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 lejestøtter til afbalanceringsmaskiner diskuteret i detaljer. En afgørende parameter, som designerne skal tage højde for, når de designer og fremstiller disse understøtninger, er deres naturlige svingningsfrekvenser. Det er vigtigt, fordi måling af ikke bare understøtningernes vibrationsamplitude (cyklisk deformation), men også vibrationsfasen er nødvendig for at beregne parametrene for korrigerende vægte i maskinens måle- og computersystemer.
Hvis understøtningens egenfrekvens falder sammen med den balancerede rotors rotationsfrekvens (understøtningsresonans), er det praktisk talt umuligt at foretage en nøjagtig måling af vibrationens amplitude og fase. Dette er tydeligt illustreret i graferne, der viser ændringer i amplitude og fase af understøtningens svingninger som en 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 maskiner med hårde lejer bør den øvre grænse for rotorens driftsfrekvenser være (mindst) 2-3 gange lavere end understøtningens egenfrekvens, fo. For Soft Bearing-maskiner bør den nedre grænse for den afbalancerede rotors tilladte driftsfrekvenser (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.
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.
fo=2π1MK(3.1)
Massen M, der bruges i beregningen for en symmetrisk rotor med flere lejer, kan tilnærmes med formel 3.2.
M=Mo+nMr(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).
K=ΔLP(3.3) hvor ΔL er understøtningens deformation 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. Krav til konstruktion af basisenheder og mekanismer i afbalanceringsmaskiner 3.1. Lejer 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:
Beregning af understøtningers egenfrekvenser i lodret retning kræver brug af en mere kompleks beregningsteknik, som (ud over parametrene for selve understøtningen og den afbalancerede rotor) skal tage højde for rammens parametre og de særlige forhold ved maskinens installation på fundamentet. Denne metode diskuteres ikke i denne publikation. Analyse af formel 3.1 giver mulighed for nogle enkle anbefalinger, som maskinkonstruktører bør overveje i deres praktiske aktiviteter. Især kan en understøtnings egenfrekvens ændres ved at ændre dens stivhed og/eller masse. En forøgelse af stivheden øger understøtningens egenfrekvens, mens en forøgelse af massen sænker den. Disse ændringer har et ikke-lineært, kvadratisk-invers forhold. Hvis man f.eks. fordobler understøtningens stivhed, øges dens egenfrekvens kun med en faktor på 1,4. På samme måde reducerer en fordobling af massen af den bevægelige del af understøtningen kun dens egenfrekvens med en faktor på 1,4.
3.1.3. Eksperimentelle metoder til bestemmelse af understøtningers egenfrekvenser
Da den ovenfor beskrevne 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 det formål udnytter de mulighederne i moderne vibrationsmålesystemer til afbalanceringsmaskiner, herunder instrumenterne 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, f.eks. indgangen på en spektrumanalysator. Dette instrument registrerer tidsfunktionen og spektret for den aftagende vibrationsproces (se fig. 3.4), hvis analyse gør det muligt at bestemme frekvensen (frekvenserne) af objektets naturlige vibrationer.
Figur 3.4. Diagram over måling og registrering af et objekts naturlige vibrationer
Som de fleste moderne vibrationsmåleinstrumenter kan målesystemerne i "Balanset"-serien bruges til at bestemme egenfrekvenserne for et objekt (f.eks. understøtninger på en afbalanceringsmaskine), når dets vibrationer er stødpåvirkede. Denne procedure på enheder i "Balanset"-serien kan udføres enten i enhedens ekstrafunktionstilstand "Graphs. Spectrum" eller i en specialiseret tilstand "Graphs. Impact", som er inkluderet i de seneste versioner af "Balanset 1"-softwaren.
Som et resultat af denne procedure vises et arbejdsvindue med grafer over tidsfunktionen og spektret af henfaldende vibrationer, som opstår i den undersøgte struktur, når den udsættes for stødpåvirkning, på computerskærmen. Et eksempel på sådanne grafer er vist i figur 3.5.
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 egenfrekvenser bestemmes ved cyklisk måling af vibrationernes amplitude og fase "på kysten". Ved denne metode accelereres rotoren på den undersøgte maskine først til sin maksimale omdrejningshastighed, hvorefter drevet frakobles, og frekvensen af den forstyrrende kraft, der er forbundet med rotorens ubalance, falder gradvist fra maksimum til stoppunktet.
I dette tilfælde kan understøtningernes naturlige frekvenser bestemmes af to egenskaber:
I enhederne i "Balanset"-serien kan tilstanden "Vibrometer" ("Balanset 1") eller "Balancing. Monitoring" ("Balanset 2C" og "Balanset 4") bruges til at registrere egenfrekvenserne for objekter "på kysten", hvilket muliggør cykliske målinger af amplitude og fase af vibrationer ved rotorens rotationsfrekvens.
Desuden indeholder "Balanset 1"-softwaren også en specialiseret "Graphs. Coasting", som gør det muligt at plotte grafer over ændringer i amplitude og fase af støttevibrationer på kysten som en funktion af skiftende 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 3.1.4.1. Maskiner med bløde lejer og flade pladefjedre
Flere designvarianter af afbalanceringsmaskinstøtter lavet med fladfjedre er blevet diskuteret ovenfor i afsnit 2.1 og illustreret i figurerne 2.7 - 2.9. Ifølge vores oplysninger bruges sådanne designs oftest i maskiner, der er beregnet til afbalancering af drivaksler.
Lad os som et eksempel se på de fjederparametre, som en af vores kunder (LLC "Rost-Service", Skt. Petersborg) brugte til at fremstille deres egne maskinstøtter. Denne maskine var beregnet til afbalancering af drivaksler med 2, 3 og 4 understøtninger med en masse på højst 200 kg. De geometriske dimensioner af fjedrene (højde * bredde * tykkelse), der blev brugt i understøtningerne af maskinens forreste og drevne spindler, valgt af kunden, var henholdsvis 3002003 mm.
Egenfrekvensen for den ubelastede understøtning, der blev bestemt eksperimentelt ved hjælp af stødmetoden ved hjælp af standardmålesystemet for "Balanset 4"-maskinen, viste sig 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 RPM).
De geometriske dimensioner af de flade fjedre, der blev brugt af den samme producent på de mellemliggende støtter, var henholdsvis 2002003 mm. Som undersøgelserne viste, var disse understøtningers egenfrekvenser desuden højere og nåede op på 13-14 Hz.
Baseret på testresultaterne blev producenterne af maskinen rådet til at justere (udligne) egenfrekvenserne for spindlen og mellemstøtterne. Dette skulle gøre det lettere at vælge området for drivakslernes operationelle rotationsfrekvenser under afbalanceringen og undgå potentiel ustabilitet i målesystemets aflæsninger, fordi støtterne 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:
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.
Fladfjedre til Soft Bearing-maskinstøtter skal være lavet af bladfjedre eller legeret stål af høj kvalitet. Det er ikke tilrådeligt at bruge almindeligt konstruktionsstål med lav flydespænding, da de kan udvikle restdeformation under statiske og dynamiske belastninger under drift, hvilket fører til en reduktion i maskinens geometriske nøjagtighed og endda til tab af støttestabilitet.
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 med båndfjederophæng er vist i figurerne 2.1 - 2.5 (se afsnit 2.1) samt i figurerne 3.7 og 3.8 i dette afsnit.
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)
3.1.4.3. 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 lejestøtter til maskiner Som vores omfattende erfaring med kunder viser, er en betydelig del af producenterne af selvfremstillede afbalanceringsvægte for nylig begyndt at foretrække maskiner med hårde lejer og stive støtter. I afsnit 2.2 viser figur 2.16 - 2.18 fotografier af forskellige konstruktioner af maskiner, der anvender sådanne understøtninger. En typisk skitse af en stiv understøtning, som en af vores kunder har udviklet til deres maskinkonstruktion, er vist i fig. 3.10. Denne understøtning består af en flad stålplade med en P-formet rille, der traditionelt opdeler understøtningen i "stive" og "fleksible" dele. Under påvirkning af en ubalancekraft kan den "fleksible" del af understøtningen deformeres i forhold til den "stive" del. Størrelsen af denne deformation, som bestemmes af underlagets tykkelse, rillernes dybde og bredden af den bro, der forbinder de "fleksible" og "stive" dele af underlaget, kan måles ved hjælp af passende sensorer i maskinens målesystem. På grund af manglen på en metode til at beregne den tværgående stivhed af sådanne understøtninger under hensyntagen til dybden h af den P-formede rille, bredden t af broen 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
I figur 3.11 og 3.12 ses billeder af forskellige implementeringer af sådanne understøtninger, som er fremstillet til vores kunders egne maskiner. Ved at opsummere data fra flere af vores kunder, der er maskinproducenter, kan man formulere krav til tykkelsen af understøtninger, der er indstillet til maskiner af forskellige størrelser og belastningskapaciteter. For maskiner, der er beregnet til at afbalancere rotorer, der vejer fra 0,1 til 50-100 kg, kan understøtningens tykkelse f.eks. være 20 mm.
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, der ikke overstiger 300-500 kg, kan understøtningens tykkelse øges til 30-40 mm, og for maskiner designet til afbalancering af rotorer med en maksimal masse på 1000-3000 kg, kan understøtningens tykkelse nå 50-60 mm eller mere. Som analysen af de dynamiske egenskaber ved ovennævnte understøtninger viser, overstiger deres naturlige vibrationsfrekvenser, målt i det tværgående plan (måleplanet for relative deformationer af de "fleksible" og "stive" dele), normalt 100 Hz eller mere. De naturlige vibrationsfrekvenser for Hard Bearing-støttestativer i frontalplanet, målt i den retning, der falder sammen med rotationsaksen for den afbalancerede rotor, er normalt betydeligt lavere. Og det er disse frekvenser, der primært skal tages i betragtning, når den øvre grænse for driftsfrekvensområdet for roterende rotorer, der er afbalanceret på maskinen, skal bestemmes. Som nævnt ovenfor kan bestemmelsen af disse frekvenser udføres ved hjælp af metoden med stødpåvirkning, 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:
3.13. Udførelsesvariant af prismatisk støtteenhed, der bruges på en afbalanceringsmaskine til bilturbiner
Lignende understøtningsenheder (se figur 3.8 ovenfor) er for eksempel implementeret af G. Glazov i hans maskine, der også er beregnet til afbalancering af bilturbiner. Den originale tekniske løsning af den prismatiske støtteenhed, lavet af fluorplast (se figur 3.14), er foreslået af LLC "Technobalance".
Fig. 3.14. Prismatisk støttesamling fra LLC "Technobalance"
Denne særlige støtteenhed består af to cylindriske bøsninger 1 og 2, der er monteret i en vinkel i forhold til hinanden og fastgjort på støtteakserne. Den afbalancerede rotor kommer i kontakt med muffernes overflader langs cylindernes genereringslinjer, hvilket minimerer kontaktområdet mellem rotorakslen og understøtningen og dermed reducerer friktionskraften i understøtningen. Om nødvendigt, i tilfælde af slid eller beskadigelse af støttefladen i området, hvor den er i kontakt med rotorakslen, er der mulighed for slidkompensation ved at dreje muffen omkring sin akse med en vis vinkel. Det skal bemærkes, at når man bruger støtteenheder lavet af ikke-metalliske materialer, er det nødvendigt at sørge for den strukturelle mulighed for at jordforbinde den afbalancerede rotor til maskinhuset, hvilket eliminerer risikoen for kraftige statiske elektricitetsladninger, der opstår under drift. Dette hjælper for det første med at reducere elektrisk interferens og forstyrrelser, der kan påvirke ydeevnen af maskinens målesystem, og for det andet eliminerer det risikoen for, at personale påvirkes af statisk elektricitet.
3.2.1.2. Støtteenheder til ruller Disse enheder installeres typisk på understøtninger af maskiner, der er designet til at afbalancere rotorer med masser på over 50 kg og mere. Brugen af dem 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 støtte 3. Figur 3.16 viser en skitse af et mere komplekst design af en rullestøtteenhed, der blev implementeret i deres projekt af en af de selvfremstillede producenter af afbalanceringsmaskiner. Som det fremgår af tegningen, er der installeret et par rullelejer 1 og 2 i rullehuset 3 for at øge rullens belastningskapacitet (og dermed støtteenheden som helhed). Den praktiske implementering af dette design, på trods af alle dets åbenlyse fordele, synes at være en temmelig kompleks opgave, forbundet med behovet for uafhængig fremstilling af valsekroppen 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 rullestøtteenhed udviklet af specialisterne fra LLC "Technobalance". I dette design opnås rullernes selvjusterende evne ved at give dem to ekstra frihedsgrader, hvilket gør det muligt for rullerne at foretage små vinkelbevægelser omkring X- og Y-aksen. Sådanne understøtningsenheder, der sikrer høj præcision i installationen af afbalancerede rotorer, anbefales normalt til brug på understøtninger af 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 velkendte producenter. For eksempel, under forfatterens test af det radiale afløb på et sæt nye rullestøtteenheder, købt som reservedele til afbalanceringsmaskinen model H8V, mærke "K. Shenk", nåede det radiale afløb 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 lang række publikationer, hvoraf monografien "Details and Mechanisms of Metal-Cutting Machine Tools" [1], redigeret af Dr. Eng. D.N. 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.
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.
Fig. 3.18. Skitse af en fræsespindel med to lejer
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.
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 3.20. 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
\
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.
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.
Figur 3.22. Eksempel på designudførelse af en drevet (bageste) spindel
Figur 3.22 præsenterer en designvariant af den drevne (bageste) spindelenhed på en maskine, som kun adskiller sig fra den forreste spindel ved at mangle drivskiven og lemmen, fordi den ikke er nødvendig.
Som set i Figurer 3.20 - 3.22De omtalte spindelenheder er fastgjort til afbalanceringsmaskinernes bløde lejer ved hjælp af specielle klemmer (stropper) 6. Hvis det er nødvendigt, kan der også bruges andre fastgørelsesmetoder, der giver den rette stivhed og nøjagtighed til at placere spindelenheden på holderen.
Figur 3.23 viser designet af en flangemontering til en sådan spindel, som kan bruges til at installere den på en hård lejestøtte på en afbalanceringsmaskine.
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 udformningen af understøtningerne, er vist på Figur 3.9. Den største ulempe ved denne designløsning er de forskellige mængder fjederdeformation på de forreste og bageste støtter, som opstår i tilfælde af ulige belastninger på støtterne ved afbalancering 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.
Figur 3.24. Beregningsskema, der bruges til at bestemme spindelens stivhed og dens radiale udløb (3.4)
Y=P∗ + 1jB * (c+g)2+jB/jAc² ], figen (3.4)
hvor:
Ved at omdanne formel 3.4 får man den ønskede beregnede værdi af spindelsamlingens stivhed jшп kan bestemmes: jшп = P / Y, kg/cm (3.5)
I betragtning af anbefalingerne i [1] for mellemstore afbalanceringsmaskiner bør denne værdi ikke være under 50 kg/µm.
Det er tidligere blevet bemærket, at den største indflydelse på spindelsamlingens radiale stivhed udøves af akslens diameter, hvor inertimomenterne J1 og J2 stiger kvadratisk, og følgelig (se ligning 3.4) falder mængden af elastisk forskydning Y af spindlen under belastning.
Som det fremgår af ligning 3.4, påvirkes spindelens stivhed også af afstanden mellem støtterne c og længden af dens konsol goptimeringen af denne under designet forbedrer også kvaliteten af spindelenheden betydeligt.
Det skal bemærkes, at når man designer spindler, skal man også være opmærksom på at sikre deres aksiale stivhed, som primært afhænger af spindellejernes aksiale stivhed og husets stivhed.
Spindelvibrationernes egenfrekvens, som ikke bør være under 500 - 600 Hz, er direkte relateret til spindelsamlingernes stivhed. Denne parameter kan bestemmes eksperimentelt ved hjælp af enheder i "Balanset"-serien ved hjælp af metoden med stødpåvirkning, som er beskrevet tidligere i afsnit 3.1.3.1.
Da det er en stor udfordring for mange udviklere at bestemme parametrene for spindelsamlinger, anbefales de at bruge den grafiske beregningsmetode, der er præsenteret i værkerne [1] og [2], baseret på brugen af nomogrammer, hvilket forenkler løsningen af denne opgave betydeligt og reducerer den tid, det tager at gennemføre.
3.2.1.3.4. Sikring af nøjagtighedskravene til spindelrotation
Rotationsnøjagtighed er sammen med den stivhed, der er beskrevet ovenfor, en kritisk egenskab ved spindelenheden på en afbalanceringsmaskine, som kan have stor indflydelse på kvaliteten af afbalanceringen. Praksis viser, at en spindels rotationsnøjagtighed afhænger direkte af flere faktorer, herunder:
For det første skal producenterne fokusere på præcisionen af de lejer, de bruger, da deres indvirkning på rotationsnøjagtigheden (radial runout) af en spindel med to lejer (se beregningsskemaet i Figur 3.24) kan estimeres tilnærmelsesvist ved en verifikationsberegning udført ved hjælp af formel 3.5.
Δ = ∆B + gc * (∆B + ∆A) (3.5)
hvor:
3.2.1.3.5. Sikring af krav til spindelbalance
Spindelenheder på afbalanceringsmaskiner skal være velafbalancerede, da enhver faktisk ubalance vil blive overført til rotoren, der afbalanceres, som en ekstra fejl. Når man fastsætter teknologiske tolerancer for spindelens resterende ubalance, anbefales det generelt, at præcisionsklassen for dens afbalancering skal være mindst 1-2 klasser højere end 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
Når man designer spindler og vælger lejestørrelser, er det tilrådeligt at foretage en indledende vurdering af lejernes holdbarhed og belastningskapacitet. Metoden til at udføre disse beregninger kan findes i ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Rolling Bearings - Dynamic Load Ratings and Rating Life" [3], samt i mange (også 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. Det er ikke ønskeligt at bruge kileremme eller tandremme, da de kan påføre spindlen yderligere dynamiske belastninger på grund af geometriske unøjagtigheder i remmene og remskiverne, hvilket igen kan føre til yderligere målefejl under afbalanceringen. 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:
Figur 3.25 viser sengen på en træbearbejdningsmaskine, der med succes blev brugt til fremstilling af en maskine designet til afbalancering af kardanaksler.
Figur 3.25. Eksempel på brug af en brugt træbearbejdningsmaskines seng til fremstilling af en maskine til afbalancering af kardanaksler.
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 3.26. 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 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 3.28. Eksempel på fremstilling af en samlet seng af 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.
Figur 3.29. Eksempel på fremstilling af en svejset seng af kanaler
Figur 3.30. Eksempel på fremstilling af en svejset seng af kanaler
På det seneste er senge fremstillet 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 de lave produktionsomkostninger har disse senge flere vigtige fordele i forhold til deres modstykker i metal:
Når man fremstiller sådanne senge, er deres øverste del typisk forstærket med stålindsatser, der bruges som føringer, som afbalanceringsmaskinens støtteben er baseret på. Som et eksempel viser figur 3.31 et fotografi af en maskine til afbalancering af kardanaksler, fremstillet af LLC "Technobalance", hvis seng er lavet af polymerbeton.
Figur 3.31. Eksempel på en afbalanceringsmaskines seng lavet af polymerbeton
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:
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.