3. Απαιτήσεις για την κατασκευή των βασικών μονάδων και μηχανισμών των μηχανών εξισορρόπησης 3.1. Ρουλεμάν 3.1.1. Θεωρητικά θεμέλια του σχεδιασμού ρουλεμάν
Στην προηγούμενη ενότητα, συζητήθηκαν λεπτομερώς οι κύριες εκτελέσεις σχεδιασμού των στηρίξεων Soft Bearing και Hard Bearing για μηχανές εξισορρόπησης. Μια κρίσιμη παράμετρος που πρέπει να λάβουν υπόψη τους οι σχεδιαστές κατά τον σχεδιασμό και την κατασκευή αυτών των στηρίξεων είναι οι φυσικές συχνότητες ταλάντωσής τους. Αυτό είναι σημαντικό διότι η μέτρηση όχι μόνο του πλάτους ταλάντωσης (κυκλική παραμόρφωση) των στηρίξεων αλλά και της φάσης της ταλάντωσης απαιτείται για τον υπολογισμό των παραμέτρων των διορθωτικών βαρών από τα συστήματα μέτρησης και υπολογισμού της μηχανής.
Εάν η ιδιοσυχνότητα μιας στήριξης συμπίπτει με τη συχνότητα περιστροφής του ζυγοσταθμισμένου δρομέα (συντονισμός στήριξης), η ακριβής μέτρηση του πλάτους και της φάσης της δόνησης είναι πρακτικά αδύνατη. Αυτό φαίνεται καθαρά στα διαγράμματα που δείχνουν τις μεταβολές του πλάτους και της φάσης των ταλαντώσεων του φορέα σε συνάρτηση με τη συχνότητα περιστροφής του ζυγοσταθμισμένου δρομέα (βλέπε Σχήμα 3.1).
Από αυτά τα διαγράμματα προκύπτει ότι καθώς η συχνότητα περιστροφής του ζυγοσταθμισμένου δρομέα πλησιάζει τη φυσική συχνότητα των ταλαντώσεων του φορέα (δηλαδή όταν ο λόγος fp/fo είναι κοντά στο 1), παρατηρείται σημαντική αύξηση του πλάτους που σχετίζεται με τις ταλαντώσεις συντονισμού του φορέα (βλέπε Σχήμα 3.1.α). Ταυτόχρονα, το γράφημα 3.1.β δείχνει ότι στη ζώνη συντονισμού υπάρχει απότομη μεταβολή της γωνίας φάσης ∆F°, η οποία μπορεί να φθάσει έως και τις 180°.
Με άλλα λόγια, κατά την εξισορρόπηση οποιουδήποτε μηχανισμού στη ζώνη συντονισμού, ακόμη και μικρές αλλαγές στη συχνότητα περιστροφής του μπορούν να οδηγήσουν σε σημαντική αστάθεια στα αποτελέσματα μέτρησης του πλάτους και της φάσης της ταλάντωσής του, οδηγώντας σε σφάλματα στον υπολογισμό των παραμέτρων των διορθωτικών βαρών και επηρεάζοντας αρνητικά την ποιότητα της εξισορρόπησης.
Τα παραπάνω γραφήματα επιβεβαιώνουν τις προηγούμενες συστάσεις ότι για μηχανές με σκληρό έδρανο, το ανώτερο όριο των λειτουργικών συχνοτήτων του δρομέα θα πρέπει να είναι (τουλάχιστον) 2-3 φορές χαμηλότερο από τη φυσική συχνότητα της στήριξης, fo. Για μηχανές Soft Bearing, το κατώτερο όριο των επιτρεπόμενων λειτουργικών συχνοτήτων του ζυγοσταθμισμένου δρομέα θα πρέπει να είναι (τουλάχιστον) 2-3 φορές υψηλότερο από τη φυσική συχνότητα του φορέα.
Σχήμα 3.1. Διαγράμματα που δείχνουν τις μεταβολές του σχετικού πλάτους και της φάσης των δονήσεων του φορέα της μηχανής εξισορρόπησης σε συνάρτηση με τις μεταβολές της συχνότητας περιστροφής.
Λαμβάνοντας υπόψη τις πληροφορίες που παρουσιάστηκαν, δεν συνιστάται η λειτουργία του μηχανήματος στην περιοχή συντονισμού των στηρίξεών του (επισημαίνεται με κόκκινο χρώμα στο Σχ. 3.1). Τα γραφήματα που παρουσιάζονται στο Σχ. 3.1 καταδεικνύουν επίσης ότι για τις ίδιες ανισορροπίες του δρομέα, οι πραγματικές δονήσεις των στηρίξεων της μηχανής Soft Bearing είναι σημαντικά χαμηλότερες από εκείνες που εμφανίζονται στις στηρίξεις της μηχανής Soft Bearing.
Από αυτό προκύπτει ότι οι αισθητήρες που χρησιμοποιούνται για τη μέτρηση των δονήσεων των στηρίξεων σε μηχανές με σκληρό έδρανο πρέπει να έχουν μεγαλύτερη ευαισθησία από εκείνους σε μηχανές με μαλακό έδρανο. Το συμπέρασμα αυτό υποστηρίζεται επαρκώς από την πραγματική πρακτική της χρήσης αισθητήρων, η οποία δείχνει ότι οι αισθητήρες απόλυτων δονήσεων (δονητικά επιταχυνσιόμετρα ή/και αισθητήρες δονητικής ταχύτητας), που χρησιμοποιούνται επιτυχώς σε μηχανές εξισορρόπησης Soft Bearing, συχνά δεν μπορούν να επιτύχουν την απαραίτητη ποιότητα εξισορρόπησης σε μηχανές Hard Bearing.
Σε αυτά τα μηχανήματα συνιστάται η χρήση αισθητήρων σχετικών δονήσεων, όπως αισθητήρες δύναμης ή αισθητήρες μετατόπισης υψηλής ευαισθησίας.
3.1.2. Εκτίμηση των φυσικών συχνοτήτων των στηρίξεων με χρήση μεθόδων υπολογισμού
Ένας σχεδιαστής μπορεί να εκτελέσει έναν προσεγγιστικό (εκτιμητικό) υπολογισμό της φυσικής συχνότητας ενός φορέα fo χρησιμοποιώντας τον τύπο 3.1, θεωρώντας τον απλοϊκά ως ένα σύστημα ταλάντωσης με έναν βαθμό ελευθερίας, το οποίο (βλέπε σχήμα 2.19.α) αντιπροσωπεύεται από μια μάζα M, που ταλαντώνεται πάνω σε ένα ελατήριο με δυσκαμψία K.
fo=2π1MK(3.1)
Η μάζα M που χρησιμοποιείται στον υπολογισμό για έναν συμμετρικό ρότορα μεταξύ ρουλεμάν μπορεί να προσεγγιστεί από τον τύπο 3.2.
M=Mo+nMr(3.2) όπου Mo είναι η μάζα του κινούμενου τμήματος του φορέα σε kg- Mr είναι η μάζα του ζυγοσταθμισμένου ρότορα σε kg- n είναι ο αριθμός των φορέων στήριξης της μηχανής που συμμετέχουν στην ζυγοστάθμιση.
Η δυσκαμψία Κ του φορέα υπολογίζεται με τον τύπο 3.3 με βάση τα αποτελέσματα πειραματικών μελετών που περιλαμβάνουν τη μέτρηση της παραμόρφωσης ΔL του φορέα όταν αυτός φορτίζεται με στατική δύναμη P (βλέπε σχήματα 3.2.α και 3.2.β).
K=ΔLP(3.3) όπου ΔL είναι η παραμόρφωση της στήριξης σε μέτρα- P είναι η στατική δύναμη σε Newton.
Το μέγεθος της δύναμης φόρτισης P μπορεί να μετρηθεί με όργανο μέτρησης της δύναμης (π.χ. δυναμόμετρο). Η μετατόπιση της στήριξης ΔL προσδιορίζεται με τη χρήση συσκευής μέτρησης γραμμικών μετατοπίσεων (π.χ. δείκτη).
3. Απαιτήσεις για την κατασκευή των βασικών μονάδων και μηχανισμών των μηχανών εξισορρόπησης 3.1. Ρουλεμάν 3.1.2. Υπολογισμός των φυσικών συχνοτήτων των στηρίξεων με υπολογιστικές μεθόδους
Οι υπολογισμοί των φυσικών συχνοτήτων των στηρίξεων με το προαναφερθέν σχήμα υπολογισμού μπορούν να γίνουν προς δύο κατευθύνσεις:
Ο υπολογισμός των ιδιοσυχνοτήτων των στηρίξεων στην κατακόρυφη διεύθυνση απαιτεί τη χρήση μιας πιο σύνθετης τεχνικής υπολογισμού, η οποία (εκτός από τις παραμέτρους της ίδιας της στήριξης και του ζυγοσταθμισμένου δρομέα) πρέπει να λαμβάνει υπόψη τις παραμέτρους του πλαισίου και τις ιδιαιτερότητες της εγκατάστασης της μηχανής στο θεμέλιο. Η μέθοδος αυτή δεν εξετάζεται στην παρούσα δημοσίευση. Η ανάλυση του τύπου 3.1 επιτρέπει ορισμένες απλές συστάσεις που θα πρέπει να λαμβάνονται υπόψη από τους σχεδιαστές μηχανών στις πρακτικές τους δραστηριότητες. Συγκεκριμένα, η φυσική συχνότητα ενός φορέα μπορεί να μεταβληθεί με την αλλαγή της δυσκαμψίας ή/και της μάζας του. Η αύξηση της δυσκαμψίας αυξάνει τη φυσική συχνότητα της στήριξης, ενώ η αύξηση της μάζας τη μειώνει. Οι αλλαγές αυτές έχουν μια μη γραμμική, τετραγωνικά αντίστροφη σχέση. Για παράδειγμα, ο διπλασιασμός της δυσκαμψίας της στήριξης αυξάνει τη φυσική της συχνότητα μόνο κατά 1,4 φορές. Ομοίως, ο διπλασιασμός της μάζας του κινούμενου τμήματος της στήριξης μειώνει τη φυσική της συχνότητα μόνο κατά έναν παράγοντα 1,4.
3.1.3. Πειραματικές μέθοδοι για τον προσδιορισμό των φυσικών συχνοτήτων των στηρίξεων
Δεδομένου ότι ο προαναφερθείς υπολογισμός των φυσικών συχνοτήτων των στηρίξεων, που πραγματοποιείται με απλοποιημένη μέθοδο, μπορεί να οδηγήσει σε σημαντικά σφάλματα, οι περισσότεροι ερασιτέχνες προγραμματιστές προτιμούν να προσδιορίζουν τις παραμέτρους αυτές με πειραματικές μεθόδους. Για το σκοπό αυτό, χρησιμοποιούν τις δυνατότητες που παρέχουν τα σύγχρονα συστήματα μέτρησης κραδασμών των μηχανών εξισορρόπησης, συμπεριλαμβανομένων των οργάνων της σειράς "Balanset".
3.1.3.1. Προσδιορισμός των φυσικών συχνοτήτων των στηρίξεων με τη μέθοδο της κρουστικής διέγερσης
Η μέθοδος κρουστικής διέγερσης είναι ο απλούστερος και πιο συνηθισμένος τρόπος για τον προσδιορισμό της φυσικής συχνότητας των δονήσεων ενός φορέα ή οποιουδήποτε άλλου εξαρτήματος μηχανής. Βασίζεται στο γεγονός ότι όταν οποιοδήποτε αντικείμενο, όπως μια καμπάνα (βλ. Σχ. 3.3), διεγείρεται με κρούση, η απόκρισή του εκδηλώνεται ως σταδιακά φθίνουσα δονητική απόκριση. Η συχνότητα του δονητικού σήματος καθορίζεται από τα δομικά χαρακτηριστικά του αντικειμένου και αντιστοιχεί στη συχνότητα των φυσικών δονήσεών του. Για την κρουστική διέγερση των δονήσεων μπορεί να χρησιμοποιηθεί οποιοδήποτε βαρύ εργαλείο, όπως ένα σφυρί από καουτσούκ ή ένα κανονικό σφυρί.
Σχήμα 3.3. Διάγραμμα διέγερσης κρούσης που χρησιμοποιείται για τον προσδιορισμό των φυσικών συχνοτήτων ενός αντικειμένου
Η μάζα του σφυριού πρέπει να είναι περίπου 10% της μάζας του αντικειμένου που διεγείρεται. Για την καταγραφή της δονητικής απόκρισης, θα πρέπει να εγκατασταθεί αισθητήρας δονήσεων στο υπό εξέταση αντικείμενο, με τον άξονα μέτρησής του ευθυγραμμισμένο με τη διεύθυνση της κρουστικής διέγερσης. Σε ορισμένες περιπτώσεις, ένα μικρόφωνο από μια συσκευή μέτρησης θορύβου μπορεί να χρησιμοποιηθεί ως αισθητήρας για την αντίληψη της δονητικής απόκρισης του αντικειμένου.
Οι δονήσεις του αντικειμένου μετατρέπονται σε ηλεκτρικό σήμα από τον αισθητήρα, το οποίο στη συνέχεια αποστέλλεται σε ένα όργανο μέτρησης, όπως η είσοδος ενός αναλυτή φάσματος. Το όργανο αυτό καταγράφει τη χρονική συνάρτηση και το φάσμα της φθίνουσας δονητικής διαδικασίας (βλέπε Σχήμα 3.4), η ανάλυση των οποίων επιτρέπει τον προσδιορισμό της συχνότητας (των συχνοτήτων) των φυσικών δονήσεων του αντικειμένου.
Σχήμα 3.4. Διάγραμμα μέτρησης και καταγραφής των φυσικών δονήσεων ενός αντικειμένου
Όπως τα περισσότερα σύγχρονα όργανα μέτρησης κραδασμών, τα συστήματα μέτρησης της σειράς "Balanset" μπορούν να χρησιμοποιηθούν για τον προσδιορισμό των φυσικών συχνοτήτων ενός αντικειμένου (π.χ. στηρίγματα μιας μηχανής εξισορρόπησης) όταν οι δονήσεις του διεγείρονται από κρούση. Η διαδικασία αυτή στις συσκευές της σειράς "Balanset" μπορεί να πραγματοποιηθεί είτε στη λειτουργία πρόσθετων λειτουργιών της συσκευής "Graphs. Spectrum" είτε σε μια εξειδικευμένη λειτουργία "Graphs. Impact", η οποία περιλαμβάνεται στις τελευταίες εκδόσεις του λογισμικού "Balanset 1".
Ως αποτέλεσμα αυτής της διαδικασίας, στην οθόνη του υπολογιστή εμφανίζεται ένα παράθυρο εργασίας με γραφικές παραστάσεις της χρονικής συνάρτησης και του φάσματος των φθινουσών δονήσεων, οι οποίες εμφανίζονται στην εξεταζόμενη δομή κατά την κρουστική διέγερσή της. Ένα παράδειγμα τέτοιων γραφικών παραστάσεων παρουσιάζεται στο σχήμα 3.5.
Σχήμα 3.5. Διεπαφή του προγράμματος που δείχνει τα γραφήματα της χρονικής συνάρτησης και το φάσμα των φθινουσών κρουστικών δονήσεων της εξεταζόμενης δομής
Η ανάλυση του διαγράμματος φάσματος που παρουσιάζεται στο Σχήμα 3.5 (βλ. το κάτω μέρος του παραθύρου εργασίας) δείχνει ότι η κύρια συνιστώσα των φυσικών ταλαντώσεων της εξεταζόμενης κατασκευής, η οποία προσδιορίζεται σε σχέση με τον άξονα της απόκλισης του διαγράμματος, εμφανίζεται σε συχνότητα 9,5 Hz. Η μέθοδος αυτή μπορεί να συνιστάται για μελέτες των φυσικών δονήσεων τόσο των στηρίξεων μηχανών εξισορρόπησης Soft Bearing όσο και των Hard Bearing.
3.1.3.2. Προσδιορισμός των φυσικών συχνοτήτων των στηρίξεων σε κατάσταση ακτομηχανικής λειτουργίας
Σε ορισμένες περιπτώσεις, οι φυσικές συχνότητες των στηρίξεων μπορούν να προσδιοριστούν με κυκλική μέτρηση του πλάτους και της φάσης των δονήσεων "στην ακτή". Κατά την εφαρμογή αυτής της μεθόδου, ο ρότορας που είναι εγκατεστημένος στην εξεταζόμενη μηχανή επιταχύνεται αρχικά στη μέγιστη ταχύτητα περιστροφής του, μετά την οποία αποσυνδέεται η κίνησή του και η συχνότητα της διαταρακτικής δύναμης που σχετίζεται με την ανισορροπία του ρότορα μειώνεται σταδιακά από το μέγιστο έως το σημείο διακοπής.
Στην περίπτωση αυτή, οι φυσικές συχνότητες των στηρίξεων μπορούν να προσδιοριστούν με βάση δύο χαρακτηριστικά:
Στις συσκευές της σειράς "Balanset", η λειτουργία "Vibrometer" ("Balanset 1") ή η λειτουργία "Balancing. Παρακολούθηση" ("Balanset 2C" και "Balanset 4") μπορούν να χρησιμοποιηθούν για την ανίχνευση των φυσικών συχνοτήτων των αντικειμένων "στην ακτή", επιτρέποντας κυκλικές μετρήσεις του πλάτους και της φάσης της δόνησης στη συχνότητα περιστροφής του ρότορα.
Επιπλέον, το λογισμικό "Balanset 1" περιλαμβάνει επιπλέον ένα εξειδικευμένο "Graphs. Coasting", η οποία επιτρέπει τη γραφική απεικόνιση των μεταβολών του πλάτους και της φάσης των δονήσεων στήριξης στην ακτή σε συνάρτηση με τη μεταβαλλόμενη συχνότητα περιστροφής, διευκολύνοντας σημαντικά τη διαδικασία διάγνωσης των αντηχήσεων.
Θα πρέπει να σημειωθεί ότι, για προφανείς λόγους (βλ. ενότητα 3.1.1), η μέθοδος προσδιορισμού των φυσικών συχνοτήτων των στηρίξεων στην ακτή μπορεί να χρησιμοποιηθεί μόνο στην περίπτωση μελέτης μηχανών εξισορρόπησης Soft Bearing, όπου οι συχνότητες λειτουργίας της περιστροφής του δρομέα υπερβαίνουν σημαντικά τις φυσικές συχνότητες των στηρίξεων στην εγκάρσια διεύθυνση.
Στην περίπτωση των μηχανών με σκληρό έδρανο, όπου οι συχνότητες λειτουργίας της περιστροφής του ρότορα που διεγείρουν τις δονήσεις των στηρίξεων στην ακτή είναι σημαντικά χαμηλότερες από τις φυσικές συχνότητες των στηρίξεων, η χρήση αυτής της μεθόδου είναι πρακτικά αδύνατη.
3.1.4. Πρακτικές συστάσεις για το σχεδιασμό και την κατασκευή στηριγμάτων για μηχανές εξισορρόπησης 3.1.4.1. Μηχανές μαλακής έδρασης με ελατήρια επίπεδης πλάκας
Διάφορες σχεδιαστικές παραλλαγές των στηριγμάτων μηχανών εξισορρόπησης που κατασκευάζονται με επίπεδα ελατήρια συζητήθηκαν παραπάνω στο τμήμα 2.1 και απεικονίζονται στα σχήματα 2.7 - 2.9. Σύμφωνα με τις πληροφορίες μας, οι εν λόγω κατασκευές χρησιμοποιούνται συνήθως σε μηχανές που προορίζονται για την εξισορρόπηση κινητήριων αξόνων.
Ως παράδειγμα, ας εξετάσουμε τις παραμέτρους των ελατηρίων που χρησιμοποιούνται από έναν από τους πελάτες (LLC "Rost-Service", Αγία Πετρούπολη) στην κατασκευή των δικών τους στηριγμάτων μηχανών. Η μηχανή αυτή προοριζόταν για την εξισορρόπηση κινητήριων αξόνων 2, 3 και 4 στηρίξεων, με μάζα που δεν υπερβαίνει τα 200 kg. Οι γεωμετρικές διαστάσεις των ελατηρίων (ύψος * πλάτος * πάχος) που χρησιμοποιήθηκαν στα στηρίγματα της προπορευόμενης και της κινούμενης ατράκτου της μηχανής, που επιλέχθηκαν από τον πελάτη, ήταν αντίστοιχα 3002003 mm.
Η ιδιοσυχνότητα της αφόρτιστης στήριξης, η οποία προσδιορίστηκε πειραματικά με τη μέθοδο της κρουστικής διέγερσης χρησιμοποιώντας το πρότυπο σύστημα μέτρησης της μηχανής "Balanset 4", βρέθηκε να είναι 11-12 Hz. Σε μια τέτοια φυσική συχνότητα δονήσεων των στηρίξεων, η συνιστώμενη συχνότητα περιστροφής του ζυγοσταθμισμένου ρότορα κατά την εξισορρόπηση δεν πρέπει να είναι χαμηλότερη από 22-24 Hz (1320 - 1440 RPM).
Οι γεωμετρικές διαστάσεις των επίπεδων ελατηρίων που χρησιμοποιήθηκαν από τον ίδιο κατασκευαστή στα ενδιάμεσα στηρίγματα ήταν αντίστοιχα 2002003 mm. Επιπλέον, όπως έδειξαν οι μελέτες, οι φυσικές συχνότητες αυτών των στηρίξεων ήταν υψηλότερες, φθάνοντας τα 13-14 Hz.
Με βάση τα αποτελέσματα των δοκιμών, οι κατασκευαστές της μηχανής συμβουλεύτηκαν να ευθυγραμμίσουν (εξισώσουν) τις φυσικές συχνότητες της ατράκτου και των ενδιάμεσων στηρίξεων. Αυτό θα πρέπει να διευκολύνει την επιλογή του εύρους των λειτουργικών συχνοτήτων περιστροφής των κινητήριων αξόνων κατά την εξισορρόπηση και να αποφύγει πιθανές αστάθειες των ενδείξεων του συστήματος μέτρησης λόγω της εισόδου των στηρίξεων στην περιοχή των δονήσεων συντονισμού.
Οι μέθοδοι ρύθμισης των φυσικών συχνοτήτων των δονήσεων των στηρίξεων σε επίπεδα ελατήρια είναι προφανείς. Η προσαρμογή αυτή μπορεί να επιτευχθεί με τη μεταβολή των γεωμετρικών διαστάσεων ή του σχήματος των επίπεδων ελατηρίων, η οποία επιτυγχάνεται, για παράδειγμα, με το φρεζάρισμα διαμήκων ή εγκάρσιων σχισμών που μειώνουν τη δυσκαμψία τους.
Όπως αναφέρθηκε προηγουμένως, η επαλήθευση των αποτελεσμάτων της εν λόγω προσαρμογής μπορεί να πραγματοποιηθεί με τον προσδιορισμό των φυσικών συχνοτήτων των δονήσεων των στηρίξεων με τις μεθόδους που περιγράφονται στα σημεία 3.1.3.1 και 3.1.3.2.
Σχήμα 3.6 παρουσιάζει μια κλασική εκδοχή του σχεδιασμού στήριξης σε επίπεδα ελατήρια, που χρησιμοποιήθηκε σε μια από τις μηχανές του από τον A. Sinitsyn. Όπως φαίνεται στο σχήμα, το στήριγμα περιλαμβάνει τα ακόλουθα στοιχεία:
Σχήμα 3.6. Παραλλαγή σχεδιασμού στήριξης σε επίπεδη ελατήρια
Η άνω πλάκα 1 του στηρίγματος μπορεί να χρησιμοποιηθεί για την τοποθέτηση του άξονα ή ενός ενδιάμεσου ρουλεμάν. Ανάλογα με το σκοπό του στηρίγματος, η κάτω πλάκα 4 μπορεί να στερεωθεί άκαμπτα στους οδηγούς της μηχανής ή να τοποθετηθεί σε κινητές ολισθήσεις, επιτρέποντας τη μετακίνηση του στηρίγματος κατά μήκος των οδηγών. Το στήριγμα 5 χρησιμοποιείται για την εγκατάσταση ενός μηχανισμού ασφάλισης του στηρίγματος, επιτρέποντας την ασφαλή στερέωσή του κατά την επιτάχυνση και την επιβράδυνση του ζυγοσταθμισμένου ρότορα.
Τα επίπεδα ελατήρια για τα στηρίγματα μηχανών Soft Bearing πρέπει να είναι κατασκευασμένα από ελατήριο φύλλου ή από υψηλής ποιότητας κραματωμένο χάλυβα. Η χρήση συνηθισμένων δομικών χαλύβων με χαμηλό όριο διαρροής δεν συνιστάται, καθώς ενδέχεται να αναπτύξουν παραμένουσες παραμορφώσεις υπό στατικές και δυναμικές φορτίσεις κατά τη λειτουργία, με αποτέλεσμα τη μείωση της γεωμετρικής ακρίβειας της μηχανής, ακόμη και την απώλεια της σταθερότητας του στηρίγματος.
3.1.4.2. Μαλακά στηρίγματα μηχανών με ανάρτηση σε ελατήρια λωρίδας
Κατά το σχεδιασμό των ελατηρίων ταινίας που χρησιμοποιούνται για τις αναρτήσεις στήριξης, θα πρέπει να δίνεται προσοχή στην επιλογή του πάχους και του πλάτους της ταινίας ελατηρίου, η οποία πρέπει αφενός να αντέχει το στατικό και δυναμικό φορτίο του ρότορα στη στήριξη και αφετέρου να αποτρέπει την πιθανότητα στρεπτικών δονήσεων της ανάρτησης στήριξης, που εκδηλώνονται ως αξονική εξόλκευση.
Παραδείγματα δομικής υλοποίησης μηχανών εξισορρόπησης με χρήση αναστολής με ελατήριο ταινίας παρουσιάζονται στα σχήματα 2.1 - 2.5 (βλέπε ενότητα 2.1), καθώς και στα σχήματα 3.7 και 3.8 της παρούσας ενότητας.
Σχήμα 3.7. Μηχανή για την εξισορρόπηση ρότορα ηλεκτρικού κινητήρα, συναρμολογημένη, που αναπτύχθηκε από τον A. Mokhov.
Σχήμα 3.8. Μηχανή εξισορρόπησης ρότορα στροβιλοαντλίας, που αναπτύχθηκε από τον G. Glazov (Bishkek)
3.1.4.3. Μαλακά στηρίγματα μηχανών που κατασκευάζονται με κυλινδρικά ελατήρια
Ένα παράδειγμα μηχανής εξισορρόπησης Soft Bearing, στην οποία χρησιμοποιούνται κυλινδρικά ελατήρια συμπίεσης για το σχεδιασμό των στηρίξεων, παρουσιάζεται στο σχήμα 3.9. Το κύριο μειονέκτημα αυτής της σχεδιαστικής λύσης σχετίζεται με τους διαφορετικούς βαθμούς παραμόρφωσης των ελατηρίων στα μπροστινά και πίσω στηρίγματα, που προκύπτουν εάν τα φορτία στα στηρίγματα είναι άνισα κατά την εξισορρόπηση ασύμμετρων ρότορων. Αυτό οδηγεί φυσικά σε κακή ευθυγράμμιση των στηρίξεων και σε στρέβλωση του άξονα του δρομέα στο κατακόρυφο επίπεδο. Μία από τις αρνητικές συνέπειες αυτής της ατέλειας μπορεί να είναι η εμφάνιση δυνάμεων που προκαλούν αξονική μετατόπιση του ρότορα κατά την περιστροφή.
Σχήμα 3.9. Κατασκευαστική παραλλαγή μαλακής στήριξης ρουλεμάν για μηχανές εξισορρόπησης με χρήση κυλινδρικών ελατηρίων.
3.1.4.4. Σκληρά στηρίγματα ρουλεμάν για μηχανές Όπως δείχνει η εκτεταμένη εμπειρία μας με πελάτες, ένα σημαντικό μέρος των κατασκευαστών ιδιοκατασκευασμένων ζυγοσταθμιστών έχει αρχίσει πρόσφατα να προτιμά μηχανές με σκληρά στηρίγματα με άκαμπτα στηρίγματα. Στην ενότητα 2.2, στα σχήματα 2.16 - 2.18 απεικονίζονται φωτογραφίες διαφόρων δομικών σχεδίων μηχανών που χρησιμοποιούν τέτοια στηρίγματα. Ένα τυπικό σκαρίφημα άκαμπτης στήριξης, που αναπτύχθηκε από έναν πελάτη μας για την κατασκευή της μηχανής του, παρουσιάζεται στο Σχ. 3.10. Η στήριξη αυτή αποτελείται από μια επίπεδη χαλύβδινη πλάκα με αυλάκωση σχήματος Π, η οποία συμβατικά χωρίζει τη στήριξη σε "άκαμπτο" και "εύκαμπτο" τμήμα. Υπό την επίδραση δύναμης ανισορροπίας, το "εύκαμπτο" μέρος του στηρίγματος μπορεί να παραμορφωθεί σε σχέση με το "άκαμπτο" μέρος του. Το μέγεθος αυτής της παραμόρφωσης, που καθορίζεται από το πάχος του φορέα, το βάθος των αυλακώσεων και το πλάτος της γέφυρας που συνδέει τα "εύκαμπτα" και "άκαμπτα" μέρη του φορέα, μπορεί να μετρηθεί με τη χρήση κατάλληλων αισθητήρων του συστήματος μέτρησης της μηχανής. Λόγω της έλλειψης μιας μεθόδου υπολογισμού της εγκάρσιας δυσκαμψίας τέτοιων στηρίξεων, λαμβάνοντας υπόψη το βάθος h της αυλάκωσης σχήματος Π, το πλάτος t της γέφυρας, καθώς και το πάχος της στήριξης r (βλ. Σχ. 3.10), αυτές οι παράμετροι σχεδιασμού προσδιορίζονται συνήθως πειραματικά από τους κατασκευαστές.
Σχήμα 3.10. Σκίτσο σκληρής στήριξης ρουλεμάν για μηχανή εξισορρόπησης
Στα Σχήματα 3.11 και 3.12 παρουσιάζονται φωτογραφίες που απεικονίζουν διάφορες εφαρμογές τέτοιων στηριγμάτων, κατασκευασμένων για τις μηχανές των πελατών μας. Συνοψίζοντας τα δεδομένα που ελήφθησαν από διάφορους πελάτες μας, οι οποίοι είναι κατασκευαστές μηχανημάτων, μπορούν να διατυπωθούν απαιτήσεις για το πάχος των στηριγμάτων, που καθορίζονται για μηχανήματα διαφόρων μεγεθών και φορτίων. Για παράδειγμα, για μηχανές που προορίζονται για την εξισορρόπηση ρότορα βάρους από 0,1 έως 50-100 kg, το πάχος του στηρίγματος μπορεί να είναι 20 mm.
Σχήμα 3.11. Σκληρά στηρίγματα ρουλεμάν για μηχανή εξισορρόπησης, κατασκευασμένα από τον A. Sinitsyn
Σχήμα 3.12. Σκληρό στήριγμα ρουλεμάν για μηχανή εξισορρόπησης, κατασκευασμένο από τον D. Krasilnikov
Για μηχανές με μάζα ζυγοσταθμισμένου ρότορα που δεν υπερβαίνει τα 300-500 kg, το πάχος του στηρίγματος μπορεί να αυξηθεί στα 30-40 mm, ενώ για μηχανές που έχουν σχεδιαστεί για ζυγοστάθμιση ρότορα με μέγιστη μάζα από 1000 έως 3000 kg, το πάχος του στηρίγματος μπορεί να φτάσει τα 50-60 mm ή και περισσότερο. Όπως προκύπτει από την ανάλυση των δυναμικών χαρακτηριστικών των προαναφερθέντων στηριγμάτων, οι φυσικές συχνότητες ταλάντωσής τους, μετρούμενες στο εγκάρσιο επίπεδο (το επίπεδο μέτρησης των σχετικών παραμορφώσεων των "εύκαμπτων" και "άκαμπτων" μερών), υπερβαίνουν συνήθως τα 100 Hz ή και περισσότερο. Οι φυσικές συχνότητες ταλάντωσης των στηρίξεων Hard Bearing στο μετωπικό επίπεδο, μετρούμενες στη διεύθυνση που συμπίπτει με τον άξονα περιστροφής του ζυγοσταθμισμένου ρότορα, είναι συνήθως σημαντικά χαμηλότερες. Και είναι αυτές οι συχνότητες που πρέπει να λαμβάνονται πρωτίστως υπόψη κατά τον καθορισμό του ανώτερου ορίου του εύρους συχνοτήτων λειτουργίας για περιστρεφόμενους ρότορες που εξισορροπούνται στη μηχανή. Όπως προαναφέρθηκε, ο προσδιορισμός αυτών των συχνοτήτων μπορεί να πραγματοποιηθεί με τη μέθοδο κρουστικής διέγερσης που περιγράφεται στο τμήμα 3.1.
3.2. Συγκροτήματα στήριξης μηχανών εξισορρόπησης 3.2.1. Κύριοι τύποι συγκροτημάτων στήριξης Για την κατασκευή μηχανών εξισορρόπησης τόσο με σκληρό έδρανο όσο και με μαλακό έδρανο, μπορούν να προταθούν οι ακόλουθοι γνωστοί τύποι συγκροτημάτων στήριξης, που χρησιμοποιούνται για την εγκατάσταση και περιστροφή των εξισορροπημένων ρότορων σε στηρίγματα, όπως:
3.13. Παραλλαγή εκτέλεσης της πρισματικής διάταξης στήριξης, που χρησιμοποιείται σε μηχανή εξισορρόπησης για αυτοκινητιστικές τουρμπίνες
Παρόμοια συγκροτήματα στήριξης (βλέπε σχήμα 3.8 ανωτέρω) εφαρμόζονται, για παράδειγμα, από τον G. Glazov στη μηχανή του, η οποία προορίζεται επίσης για την εξισορρόπηση στροβίλων αυτοκινήτων. Η πρωτότυπη τεχνική λύση του πρισματικού συγκροτήματος στήριξης, κατασκευασμένου από φθοροπλαστικό (βλέπε σχήμα 3.14), προτείνεται από την LLC "Technobalance".
Σχήμα 3.14. Συναρμολόγηση πρισματικής στήριξης από την LLC "Technobalance"
Το συγκεκριμένο συγκρότημα στήριξης διαμορφώνεται με τη χρήση δύο κυλινδρικών χιτωνίων 1 και 2, τα οποία τοποθετούνται υπό γωνία μεταξύ τους και στερεώνονται σε άξονες στήριξης. Ο ζυγοσταθμισμένος ρότορας έρχεται σε επαφή με τις επιφάνειες των χιτωνίων κατά μήκος των γραμμών παραγωγής των κυλίνδρων, γεγονός που ελαχιστοποιεί την επιφάνεια επαφής μεταξύ του άξονα του ρότορα και της στήριξης, μειώνοντας κατά συνέπεια τη δύναμη τριβής στη στήριξη. Εάν είναι απαραίτητο, σε περίπτωση φθοράς ή βλάβης της επιφάνειας στήριξης στην περιοχή επαφής της με τον άξονα του ρότορα, παρέχεται η δυνατότητα αντιστάθμισης της φθοράς με περιστροφή του χιτωνίου γύρω από τον άξονά του κατά κάποια γωνία. Θα πρέπει να σημειωθεί ότι όταν χρησιμοποιούνται συγκροτήματα στήριξης από μη μεταλλικά υλικά, είναι απαραίτητο να προβλεφθεί η κατασκευαστική δυνατότητα γείωσης του ζυγοσταθμισμένου ρότορα στο σώμα της μηχανής, η οποία εξαλείφει τον κίνδυνο εμφάνισης ισχυρών φορτίων στατικού ηλεκτρισμού κατά τη λειτουργία. Αυτό, πρώτον, συμβάλλει στη μείωση των ηλεκτρικών παρεμβολών και διαταραχών που ενδέχεται να επηρεάσουν την απόδοση του συστήματος μέτρησης της μηχανής και, δεύτερον, εξαλείφει τον κίνδυνο να επηρεαστεί το προσωπικό από τη δράση του στατικού ηλεκτρισμού.
3.2.1.2. Συγκροτήματα στήριξης κυλίνδρων Τα συγκροτήματα αυτά εγκαθίστανται συνήθως σε στηρίγματα μηχανών που έχουν σχεδιαστεί για την εξισορρόπηση ρότορα με μάζες που υπερβαίνουν τα 50 κιλά και άνω. Η χρήση τους μειώνει σημαντικά τις δυνάμεις τριβής στα στηρίγματα σε σύγκριση με τα πρισματικά στηρίγματα, διευκολύνοντας την περιστροφή του ζυγοσταθμισμένου ρότορα. Ως παράδειγμα, στο σχήμα 3.15 παρουσιάζεται μια παραλλαγή σχεδιασμού ενός συγκροτήματος στήριξης όπου χρησιμοποιούνται κύλινδροι για την τοποθέτηση του προϊόντος. Σε αυτή τη σχεδίαση, ως κύλινδροι 1 και 2 χρησιμοποιούνται τυποποιημένα ρουλεμάν κύλισης, οι εξωτερικοί δακτύλιοι των οποίων περιστρέφονται σε σταθερούς άξονες που είναι στερεωμένοι στο σώμα του στηρίγματος 3 της μηχανής. Στο Σχήμα 3.16 απεικονίζεται ένα σκίτσο ενός πιο σύνθετου σχεδιασμού ενός συγκροτήματος στήριξης κυλίνδρων που υλοποιήθηκε στο έργο τους από έναν από τους αυτοδημιούργητους κατασκευαστές μηχανών εξισορρόπησης. Όπως φαίνεται από το σχέδιο, προκειμένου να αυξηθεί η φέρουσα ικανότητα του κυλίνδρου (και κατά συνέπεια του συγκροτήματος στήριξης στο σύνολό του), στο σώμα του κυλίνδρου 3 τοποθετείται ένα ζεύγος ρουλεμάν κύλισης 1 και 2. Η πρακτική εφαρμογή αυτού του σχεδίου, παρά τα προφανή πλεονεκτήματά του, φαίνεται να είναι μια μάλλον πολύπλοκη εργασία, που συνδέεται με την ανάγκη ανεξάρτητης κατασκευής του σώματος κυλίνδρου 3, στην οποία επιβάλλονται πολύ υψηλές απαιτήσεις γεωμετρικής ακρίβειας και μηχανικών χαρακτηριστικών του υλικού.
Σχήμα 3.15. Παράδειγμα σχεδιασμού συγκροτήματος στήριξης κυλίνδρων
Σχήμα 3.16. Παράδειγμα σχεδιασμού συγκροτήματος στήριξης κυλίνδρων με δύο ρουλεμάν κύλισης
Στο σχήμα 3.17 παρουσιάζεται μια παραλλαγή σχεδιασμού ενός συγκροτήματος στήριξης αυτοευθυγραμμιζόμενων κυλίνδρων που αναπτύχθηκε από τους ειδικούς της LLC "Technobalance". Σε αυτόν τον σχεδιασμό, η ικανότητα αυτοευθυγράμμισης των κυλίνδρων επιτυγχάνεται παρέχοντάς τους δύο πρόσθετους βαθμούς ελευθερίας, επιτρέποντας στους κυλίνδρους να πραγματοποιούν μικρές γωνιακές κινήσεις γύρω από τους άξονες Χ και Υ. Αυτά τα συγκροτήματα στήριξης, που εξασφαλίζουν υψηλή ακρίβεια στην εγκατάσταση των ζυγοσταθμισμένων ρότορων, συνιστώνται συνήθως για χρήση σε στηρίγματα βαρέων μηχανημάτων ζυγοστάθμισης.
Σχήμα 3.17. Παράδειγμα σχεδιασμού συγκροτήματος στήριξης αυτοευθυγραμμιζόμενων κυλίνδρων
Όπως αναφέρθηκε προηγουμένως, τα συγκροτήματα στήριξης κυλίνδρων έχουν συνήθως αρκετά υψηλές απαιτήσεις για την κατασκευή ακριβείας και την ακαμψία. Ειδικότερα, οι ανοχές που ορίζονται για την ακτινική ολίσθηση των κυλίνδρων δεν πρέπει να υπερβαίνουν τα 3-5 μικρά.
Στην πράξη, αυτό δεν επιτυγχάνεται πάντα, ακόμη και από γνωστούς κατασκευαστές. Για παράδειγμα, κατά τη δοκιμή από τον συγγραφέα της ακτινικής απόκλισης ενός συνόλου νέων συγκροτημάτων στήριξης κυλίνδρων, που αγοράστηκαν ως ανταλλακτικά για τη μηχανή ζυγοστάθμισης μοντέλο H8V, μάρκας "K. Shenk", η ακτινική απόκλιση των κυλίνδρων τους έφθασε τα 10-11 μικρά.
3.2.1.3. Συγκροτήματα στήριξης ατράκτου
Κατά την εξισορρόπηση ρότορα με φλάντζα (για παράδειγμα, άξονες καρντάν) σε μηχανές εξισορρόπησης, οι άξονες χρησιμοποιούνται ως συγκροτήματα στήριξης για την τοποθέτηση, την τοποθέτηση και την περιστροφή των εξισορροπημένων προϊόντων.
Οι άτρακτοι είναι ένα από τα πιο πολύπλοκα και κρίσιμα εξαρτήματα των μηχανών ζυγοστάθμισης, που είναι σε μεγάλο βαθμό υπεύθυνοι για την επίτευξη της απαιτούμενης ποιότητας ζυγοστάθμισης.
Η θεωρία και η πρακτική του σχεδιασμού και της κατασκευής ατράκτων είναι αρκετά ανεπτυγμένες και αποτυπώνονται σε ένα ευρύ φάσμα δημοσιεύσεων, μεταξύ των οποίων η μονογραφία "Details and Mechanisms of Metal-Cutting Machine Tools" [1], που επιμελήθηκε ο Dr. Eng. D.N. Reshetov, ξεχωρίζει ως η πιο χρήσιμη και προσιτή για τους προγραμματιστές.
Μεταξύ των κύριων απαιτήσεων που πρέπει να λαμβάνονται υπόψη κατά το σχεδιασμό και την κατασκευή των ατράκτων μηχανών εξισορρόπησης, πρέπει να δοθεί προτεραιότητα στις ακόλουθες:
α) Παροχή υψηλής ακαμψίας της δομής του συγκροτήματος ατράκτου, επαρκούς για την αποφυγή απαράδεκτων παραμορφώσεων που ενδέχεται να προκύψουν υπό την επίδραση δυνάμεων ανισορροπίας του ζυγοσταθμισμένου ρότορα,
β) Εξασφάλιση της σταθερότητας της θέσης του άξονα περιστροφής της ατράκτου, η οποία χαρακτηρίζεται από τις επιτρεπόμενες τιμές των ακτινικών, αξονικών και αξονικών ολισθήσεων της ατράκτου,
γ) Εξασφάλιση της κατάλληλης αντοχής στη φθορά των αξόνων της ατράκτου, καθώς και των επιφανειών έδρασης και στήριξης που χρησιμοποιούνται για την τοποθέτηση των ζυγοσταθμισμένων προϊόντων.
Η πρακτική εφαρμογή αυτών των απαιτήσεων περιγράφεται λεπτομερώς στην ενότητα VI "Ατράκτους και τα στηρίγματά τους" της εργασίας [1].
Συγκεκριμένα, υπάρχουν μεθοδολογίες για την επαλήθευση της ακαμψίας και της ακρίβειας περιστροφής των ατράκτων, συστάσεις για την επιλογή των ρουλεμάν, την επιλογή του υλικού των ατράκτων και των μεθόδων σκλήρυνσής τους, καθώς και πολλές άλλες χρήσιμες πληροφορίες για το θέμα αυτό.
Στην εργασία [1] επισημαίνεται ότι κατά το σχεδιασμό των ατράκτων για τους περισσότερους τύπους εργαλειομηχανών κοπής μετάλλων χρησιμοποιείται κυρίως ένα σύστημα δύο εδράνων.
Ένα παράδειγμα της παραλλαγής σχεδιασμού ενός τέτοιου συστήματος δύο εδράνων που χρησιμοποιείται σε άξονες φρεζομηχανών (λεπτομέρειες μπορείτε να βρείτε στην εργασία [1]) παρουσιάζεται στο Σχ. 3.18.
Το σύστημα αυτό είναι αρκετά κατάλληλο για την κατασκευή ατράκτων μηχανών εξισορρόπησης, παραδείγματα παραλλαγών σχεδιασμού των οποίων παρουσιάζονται κατωτέρω στα σχήματα 3.19-3.22.
Στο σχήμα 3.19 παρουσιάζεται μία από τις κατασκευαστικές παραλλαγές του συγκροτήματος της κύριας ατράκτου μιας μηχανής εξισορρόπησης, που περιστρέφεται σε δύο ακτινικά ωθητικά έδρανα, καθένα από τα οποία έχει το δικό του ανεξάρτητο περίβλημα 1 και 2. Μια φλάντζα 4, που προορίζεται για την τοποθέτηση φλάντζας ενός άξονα καρντάν, και μια τροχαλία 5, που χρησιμοποιείται για τη μετάδοση της περιστροφής στην άτρακτο από τον ηλεκτροκινητήρα με χρήση ιμάντα, είναι τοποθετημένες στον άξονα 3 της ατράκτου.
Σχήμα 3.18. Σκίτσο ατράκτου φρεζομηχανής με δύο έδρανα
Σχήμα 3.19. Παράδειγμα σχεδιασμού ατράκτου σε δύο ανεξάρτητα στηρίγματα ρουλεμάν
Σχήματα 3.20 και 3.21 παρουσιάζουν δύο στενά συνδεδεμένα σχέδια κορυφαίων συγκροτημάτων ατράκτων. Και στις δύο περιπτώσεις, τα ρουλεμάν του άξονα εγκαθίστανται σε ένα κοινό περίβλημα 1, το οποίο διαθέτει μια διαμπερή αξονική οπή απαραίτητη για την εγκατάσταση του άξονα του άξονα. Στην είσοδο και την έξοδο αυτής της οπής, το περίβλημα διαθέτει ειδικές οπές (δεν φαίνονται στα σχήματα), σχεδιασμένες για να φιλοξενούν ακτινικά ωστικά έδρανα (κυλινδρικά ή σφαιρικά) και ειδικά καλύμματα φλάντζας 5, που χρησιμοποιούνται για την ασφάλιση των εξωτερικών δακτυλίων των εδράνων.
Όπως και στην προηγούμενη έκδοση (βλέπε Σχ. 3.19), στον άξονα της ατράκτου τοποθετείται μια πρόσοψη 2, που προορίζεται για την τοποθέτηση του άξονα κίνησης με φλάντζα, και μια τροχαλία 3, που χρησιμοποιείται για τη μετάδοση της περιστροφής στην άτρακτο από τον ηλεκτροκινητήρα μέσω ιμάντα. Στον άξονα της ατράκτου στερεώνεται επίσης ένα άκρο 4, το οποίο χρησιμοποιείται για τον προσδιορισμό της γωνιακής θέσης της ατράκτου, που χρησιμοποιείται κατά την τοποθέτηση δοκιμαστικών και διορθωτικών βαρών στον ρότορα κατά τη ζυγοστάθμιση.
Σχήμα 3.20. Παράδειγμα 1 σχεδιασμού κορυφαίου άξονα σε δύο στηρίγματα ρουλεμάν εγκατεστημένα σε κοινό περίβλημα
Σχήμα 3.21. Παράδειγμα 2 σχεδιασμού κορυφαίου άξονα σε δύο στηρίγματα ρουλεμάν εγκατεστημένα σε κοινό περίβλημα
\
Σχήμα 3.22. Παράδειγμα σχεδιασμού ενός κινητήριου (οπίσθιου) άξονα
Σχήμα 3.22 δείχνει μια σχεδιαστική παραλλαγή του συγκροτήματος της κινούμενης (οπίσθιας) ατράκτου μιας μηχανής, η οποία διαφέρει από την εμπρόσθια άτρακτο μόνο από την απουσία της τροχαλίας κίνησης και του άκρου, καθώς δεν χρειάζονται.
Όπως φαίνεται στο Σχήματα 3.20 - 3.22, τα συγκροτήματα ατράκτων που εξετάζονται ανωτέρω συνδέονται με τα μαλακά έδρανα των μηχανών ζυγοστάθμισης με τη χρήση ειδικών σφιγκτήρων (ιμάντων) 6. Μπορούν επίσης να χρησιμοποιηθούν και άλλες μέθοδοι στερέωσης, εάν είναι απαραίτητο, εξασφαλίζοντας την κατάλληλη ακαμψία και ακρίβεια στην τοποθέτηση του συγκροτήματος ατράκτου στο στήριγμα.
Σχήμα 3.23 απεικονίζει ένα σχέδιο τοποθέτησης φλάντζας παρόμοιο με αυτό του άξονα, το οποίο μπορεί να χρησιμοποιηθεί για την εγκατάστασή του σε ένα σκληρό έδρανο στήριξης μιας μηχανής ζυγοστάθμισης.
Σχήμα 3.22. Παράδειγμα εκτέλεσης του σχεδιασμού μιας κινητήριας (οπίσθιας) ατράκτου
Σχήμα 3.22 παρουσιάζει μια σχεδιαστική παραλλαγή του συγκροτήματος της κινούμενης (οπίσθιας) ατράκτου μιας μηχανής, η οποία διαφέρει από την εμπρόσθια άτρακτο μόνο στο ότι στερείται της τροχαλίας κίνησης και του άκρου λόγω του ότι δεν απαιτείται.
Όπως φαίνεται στο Σχήματα 3.20 - 3.22, τα εξεταζόμενα συγκροτήματα ατράκτων προσαρτώνται στα μαλακά στηρίγματα έδρασης των μηχανών ζυγοστάθμισης με τη χρήση ειδικών σφιγκτήρων (ιμάντων) 6. Όταν είναι απαραίτητο, μπορούν επίσης να χρησιμοποιηθούν άλλες μέθοδοι στερέωσης που παρέχουν την κατάλληλη ακαμψία και ακρίβεια τοποθέτησης του συγκροτήματος ατράκτου στο στήριγμα.
Σχήμα 3.23 δείχνει το σχεδιασμό μιας φλάντζας στήριξης για έναν τέτοιο άξονα, η οποία μπορεί να χρησιμοποιηθεί για την εγκατάστασή του σε ένα σκληρό έδρανο στήριξης μιας μηχανής ζυγοστάθμισης.
3.1.4.3. Μαλακά στηρίγματα μηχανών που κατασκευάζονται με κυλινδρικά ελατήρια
Ένα παράδειγμα μηχανής εξισορρόπησης με μαλακό έδρανο, στην οποία χρησιμοποιούνται κυλινδρικά ελατήρια συμπίεσης στο σχεδιασμό των στηρίξεων, παρουσιάζεται στο Σχήμα 3.9. Το κύριο μειονέκτημα αυτής της σχεδιαστικής λύσης σχετίζεται με τα διαφορετικά ποσά παραμόρφωσης των ελατηρίων στα μπροστινά και πίσω στηρίγματα, τα οποία εμφανίζονται σε περιπτώσεις άνισων φορτίων στα στηρίγματα κατά την εξισορρόπηση ασύμμετρων ρότορων. Αυτό φυσικά οδηγεί σε κακή ευθυγράμμιση των στηρίξεων και σε στρέβλωση του άξονα του δρομέα στο κατακόρυφο επίπεδο. Μία από τις αρνητικές συνέπειες αυτής της ατέλειας μπορεί να είναι η εμφάνιση δυνάμεων που προκαλούν αξονική μετατόπιση του ρότορα κατά την περιστροφή.
Σχήμα 3.24. Σχήμα υπολογισμού που χρησιμοποιείται για τον προσδιορισμό της ακαμψίας της ατράκτου και της ακτινικής εκτροπής της (3.4)
Y=P∗ + 1jB * (c+g)2+jB/jAc² ], εικ (3.4)
όπου:
Μετατρέποντας τον τύπο 3.4, η επιθυμητή υπολογισμένη τιμή της ακαμψίας του συγκροτήματος ατράκτου jшп μπορεί να προσδιοριστεί: jшп = P / Y, kg/cm (3.5)
Λαμβάνοντας υπόψη τις συστάσεις της εργασίας [1] για μεσαίου μεγέθους μηχανές εξισορρόπησης, η τιμή αυτή δεν πρέπει να είναι κάτω από 50 kg/μm.
Σημειώθηκε προηγουμένως ότι η κύρια επιρροή στην ακτινική δυσκαμψία του συγκροτήματος της ατράκτου ασκείται από τη διάμετρο του άξονά της, με την αύξηση της οποίας αυξάνονται τετραγωνικά οι ροπές αδράνειας J1 και J2 και, κατά συνέπεια (βλέπε εξίσωση 3.4), μειώνεται το ποσό της ελαστικής μετατόπισης Y της ατράκτου υπό φορτίο.
Όπως φαίνεται από την εξίσωση 3.4, η δυσκαμψία της ατράκτου επηρεάζεται επίσης από την απόσταση μεταξύ των στηρίξεων c και το μήκος της κονσόλας του g, η βελτιστοποίηση των οποίων κατά τη διάρκεια του σχεδιασμού βελτιώνει επίσης σημαντικά την ποιότητα του συγκροτήματος της ατράκτου.
Θα πρέπει να σημειωθεί ότι κατά τον σχεδιασμό των ατράκτων θα πρέπει επίσης να δίνεται προσοχή στη διασφάλιση της αξονικής τους ακαμψίας, η οποία εξαρτάται κυρίως από την αξονική ακαμψία των ρουλεμάν της ατράκτου και την ακαμψία του περιβλήματός της.
Η εγγενής συχνότητα των δονήσεων της ατράκτου, η οποία δεν πρέπει να είναι κάτω από 500 - 600 Hz, σχετίζεται άμεσα με τη δυσκαμψία των συγκροτημάτων της ατράκτου. Η παράμετρος αυτή μπορεί να προσδιοριστεί πειραματικά με τη χρήση συσκευών της σειράς "Balanset" με τη χρήση της μεθόδου κρουστικής διέγερσης που αναλύθηκε προηγουμένως στην ενότητα 3.1.3.1.
Δεδομένου ότι ο προσδιορισμός των παραμέτρων των συγκροτημάτων ατράκτων αποτελεί σημαντική πρόκληση για πολλούς προγραμματιστές, συνιστάται να χρησιμοποιούν τη γραφική μέθοδο υπολογισμού που παρουσιάζεται στις εργασίες [1] και [2], η οποία βασίζεται στη χρήση νομογραμμάτων, η οποία απλοποιεί σημαντικά την επίλυση αυτής της εργασίας και μειώνει το χρόνο ολοκλήρωσής της.
3.2.1.3.4. Εξασφάλιση των απαιτήσεων ακρίβειας για την περιστροφή της ατράκτου
Η ακρίβεια περιστροφής, μαζί με τη δυσκαμψία που αναφέρθηκε παραπάνω, είναι ένα κρίσιμο χαρακτηριστικό του συγκροτήματος της ατράκτου μιας μηχανής εξισορρόπησης, το οποίο μπορεί να επηρεάσει σημαντικά την ποιότητα της εξισορρόπησης. Η πρακτική δείχνει ότι η ακρίβεια περιστροφής μιας ατράκτου εξαρτάται άμεσα από διάφορους παράγοντες, όπως
Πρώτον, οι κατασκευαστές πρέπει να επικεντρωθούν στην ακρίβεια των ρουλεμάν που χρησιμοποιούν, καθώς η επίδρασή τους στην ακρίβεια περιστροφής (ακτινική ολίσθηση) μιας ατράκτου με δύο ρουλεμάν (βλ. σχήμα υπολογισμού στο Σχήμα 3.24) μπορεί να εκτιμηθεί κατά προσέγγιση με υπολογισμό επαλήθευσης που πραγματοποιείται με τον τύπο 3.5.
Δ = ∆B + gc * (∆B + ∆A) (3.5)
όπου:
3.2.1.3.5. Εξασφάλιση των απαιτήσεων ισορροπίας της ατράκτου
Τα συγκροτήματα ατράκτων των μηχανών ζυγοστάθμισης πρέπει να είναι καλά ζυγοσταθμισμένα, καθώς οποιαδήποτε πραγματική ανισορροπία θα μεταφερθεί στον ζυγοσταθμιζόμενο ρότορα ως πρόσθετο σφάλμα. Κατά τον καθορισμό των τεχνολογικών ανοχών για την υπολειπόμενη ανισορροπία της ατράκτου, συνιστάται γενικά η κλάση ακρίβειας της ζυγοστάθμισής της να είναι τουλάχιστον 1-2 κλάσεις υψηλότερη από εκείνη του προϊόντος που ζυγοσταθμίζεται στη μηχανή.
Λαμβάνοντας υπόψη τα χαρακτηριστικά σχεδιασμού των ατράκτων που συζητήθηκαν ανωτέρω, η εξισορρόπησή τους θα πρέπει να πραγματοποιείται σε δύο επίπεδα.
3.2.1.3.6. Εξασφάλιση των απαιτήσεων φέρουσας ικανότητας και αντοχής για τα ρουλεμάν ατράκτου
Κατά το σχεδιασμό των ατράκτων και την επιλογή των μεγεθών των ρουλεμάν, συνιστάται η προκαταρκτική αξιολόγηση της ανθεκτικότητας και της φέρουσας ικανότητας των ρουλεμάν. Η μεθοδολογία για τη διενέργεια αυτών των υπολογισμών μπορεί να περιγραφεί λεπτομερώς στο ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Ρουλεμάν κύλισης - Δυναμικές διαβαθμίσεις φορτίου και διάρκεια ζωής" [3], καθώς και σε πολυάριθμα (συμπεριλαμβανομένων των ψηφιακών) εγχειρίδια ρουλεμάν κύλισης.
3.2.1.3.7. Διασφάλιση των απαιτήσεων για αποδεκτή θέρμανση των ρουλεμάν ατράκτου
Σύμφωνα με τις συστάσεις της εργασίας [1], η μέγιστη επιτρεπόμενη θέρμανση των εξωτερικών δακτυλίων των ρουλεμάν ατράκτου δεν πρέπει να υπερβαίνει τους 70°C. Ωστόσο, για να διασφαλιστεί η ποιοτική εξισορρόπηση, η συνιστώμενη θέρμανση των εξωτερικών δακτυλίων δεν πρέπει να υπερβαίνει τους 40 - 45°C.
3.2.1.3.8. Επιλογή του τύπου του ιμάντα κίνησης και του σχεδιασμού της τροχαλίας κίνησης της ατράκτου
Κατά τον σχεδιασμό του κινητήριου άξονα μιας μηχανής ζυγοστάθμισης, συνιστάται να εξασφαλίζεται η περιστροφή του με χρήση επίπεδου ιμάντα. Ένα παράδειγμα της σωστής χρήσης μιας τέτοιας κίνησης για τη λειτουργία της ατράκτου παρουσιάζεται στην ενότητα Σχήματα 3.20 και 3.23. Η χρήση κινητήρων με ιμάντες ή οδοντωτούς ιμάντες δεν είναι επιθυμητή, καθώς μπορούν να ασκήσουν πρόσθετα δυναμικά φορτία στην άτρακτο λόγω γεωμετρικών ανακριβειών στους ιμάντες και τις τροχαλίες, τα οποία με τη σειρά τους μπορούν να οδηγήσουν σε πρόσθετα σφάλματα μέτρησης κατά την εξισορρόπηση. Οι συνιστώμενες απαιτήσεις για τροχαλίες για επίπεδους ιμάντες κίνησης περιγράφονται στο ISO 17383- 73 "Τροχαλίες για επίπεδους ιμάντες κίνησης" [4].
Η τροχαλία κίνησης πρέπει να τοποθετείται στο πίσω άκρο του άξονα, όσο το δυνατόν πιο κοντά στο συγκρότημα εδράνων (με την ελάχιστη δυνατή προεξοχή). Η σχεδιαστική απόφαση για την προεξέχουσα τοποθέτηση της τροχαλίας, που ελήφθη κατά την κατασκευή του άξονα που απεικονίζεται στο Σχήμα 3.19, μπορεί να θεωρηθεί ανεπιτυχής, καθώς αυξάνει σημαντικά τη ροπή του δυναμικού φορτίου κίνησης που ενεργεί στα στηρίγματα της ατράκτου.
Ένα άλλο σημαντικό μειονέκτημα αυτού του σχεδιασμού είναι η χρήση ιμάντα, οι ανακρίβειες κατασκευής και συναρμολόγησης του οποίου μπορούν επίσης να αποτελέσουν πηγή ανεπιθύμητου πρόσθετου φορτίου στην άτρακτο.
3.3. Κρεβάτι (πλαίσιο)
Η κλίνη είναι η κύρια δομή στήριξης της μηχανής ζυγοστάθμισης, στην οποία βασίζονται τα κύρια στοιχεία της, συμπεριλαμβανομένων των στύλων στήριξης και του κινητήρα κίνησης. Κατά την επιλογή ή την κατασκευή της κλίνης μιας μηχανής ζυγοστάθμισης, είναι απαραίτητο να διασφαλιστεί ότι πληροί διάφορες απαιτήσεις, συμπεριλαμβανομένης της απαραίτητης ακαμψίας, της γεωμετρικής ακρίβειας, της αντοχής στους κραδασμούς και της αντοχής των οδηγών της στη φθορά.
Η πρακτική δείχνει ότι όταν κατασκευάζουν μηχανές για τις δικές τους ανάγκες, χρησιμοποιούνται συνήθως οι ακόλουθες επιλογές κρεβατιών:
Σχήμα 3.25 δείχνει την κλίνη μιας μηχανής επεξεργασίας ξύλου που χρησιμοποιήθηκε με επιτυχία στην κατασκευή μιας μηχανής σχεδιασμένης για την εξισορρόπηση καρδιακών αξόνων.
Σχήμα 3.25. Παράδειγμα χρήσης μιας μεταχειρισμένης κλίνης ξυλουργικής μηχανής για την κατασκευή μηχανής εξισορρόπησης καρδιακών αξόνων.
Σχήματα 3.26 και 3.27 παρουσιάζουν παραδείγματα χρήσης κλινών τόρνου, βάσει των οποίων κατασκευάστηκε μια εξειδικευμένη μηχανή Hard Bearing για την εξισορρόπηση κοχλιών και μια καθολική μηχανή εξισορρόπησης Soft Bearing για κυλινδρικούς ρότορες. Για τους κατασκευαστές DIY, οι λύσεις αυτές επιτρέπουν τη δημιουργία ενός άκαμπτου συστήματος στήριξης για τη μηχανή εξισορρόπησης με ελάχιστο χρόνο και κόστος, στο οποίο μπορούν να τοποθετηθούν βάσεις στήριξης διαφόρων τύπων (τόσο Hard Bearing όσο και Soft Bearing). Το κύριο καθήκον για τον κατασκευαστή σε αυτή την περίπτωση είναι να διασφαλίσει (και να αποκαταστήσει, εάν είναι απαραίτητο) τη γεωμετρική ακρίβεια των οδηγών της μηχανής στους οποίους θα στηριχθούν οι βάσεις στήριξης. Σε συνθήκες παραγωγής DIY, χρησιμοποιείται συνήθως λεπτή απόξεση για την αποκατάσταση της απαιτούμενης γεωμετρικής ακρίβειας των οδηγών.
Σχήμα 3.26. Παράδειγμα χρήσης μιας μεταχειρισμένης κλίνης τόρνου για την κατασκευή μιας μηχανής σκληρού ρουλεμάν για την εξισορρόπηση εκτοξευτήρων.
Σχήμα 3.27. Παράδειγμα χρήσης μιας μεταχειρισμένης κλίνης τόρνου για την κατασκευή μιας μηχανής μαλακού ρουλεμάν για την εξισορρόπηση αξόνων.
Σχήμα 3.28 δείχνει μια εκδοχή ενός συναρμολογημένου κρεβατιού κατασκευασμένου από δύο κανάλια. Κατά την κατασκευή αυτού του κρεβατιού χρησιμοποιούνται αποσπώμενες βιδωτές συνδέσεις, οι οποίες επιτρέπουν την ελαχιστοποίηση ή την πλήρη εξάλειψη της παραμόρφωσης του κρεβατιού κατά τη συναρμολόγηση χωρίς πρόσθετες τεχνολογικές εργασίες. Για τη διασφάλιση της κατάλληλης γεωμετρικής ακρίβειας των οδηγών της συγκεκριμένης κλίνης, ενδέχεται να απαιτείται μηχανική επεξεργασία (λείανση, λεπτό φρεζάρισμα) των άνω φλαντζών των χρησιμοποιούμενων καναλιών.
Σχήμα 3.28. Παράδειγμα κατασκευής συναρμολογημένου κρεβατιού από κανάλια
Σχήματα 3.29 και 3.30 παρουσιάζουν παραλλαγές συγκολλημένων κρεβατιών, επίσης κατασκευασμένων από δύο κανάλια. Η τεχνολογία κατασκευής τέτοιων κρεβατιών μπορεί να απαιτεί μια σειρά από πρόσθετες εργασίες, όπως η θερμική επεξεργασία για την ανακούφιση από τις εσωτερικές τάσεις που εμφανίζονται κατά τη συγκόλληση. Όπως και με τα συναρμολογημένα κρεβάτια, για να εξασφαλιστεί η σωστή γεωμετρική ακρίβεια των οδηγών των συγκολλημένων κρεβατιών, θα πρέπει να προβλεφθεί μηχανική επεξεργασία (λείανση, λεπτό φρεζάρισμα) των άνω φλαντζών των χρησιμοποιούμενων καναλιών.
Σχήμα 3.29. Παράδειγμα κατασκευής συγκολλητής κλίνης από κανάλια
Σχήμα 3.30. Παράδειγμα κατασκευής συγκολλητής κλίνης από κανάλια
Πρόσφατα, χρησιμοποιούνται ευρέως κρεβάτια από πολυμερές σκυρόδεμα με επιστρώσεις απόσβεσης κραδασμών. Αυτή η τεχνολογία κατασκευής κρεβατιών περιγράφεται καλά στο διαδίκτυο και μπορεί εύκολα να εφαρμοστεί από κατασκευαστές DIY. Λόγω της σχετικής απλότητας και του χαμηλού κόστους παραγωγής, τα κρεβάτια αυτά έχουν πολλά βασικά πλεονεκτήματα έναντι των μεταλλικών ομολόγων τους:
Συνήθως, κατά την κατασκευή τέτοιων κρεβατιών, το πάνω μέρος τους ενισχύεται με χαλύβδινα ένθετα που χρησιμοποιούνται ως οδηγοί πάνω στους οποίους στηρίζονται οι βάσεις στήριξης της μηχανής ζυγοστάθμισης. Ως παράδειγμα, στο Σχήμα 3.31 παρουσιάζεται η φωτογραφία μιας μηχανής εξισορρόπησης καρδιακών αξόνων, που κατασκευάζεται από την LLC "Technobalance", της οποίας η κλίνη είναι κατασκευασμένη από πολυμερές σκυρόδεμα.
Σχήμα 3.31. Παράδειγμα κλίνης μηχανής εξισορρόπησης από πολυμερές σκυρόδεμα
3.4. Κινητήρες για μηχανές εξισορρόπησης
Όπως προκύπτει από την ανάλυση των σχεδιαστικών λύσεων που χρησιμοποιούν οι πελάτες μας για την κατασκευή μηχανών ζυγοστάθμισης, κατά το σχεδιασμό των μονάδων κίνησης εστιάζουν κυρίως στη χρήση κινητήρων εναλλασσόμενου ρεύματος εξοπλισμένων με μεταβλητές συχνότητες. Η προσέγγιση αυτή επιτρέπει ένα ευρύ φάσμα ρυθμιζόμενων ταχυτήτων περιστροφής για τους ζυγοσταθμισμένους ρότορες με ελάχιστο κόστος. Η ισχύς των κύριων κινητήρων κίνησης που χρησιμοποιούνται για την περιστροφή των ζυγοσταθμισμένων στροφέων επιλέγεται συνήθως με βάση τη μάζα αυτών των στροφέων και μπορεί να είναι περίπου:
Αυτοί οι κινητήρες πρέπει να τοποθετούνται άκαμπτα στην κλίνη του μηχανήματος ή στο θεμέλιό του. Πριν από την τοποθέτηση στο μηχάνημα (ή στο χώρο εγκατάστασης), ο κύριος κινητήρας κίνησης, μαζί με την τροχαλία που είναι τοποθετημένη στον άξονα εξόδου του, πρέπει να ζυγοσταθμίζεται προσεκτικά. Για τη μείωση των ηλεκτρομαγνητικών παρεμβολών που προκαλούνται από τον κινητήρα μεταβλητής συχνότητας, συνιστάται η εγκατάσταση φίλτρων δικτύου στην είσοδο και την έξοδό του. Αυτά μπορεί να είναι τυποποιημένα έτοιμα προϊόντα που παρέχονται από τους κατασκευαστές των μονάδων ή αυτοσχέδια φίλτρα που κατασκευάζονται με τη χρήση δακτυλίων φερρίτη.
EL 
EN 
BG 
ZH 
HR 
CS 
DA 
NL 
ET 
FI 
FR 
DE 
HI 
HU 
ID 
IT 
JA 
KO 
LV 
LT 
NB 
PL 
PT_BR 
PT 
RO 
RU 
SR 
SK 
SL 
ES 
SV 
TH 
TR 
UK 
VI