3.2.1.3.8. Valg af remtrækstype og udformning af remskive til spindlen

Når man designer drivspindlen til en afbalanceringsmaskine, anbefales det at sikre dens rotation ved hjælp af et fladremdrev. Et eksempel på korrekt brug af et sådant drev til spindeldrift er præsenteret i Figur 3.20 og 3.23. Brug af kilerems- eller tandremsdrev er uønsket, da de kan påføre spindlen yderligere dynamiske belastninger på grund af geometriske unøjagtigheder i remme og remskiver, hvilket igen kan føre til yderligere målefejl under afbalancering. Anbefalede krav til remskiver til flade drivremme er beskrevet i ISO 17383-73 "Remskiver til flade drivremme" [4].

Drivskiven skal placeres i den bageste ende af spindlen, så tæt på lejesamlingen som muligt (med det mindst mulige udhæng). Designbeslutningen om den overhængende placering af remskiven, der blev truffet ved fremstillingen af spindlen vist i Figur 3.19kan betragtes som mislykket, da det markant øger momentet for den dynamiske drivbelastning, der virker på spindelstøtterne.

En anden væsentlig ulempe ved dette design er brugen af et kileremtræk, hvis fremstillings- og monteringsunøjagtigheder også kan være en kilde til uønsket ekstra belastning på spindlen.

3.3. Seng (ramme)

Sengen er afbalanceringsmaskinens vigtigste bærende struktur, som dens hovedelementer er baseret på, herunder støttestolperne og drivmotoren. Når man vælger eller fremstiller sengen til en afbalanceringsmaskine, er det nødvendigt at sikre, at den opfylder flere krav, herunder den nødvendige stivhed, geometriske præcision, vibrationsmodstand og slidstyrke for dens føringer.

Praksis viser, at når man fremstiller maskiner til eget behov, er følgende sengemuligheder de mest anvendte:

• støbejernssenge fra brugte metalskæremaskiner (drejebænke, træbearbejdning osv.);
• Samlede senge baseret på skinner, samlet med boltforbindelser;
• svejsede senge baseret på kanaler;
• polymerbetonbunde med vibrationsabsorberende belægninger.

Figur 3.25. Eksempel på brug af en brugt træbearbejdningsmaskines seng til fremstilling af en maskine til afbalancering af kardanaksler.

3.4. Drev til afbalanceringsmaskiner

Som analysen af de designløsninger, vores kunder bruger til fremstilling af afbalanceringsmaskiner, viser, fokuserer de hovedsageligt på at bruge vekselstrømsmotorer udstyret med frekvensomformere under designet af drevene. Denne tilgang giver mulighed for en bred vifte af justerbare rotationshastigheder for de afbalancerede rotorer med minimale omkostninger. Effekten af de hoveddrevsmotorer, der bruges til at dreje de afbalancerede rotorer, vælges normalt baseret på disse rotorers masse og kan omtrent være:

• 0,25 - 0,72 kW for maskiner designet til afbalancering af rotorer med en masse på ≤ 5 kg;
• 0,72 - 1,2 kW for maskiner designet til afbalancering af rotorer med en masse > 5 ≤ 50 kg;
• 1,2 - 1,5 kW for maskiner designet til afbalancering af rotorer med en masse > 50 ≤ 100 kg;
• 1,5 - 2,2 kW for maskiner designet til afbalancering af rotorer med en masse > 100 ≤ 500 kg;
• 2,2 - 5 kW for maskiner designet til afbalancering af rotorer med en masse > 500 ≤ 1000 kg;
• 5-7,5 kW for maskiner designet til afbalancering af rotorer med en masse > 1000 ≤ 3000 kg.

Disse motorer skal være solidt monteret på maskinens seng eller fundament. Før installation på maskinen (eller på installationsstedet) skal hoveddrevsmotoren sammen med remskiven, der er monteret på dens udgangsaksel, afbalanceres omhyggeligt. For at reducere elektromagnetisk interferens forårsaget af frekvensomformeren anbefales det at installere netværksfiltre ved dens indgang og udgang. Det kan være standardprodukter, der leveres af producenterne af frekvensomformerne, eller hjemmelavede filtre lavet med ferritringe.

4. Målesystemer til afbalanceringsmaskiner

De fleste amatørproducenter af afbalanceringsmaskiner, der kontakter LLC "Kinematics" (Vibromera), planlægger at bruge "Balanset"-serien af målesystemer, som er produceret af vores virksomhed, i deres design. Der er dog også nogle kunder, der planlægger at fremstille sådanne målesystemer uafhængigt. Derfor giver det mening at diskutere konstruktionen af et målesystem til en afbalanceringsmaskine mere detaljeret. Hovedkravet til disse systemer er behovet for at levere højpræcisionsmålinger af amplituden og fasen af rotationskomponenten af vibrationssignalet, som optræder ved rotationsfrekvensen af den afbalancerede rotor. Dette mål opnås normalt ved at bruge en kombination af tekniske løsninger, herunder:

• Brug af vibrationssensorer med en høj signalomdannelseskoefficient;
• Brug af moderne laserfasevinkelsensorer;
• Oprettelse (eller brug) af hardware, der muliggør forstærkning og digital konvertering af sensorsignaler (primær signalbehandling);
• Implementering af softwarebehandling af vibrationssignalet, som skal muliggøre højopløsnings- og stabil udvinding af vibrationssignalets rotationskomponent, der manifesterer sig ved den balancerede rotors rotationsfrekvens (sekundær behandling).

Nedenfor gennemgår vi kendte varianter af sådanne tekniske løsninger, implementeret i en række velkendte balanceringsinstrumenter.

4.1. Valg af vibrationssensorer

I afbalanceringsmaskiners målesystemer kan der anvendes forskellige typer vibrationssensorer (transducere), herunder:

• Vibrationsaccelerationssensorer (accelerometre);
• Sensorer til vibrationshastighed;
• Vibrationsforskydningssensorer;
• Kraftsensorer.

4.1.1. Sensorer til vibrationsacceleration

Blandt vibrationsaccelerationssensorer er piezo- og kapacitive (chip) accelerometre de mest anvendte, og de kan effektivt anvendes i afbalanceringsmaskiner af typen bløde lejer. I praksis er det generelt tilladt at bruge vibrationsaccelerationssensorer med konverteringskoefficienter (Kpr) fra 10 til 30 mV/(m/s²). I afbalanceringsmaskiner, der kræver særlig høj afbalanceringsnøjagtighed, tilrådes det at bruge accelerometre med Kpr, der når niveauer på 100 mV/(m/s²) og derover. Som et eksempel på piezoaccelerometre, der kan bruges som vibrationssensorer til afbalanceringsmaskiner, viser figur 4.1 piezoaccelerometre DN3M1 og DN3M1V6 fremstillet af LLC "Izmeritel".

Figur 4.1. Piezo-accelerometre DN 3M1 og DN 3M1V6

For at forbinde sådanne sensorer til vibrationsmåleinstrumenter og -systemer er det nødvendigt at bruge eksterne eller indbyggede ladeforstærkere.

Figur 4.2. Kapacitive accelerometre AD1 Fremstillet af LLC "Kinematics" (Vibromera)

Det skal bemærkes, at disse sensorer, som omfatter de meget udbredte kapacitive accelerometre ADXL 345 (se figur 4.3), har flere væsentlige fordele i forhold til piezoaccelerometre. Specifikt er de 4 til 8 gange billigere med lignende tekniske egenskaber. Desuden kræver de ikke brug af dyre og besværlige ladeforstærkere, som er nødvendige for piezoaccelerometre.

I tilfælde, hvor begge typer accelerometre bruges i afbalanceringsmaskiners målesystemer, udføres der normalt hardwareintegration (eller dobbeltintegration) af sensorsignalerne.

Figur 4.2. Kapacitive accelerometre AD 1, samlet.

Figur 4.2. Kapacitive accelerometre AD1 Fremstillet af LLC "Kinematics" (Vibromera)

Det skal bemærkes, at disse sensorer, som omfatter de meget udbredte kapacitive accelerometre ADXL 345 (se figur 4.3), har flere væsentlige fordele i forhold til piezoaccelerometre. Specifikt er de 4 til 8 gange billigere med lignende tekniske egenskaber. Desuden kræver de ikke brug af dyre og besværlige ladeforstærkere, som er nødvendige for piezoaccelerometre.

Figur 4.3. Kapacitivt accelerometerkort ADXL 345.

I dette tilfælde omdannes det oprindelige sensorsignal, der er proportionalt med vibrationsaccelerationen, til et signal, der er proportionalt med vibrationshastigheden eller forskydningen. Proceduren med dobbelt integration af vibrationssignalet er især relevant, når man bruger accelerometre som en del af målesystemerne til lavhastighedsbalanceringsmaskiner, hvor det nedre rotorrotationsfrekvensområde under afbalancering kan nå 120 o/min og derunder. Når man bruger kapacitive accelerometre i afbalanceringsmaskiners målesystemer, skal man være opmærksom på, at deres signaler efter integration kan indeholde lavfrekvent interferens, der viser sig i frekvensområdet fra 0,5 til 3 Hz. Dette kan begrænse det lavere frekvensområde for afbalancering på maskiner, der er beregnet til at bruge disse sensorer.

4.1.2. Sensorer til måling af vibrationshastighed

4.1.2.1. Induktive vibrationshastighedssensorer.

Disse sensorer omfatter en induktiv spole og en magnetisk kerne. Når spolen vibrerer i forhold til en stationær kerne (eller kernen i forhold til en stationær spole), induceres der en EMF i spolen, hvis spænding er direkte proportional med vibrationshastigheden af sensorens bevægelige element. Konverteringskoefficienterne (Кпр) for induktive sensorer er normalt ret høje og når op på flere tiere eller endda hundreder af mV/mm/sek. Specielt er konverteringskoefficienten for Schenck model T77-sensoren 80 mV/mm/sek, og for IRD Mechanalysis model 544M-sensoren er den 40 mV/mm/sek. I nogle tilfælde (f.eks. i Schenck-afbalanceringsmaskiner) anvendes specielle, meget følsomme induktive vibrationshastighedssensorer med en mekanisk forstærker, hvor Кпр kan overstige 1000 mV/mm/sek. Hvis der bruges induktive vibrationshastighedssensorer i afbalanceringsmaskiners målesystemer, kan der også udføres hardwareintegration af det elektriske signal, der er proportionalt med vibrationshastigheden, og omdanne det til et signal, der er proportionalt med vibrationsforskydningen.

Figur 4.4. Model 544M-sensor fra IRD Mechanalysis.

Figur 4.5. Model T77-sensor fra Schenck

Det skal bemærkes, at induktive vibrationshastighedssensorer er ret sjældne og dyre på grund af arbejdsintensiteten ved deres produktion. På trods af de åbenlyse fordele ved disse sensorer bruger amatørproducenter af afbalanceringsmaskiner dem derfor meget sjældent.

4.2. Fasevinkelsensorer

Til synkronisering af vibrationsmålingsprocessen med rotationsvinklen på den balancerede rotor anvendes fasevinkelsensorer, såsom laser- (fotoelektriske) eller induktive sensorer. Disse sensorer fremstilles i forskellige designs af både indenlandske og internationale producenter. Prisintervallet for disse sensorer kan variere betydeligt, fra cirka 40 til 200 dollars. Et eksempel på en sådan enhed er fasevinkelsensoren fremstillet af "Diamex", vist i figur 4.11.

Figur 4.11: Fasevinkelsensor fra "Diamex""

Som et andet eksempel viser figur 4.12 en model implementeret af LLC "Kinematics" (Vibromera), der bruger lasertachometre af DT 2234C-modellen fremstillet i Kina som fasevinkelsensorer. De åbenlyse fordele ved denne sensor omfatter:

• Et bredt driftsområde, der muliggør måling af rotorens rotationsfrekvens fra 2,5 til 99.999 omdrejninger pr. minut med en opløsning på ikke mindre end én omdrejning;
• Digitalt display;
• Nem opsætning af tachometeret til målinger;
• Prisoverkommelighed og lave markedsomkostninger;
• Relativ enkel modifikation til integration i målesystemet på en afbalanceringsmaskine.

Figur 4.12: Laser-tachometer model DT 2234C

I nogle tilfælde, hvor brugen af optiske lasersensorer af en eller anden grund er uønsket, kan de erstattes med induktive kontaktløse forskydningssensorer, såsom den tidligere nævnte ISAN E41A-model eller lignende produkter fra andre producenter.

4.3. Signalbehandlingsfunktioner i vibrationssensorer

Til præcis måling af amplitude og fase af vibrationssignalets rotationskomponent i afbalanceringsudstyr bruges der typisk en kombination af hardware- og softwarebehandlingsværktøjer. Disse værktøjer muliggør:

• Bredbåndshardwarefiltrering af sensorens analoge signal;
• Forstærkning af sensorens analoge signal;
• Integration og/eller dobbeltintegration (om nødvendigt) af det analoge signal;
• Smalbåndsfiltrering af det analoge signal ved hjælp af et sporingsfilter;
• Analog-til-digital konvertering af signalet;
• Synkron filtrering af det digitale signal;
• Harmonisk analyse af det digitale signal.

4.3.1. Filtrering af bredbåndssignaler

Denne procedure er afgørende for at rense vibrationssensorsignalet for potentielle interferenser, der kan opstå både ved den nedre og øvre grænse af enhedens frekvensområde. Det tilrådes, at måleenheden i en afbalanceringsmaskine indstiller den nedre grænse for båndpasfilteret til 2-3 Hz og den øvre grænse til 50 (100) Hz. "Nedre" filtrering hjælper med at undertrykke lavfrekvent støj, der kan opstå ved udgangen af forskellige typer sensormåleforstærkere. "Øvre" filtrering eliminerer muligheden for interferens på grund af kombinationsfrekvenser og potentielle resonante vibrationer fra individuelle mekaniske komponenter i maskinen.

4.3.2. Forstærkning af det analoge signal fra sensoren

Hvis der er behov for at øge følsomheden af afbalanceringsmaskinens målesystem, kan signalerne fra vibrationssensorerne til måleenhedens indgang forstærkes. Både standardforstærkere med konstant forstærkning og flertrinsforstærkere, hvis forstærkning kan ændres programmatisk afhængigt af det faktiske signalniveau fra sensoren, kan anvendes. Et eksempel på en programmerbar flertrinsforstærker omfatter forstærkere implementeret i spændingsmålekonvertere som E154 eller E14-140 fra LLC "L-Card".

4.3.3. Integration

Som tidligere nævnt anbefales hardwareintegration og/eller dobbeltintegration af vibrationssensorsignaler i afbalanceringsmaskiners målesystemer. Således kan det oprindelige accelerometersignal, der er proportionalt med vibroaccelerationen, omdannes til et signal, der er proportionalt med vibrohastigheden (integration) eller vibroforskydningen (dobbeltintegration). På samme måde kan vibrohastighedssensorens signal efter integration omdannes til et signal, der er proportionalt med vibroforskydningen.

4.3.4. Smalbåndsfiltrering af det analoge signal ved hjælp af et sporingsfilter

For at reducere interferens og forbedre kvaliteten af vibrationssignalbehandlingen i målesystemerne i afbalanceringsmaskiner kan smalbåndssporingsfiltre anvendes. Disse filtres centrale frekvens justeres automatisk til den afbalancerede rotors rotationsfrekvens ved hjælp af rotorens omdrejningssensorsignal. Moderne integrerede kredsløb, såsom MAX263, MAX264, MAX267, MAX268 fra "MAXIM", kan bruges til at oprette sådanne filtre.

4.3.5. Analog-til-Digital konvertering af signaler

Analog-til-digital konvertering er en afgørende procedure, der sikrer muligheden for at forbedre kvaliteten af vibrationssignalbehandling under måling af amplitude og fase. Denne procedure er implementeret i alle moderne målesystemer i afbalanceringsmaskiner. Et eksempel på effektiv implementering af sådanne ADC'er inkluderer spændingsmålekonvertere af typen E154 eller E14-140 fra LLC "L-Card", der anvendes i adskillige målesystemer i afbalanceringsmaskiner produceret af LLC "Kinematics" (Vibromera). Derudover har LLC "Kinematics" (Vibromera) erfaring med at bruge billigere mikroprocessorsystemer baseret på "Arduino"-controllere, PIC18F4620-mikrocontrolleren fra "Microchip" og lignende enheder.

4.1.2.2. Vibrationshastighedssensorer baseret på piezoelektriske accelerometre

En sensor af denne type adskiller sig fra et standard piezoelektrisk accelerometer ved at have en indbygget ladningsforstærker og integrator i huset, hvilket gør det muligt for den at udsende et signal proportionalt med vibrationshastigheden. For eksempel er piezoelektriske vibrationshastighedssensorer fremstillet af indenlandske producenter (ZETLAB-firmaet og LLC "Vibropribor") vist i figur 4.6 og 4.7.

Figur 4.6. Model AV02-sensor fra ZETLAB (Rusland)

Figur 4.7. Model DVST 2 sensor fra LLC "Vibropribor""

Sådanne sensorer fremstilles af forskellige producenter (både indenlandske og udenlandske) og er i øjeblikket meget udbredte, især i bærbart vibrationsudstyr. Prisen for disse sensorer er ret høj og kan nå op på 20.000 til 30.000 rubler stykket, selv fra indenlandske producenter.

4.1.3. Fortrængningssensorer

I målesystemerne i afbalanceringsmaskiner kan der også anvendes berøringsfri forskydningssensorer – kapacitive eller induktive. Disse sensorer kan fungere i statisk tilstand, hvilket muliggør registrering af vibrationsprocesser startende fra 0 Hz. Deres anvendelse kan være særligt effektiv i tilfælde af afbalancering af lavhastighedsrotorer med rotationshastigheder på 120 o/min og derunder. Konverteringskoefficienterne for disse sensorer kan nå 1000 mV/mm og derover, hvilket giver høj nøjagtighed og opløsning ved måling af forskydning, selv uden yderligere forstærkning. En åbenlys fordel ved disse sensorer er deres relativt lave pris, som for nogle indenlandske producenter ikke overstiger 1000 rubler. Når man bruger disse sensorer i afbalanceringsmaskiner, er det vigtigt at overveje, at det nominelle arbejdsgab mellem sensorens følsomme element og overfladen af det vibrerende objekt er begrænset af diameteren af sensorspolen. For eksempel er det specificerede arbejdsgab for sensoren vist i figur 4.8, model ISAN E41A fra "TEKO", typisk 3,8 til 4 mm, hvilket muliggør måling af forskydning af det vibrerende objekt i området ±2,5 mm.

Figur 4.8. Induktiv forskydningssensor model ISAN E41A fra TEKO (Rusland)

4.1.4. Kraftsensorer

Som tidligere nævnt bruges der kraftsensorer i målesystemerne på afbalanceringsmaskiner til hårde lejer. Disse sensorer er, især på grund af deres enkle fremstilling og relativt lave pris, ofte piezoelektriske kraftsensorer. Eksempler på sådanne sensorer er vist i figur 4.9 og 4.10.

Figur 4.9. Kraftsensor SD 1 fra Kinematika LLC

Figur 4.10: Kraftsensor til afbalanceringsmaskiner til biler, solgt af "STO Market""

Strain gauge kraftsensorer, som fremstilles af en lang række indenlandske og udenlandske producenter, kan også bruges til at måle relative deformationer i understøtningerne på Hard Bearing afbalanceringsmaskiner.

4.4. Funktionsdiagram over målesystemet i afbalanceringsmaskinen, "Balanset 2""

Målesystemet "Balanset 2" repræsenterer en moderne tilgang til integration af måle- og beregningsfunktioner i afbalanceringsmaskiner. Dette system muliggør automatisk beregning af korrektionsvægte ved hjælp af influencekoefficientmetoden og kan tilpasses forskellige maskinkonfigurationer.

Funktionsskemaet omfatter signalbehandling, analog-til-digital konvertering, digital signalbehandling og automatiske beregningsalgoritmer. Systemet kan håndtere både toplans- og flerplansbalanceringsscenarier med høj præcision.

4.5. Beregning af parametre for korrektionsvægte brugt i rotorafbalancering

Beregningen af korrektionsvægte er baseret på influencekoefficientmetoden, som bestemmer, hvordan rotoren reagerer på testvægte i forskellige planer. Denne metode er grundlæggende for alle moderne afbalanceringssystemer og giver nøjagtige resultater for både stive og fleksible rotorer.

4.5.1. Opgaven med at afbalancere dobbeltbærende rotorer og metoder til at løse den

For rotorer med dobbelt støtte (den mest almindelige konfiguration) involverer afbalanceringsopgaven bestemmelse af to korrektionsvægte - en for hvert korrektionsplan. Indflydelseskoefficientmetoden bruger følgende fremgangsmåde:

1. Indledende måling (kørsel 0): Mål vibrationer uden prøvelodder
2. Første prøvekørsel (kørsel 1): Tilføj kendt prøvevægt til plan 1, mål respons
3. Anden prøvekørsel (kørsel 2): Flyt prøvevægten til plan 2, mål responsen
4. Beregning: Software beregner permanente korrektionsvægte baseret på målte responser

Det matematiske grundlag involverer løsning af et system af lineære ligninger, der relaterer prøvevægtens påvirkninger til de nødvendige korrektioner i begge planer samtidigt.

Figur 3.26 og 3.27 viser eksempler på brug af drejebænke, som ligger til grund for fremstillingen af en specialiseret Hard Bearing-maskine til afbalancering af snegle og en universel Soft Bearing-afbalanceringsmaskine til cylindriske rotorer. For gør-det-selv-producenter giver sådanne løsninger mulighed for at skabe et stift støttesystem til afbalanceringsmaskinen med minimal tid og omkostninger, hvorpå der kan monteres støttestativer af forskellige typer (både Hard Bearing og Soft Bearing). Producentens vigtigste opgave i dette tilfælde er at sikre (og om nødvendigt genoprette) den geometriske præcision af de maskinføringer, som støttestativerne skal baseres på. Under DIY-produktionsforhold bruges der normalt finskrabning til at genoprette den krævede geometriske nøjagtighed af føringerne.

Figur 3.28 viser en version af en samlet seng lavet af to kanaler. Ved fremstillingen af denne seng bruges aftagelige bolteforbindelser, så deformation af sengen kan minimeres eller helt elimineres under samlingen uden yderligere teknologiske operationer. For at sikre korrekt geometrisk nøjagtighed af styrene i den specificerede seng, kan det være nødvendigt med mekanisk behandling (slibning, finfræsning) af de øverste flanger på de anvendte kanaler.

Figur 3.29 og 3.30 præsenterer variationer af svejsede senge, også fremstillet af to kanaler. Fremstillingsteknologien for sådanne senge kan kræve en række yderligere operationer, såsom varmebehandling for at afhjælpe interne spændinger, der opstår under svejsning. For at sikre korrekt geometrisk nøjagtighed af styrene i svejsede senge bør man, som med samlede senge, planlægge mekanisk bearbejdning (slibning, finfræsning) af de øverste flanger på de anvendte kanaler.

4.5.2. Metode til dynamisk afbalancering af flerbærende rotorer

Rotorer med flere støttepunkter (tre eller fire lejepunkter) kræver mere komplekse afbalanceringsprocedurer. Hvert støttepunkt bidrager til den samlede dynamiske adfærd, og korrektionen skal tage højde for interaktioner mellem alle planer.

Metoden udvider toplanstilgangen ved at:

• Måling af vibrationer ved alle støttepunkter
• Brug af flere prøvevægtpositioner
• Løsning af større systemer af lineære ligninger
• Optimering af korrektionsvægtfordeling

For kardanaksler og lignende lange rotorer opnår denne fremgangsmåde typisk restubalanceniveauer svarende til ISO-kvalitetsgrader G6.3 eller bedre.

4.5.3. Regnemaskiner til afbalancering af rotorer med flere understøtninger

Specialiserede beregningsalgoritmer er blevet udviklet til rotorkonfigurationer med tre og fire understøtninger. Disse beregnere er implementeret i Balanset-4-softwaren og kan håndtere komplekse rotorgeometrier automatisk.

Lommeregnerne tager højde for:

• Variabel støttestivhed
• Krydskobling mellem korrektionsplaner
• Optimering af vægtplacering for tilgængelighed
• Verifikation af beregnede resultater

5. Anbefalinger til kontrol af afbalanceringsmaskiners funktion og nøjagtighed

Nøjagtigheden og pålideligheden af en afbalanceringsmaskine afhænger af mange faktorer, herunder den geometriske nøjagtighed af dens mekaniske komponenter, dynamiske egenskaber ved understøtninger og målesystemets driftsevne. Regelmæssig verifikation af disse parametre sikrer ensartet afbalanceringskvalitet og hjælper med at identificere potentielle problemer, før de påvirker produktionen.

5.1. Kontrol af maskinens geometriske nøjagtighed

Verifikation af geometrisk nøjagtighed omfatter kontrol af understøtningers justering, føringernes parallelitet og spindelaggregaternes koncentricitet. Disse kontroller bør udføres under den indledende opsætning og regelmæssigt under drift for at sikre opretholdelse af nøjagtighed.

5.2. Kontrol af maskinens dynamiske egenskaber

Verifikation af dynamiske egenskaber involverer måling af naturlige frekvenser for understøtninger og rammekomponenter for at sikre, at de er korrekt adskilt fra driftsfrekvenser. Dette forhindrer resonansproblemer, der kan kompromittere balanceringsnøjagtigheden.

5.3. Kontrol af målesystemets funktionsdygtighed

Verifikationen af målesystemet omfatter sensorkalibrering, verifikation af fasejustering og nøjagtighedskontrol af signalbehandling. Dette sikrer pålidelig måling af vibrationsamplitude og fase ved alle driftshastigheder.

5.4. Kontrol af nøjagtighedsegenskaberne i henhold til ISO 20076-2007

ISO 20076-2007 indeholder standardiserede procedurer til verifikation af afbalanceringsmaskiners nøjagtighed ved hjælp af kalibrerede testrotorer. Disse procedurer hjælper med at validere maskinens ydeevne i forhold til internationalt anerkendte standarder.

Litteratur

1. Reshetov DN (redaktør). "Detaljer og mekanismer for metalbearbejdningsmaskiner." Moskva: Mashinostroenie, 1972.
2. Kellenberger W. "Spiralslibning af cylindriske overflader." Maskiner, 1963.
3. ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Rullende lejer - Dynamiske belastningsværdier og nominel levetid.""
4. ISO 17383-73 "Remskiver til flade drivremme.""
5. ISO 1940-1-2007 "Vibration. Krav til balancekvaliteten af stive rotorer.""
6. ISO 20076-2007 "Procedurer for verifikation af nøjagtighed i afbalanceringsmaskiner.""