1. Sissejuhatus

(Miks oli vaja kirjutada see teos?)

OÜ "Kinematics" (Vibromera) toodetud tasakaalustusseadmete tarbimisstruktuuri analüüs näitab, et umbes 301 TP3T neist ostetakse kasutamiseks tasakaalustusmasinate ja/või -pukkide statsionaarsete mõõte- ja arvutussüsteemidena. Meie seadmete puhul on võimalik eristada kahte tarbijarühma (kliente).

Esimesse rühma kuuluvad ettevõtted, mis on spetsialiseerunud tasakaalustusmasinate masstootmisele ja nende müügile välisklientidele. Nendes ettevõtetes töötavad kõrge kvalifikatsiooniga spetsialistid, kellel on põhjalikud teadmised ja laialdased kogemused eri tüüpi tasakaalustusmasinate projekteerimise, tootmise ja kasutamise alal. Selle tarbijarühmaga suhtlemisel tekkivad probleemid on kõige sagedamini seotud meie mõõtesüsteemide ja tarkvara kohandamisega olemasolevatele või uutele masinatele, ilma et käsitletaks nende struktuurilise teostuse küsimusi.

Teise rühma moodustavad tarbijad, kes arendavad ja valmistavad masinaid (stende) oma vajaduste jaoks. Selline lähenemine on enamasti seletatav sõltumatute tootjate sooviga vähendada oma tootmiskulusid, mis mõnel juhul võivad väheneda kaks kuni kolm korda või rohkemgi. Sellel tarbijarühmal puudub sageli korralik kogemus masinate loomisel ning tavaliselt toetub ta oma töös terve mõistuse, internetist saadud teabe ja olemasolevate analoogide kasutamisele.

Nendega suhtlemine tõstatab palju küsimusi, mis lisaks täiendavale teabele tasakaalustusmasinate mõõtesüsteemide kohta hõlmavad mitmesuguseid küsimusi, mis on seotud masinate konstruktsioonilise teostuse, nende vundamendile paigaldamise meetodite, ajamite valiku ja nõuetekohase tasakaalustustäpsuse saavutamisega jne.

Arvestades suure hulga meie tarbijate märkimisväärset huvi tasakaalustusmasinate iseseisva tootmise vastu, on OÜ "Kinematics" (Vibromera) spetsialistid koostanud kokkuvõtte kommentaaride ja soovitustega kõige sagedamini esitatud küsimuste kohta.

2. Tasakaalustusmasinate tüübid (stendid) ja nende konstruktsiooniomadused

Tasakaalustusmasin on tehnoloogiline seade, mis on loodud rootorite staatilise või dünaamilise tasakaalustamatuse kõrvaldamiseks mitmesugustel eesmärkidel. See sisaldab mehhanismi, mis kiirendab tasakaalustatud rootorit kindlaksmääratud pöörlemissageduseni, ning spetsiaalset mõõte- ja arvutussüsteemi, mis määrab rootori tasakaalustamatuse kompenseerimiseks vajalike korrigeerivate raskuste massid ja paigutuse.

Masina mehaanilise osa konstruktsioon koosneb tavaliselt alusraamist, millele on paigaldatud tugipostid (laagrid). Neid kasutatakse tasakaalustatud toote (rootori) kinnitamiseks ja need sisaldavad ajamit, mis on ette nähtud rootori pööramiseks. Tasakaalustamisprotsessi ajal, mis toimub toote pöörlemise ajal, registreerivad mõõtesüsteemi andurid (mille tüüp sõltub masina konstruktsioonist) kas laagrite vibratsiooni või laagritele mõjuvaid jõude.

Sel viisil saadud andmed võimaldavad määrata tasakaalustamatuse kompenseerimiseks vajalike korrigeerivate raskuste massid ja paigalduskohad.

Praegu on kõige enam levinud kahte tüüpi tasakaalustusmasinate (statiivide) konstruktsioonid:

• Pehme laagri masinad (paindlike tugedega);
• Kõva laagri masinad (jäikade tugedega).

2.1. Pehme laagriga masinad ja statiivid

Pehme laagriga tasakaalustusmasinate (statiivide) põhiline omadus on see, et neil on suhteliselt paindlikud kandurid, mis on valmistatud vedrustuse, vedruga varustatud kandurite, lamedate või silindriliste vedrustuste jne alusel. Nende tugede omane sagedus on vähemalt 2-3 korda madalam kui neile paigaldatud tasakaalustatud rootori pöörlemissagedus. Klassikaline näide painduvate pehme laagri tugede konstruktsioonilisest teostusest on näha masina mudeli DB-50 tugedes, mille foto on esitatud joonisel 2.1.

Joonis 2.1. Tasakaalustusmasina mudeli DB-50 tugi.

Nagu on näidatud joonisel 2.1, on liikuv raam (liugur) 2 kinnitatud tugipostide 1 külge, kasutades ribavedrude 3 külge kinnitatud riputust. Toetusele paigaldatud rootori tasakaalustamatusest põhjustatud tsentrifugaaljõu mõjul võib kere (liugur) 2 teha horisontaalseid võnkeid paigalseisva posti 1 suhtes, mida mõõdetakse vibratsioonianduri abil.

Selle toe konstruktsiooniline teostus tagab vankri võnkumiste madala loodussageduse saavutamise, mis võib olla umbes 1-2 Hz. See võimaldab rootori tasakaalustamist selle pöörlemissageduste laias vahemikus, alates 200 pöörlemissagedusest minutis. See omadus koos selliste tugede valmistamise suhtelise lihtsusega teeb selle konstruktsiooni atraktiivseks paljudele meie tarbijatele, kes valmistavad tasakaalustusmasinaid oma erinevate vajaduste jaoks.

Joonis 2.2. Pehme laagriga tasakaalustusmasina tugi, tootja "Polymer LTD", Makhachkala

Joonisel 2.2 on näidatud pehmete laagritega tasakaalustusmasina foto, mille toestused on valmistatud vedrudest ja mis on toodetud Mahhatškalas asuvas ettevõttes "Polymer LTD". Masin on mõeldud polümeermaterjalide tootmisel kasutatavate rullide tasakaalustamiseks.

Joonis 2.3 sisaldab fotot tasakaalustusmasinast, millel on sarnane riba vedrustus vankrile, mis on ette nähtud spetsiaalsete tööriistade tasakaalustamiseks.

Joonised 2.4.a ja 2.4.b näitavad fotosid omatehtud pehme laagri masinast, millega tasakaalustatakse ajamivõllid, mille toed on samuti valmistatud ribariputusvedrude abil.

Joonis 2.5 esitleb fotot pehmete laagritega masinast, mis on mõeldud turbolaadurite tasakaalustamiseks, mille vankrite toed on samuti riputatud lintvedrudele. A. Shahgunyani (Peterburi) isiklikuks kasutamiseks valmistatud masin on varustatud mõõtesüsteemiga "Balanset 1".

Tootja andmetel (vt joonis 2.6) võimaldab see masin tasakaalustada turbiinid, mille jääktasakaalustamatus ei ületa 0,2 g*mm.

Joonis 2.3. Pehme laagri masin tasakaalustavate tööriistade tasakaalustamiseks koos ribavedrude tugiripustusega

Joonis 2.4.a. Pehme laagriga masin ajamivõllide tasakaalustamiseks (masin kokku pandud)

Joonis 2.4.b. Pehme laagriga masin ajamivõllide tasakaalustamiseks, mille vedruvõllid on riputatud ribavedrude külge. (Juhtiv spindli tugi koos vedruliistu riputusega)

Joonis 2.5. A. Šahgunjani (Peterburi) toodetud pehme laagri masin turbolaadurite tasakaalustamiseks ribavedrude toetustega

Joonis 2.6. Mõõtesüsteemi 'Balanset 1' ekraanipilt, mis näitab A. Shahgunyani masina turbiinirootori tasakaalustamise tulemusi.

Lisaks eespool käsitletud pehmelaagri tasakaalustavate masintugede klassikalisele versioonile on levinud ka muud konstruktsioonilised lahendused.

Joonis 2.7 ja 2.8 Veovõllide tasakaalustusmasinate fotod, mille toed on valmistatud lamedate (plaat)vedrude põhjal. Need masinad valmistati vastavalt eraettevõtte "Dergacheva" ja OÜ "Tatcardan" ("Kinetics-M") isiklike vajaduste rahuldamiseks.

Selliste tugedega pehmete laagritega tasakaalustuspinke paljundavad amatöörtootjad sageli nende suhtelise lihtsuse ja valmistatavuse tõttu. Need prototüübid on üldiselt kas "K. Schencki" VBRF-seeria masinad või sarnased kodumaise tootmise masinad.

Joonistel 2.7 ja 2.8 kujutatud masinad on ette nähtud kahe-, kolme- ja neljatugiliste veovõllide tasakaalustamiseks. Nad on sarnase konstruktsiooniga, sealhulgas:

• keevitatud voodiraam 1, mis põhineb kahel I-talal, mis on ühendatud ristribidega;
• statsionaarne (eesmine) spindli tugi 2;
• liikuv (tagumine) spindli tugi 3;
• üks või kaks liikuvat (vahepealset) tugi 4. Toed 2 ja 3 sisaldavad spindliseadmeid 5 ja 6, mis on ette nähtud tasakaalustatud veovõlli 7 paigaldamiseks masinale.

Joonis 2.7. Eraettevõtte "Dergacheva" pehmete laagritega veovõllide tasakaalustamise masin, millel on lamevedrudel toed.

Joonis 2.8. Pehmete laagritega masin veovõllide tasakaalustamiseks firmalt LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M"), millel on lamevedrudel toed.

Kõigile tugedele on paigaldatud vibratsiooniandurid 8, mida kasutatakse tugede põikivõnkumiste mõõtmiseks. Toe 2 külge paigaldatud eesmine spindel 5 pöörleb rihmamootori abil elektrimootori abil.

Joonised 2.9.a ja 2.9.b näitavad fotosid tasakaalustusmasina toestusest, mis põhineb lamedatel vedrudel.

Joonis 2.9. Pehme laagri tasakaalustusmasina tugi lamevedrudega

• a) Külgvaade;
• b) Esiotsa vaade

Arvestades, et amatööride tootjad kasutavad oma konstruktsioonides sageli selliseid toetusi, on kasulik uurida nende konstruktsiooni omadusi üksikasjalikumalt. Nagu on näidatud joonisel 2.9.a, koosneb see tugi kolmest põhikomponendist:

• Alumine tugiplaat 1: Eesmise spindli toe puhul on plaat jäigalt juhikute külge kinnitatud; vahe- või tagumise spindli toe puhul on alumine plaat konstrueeritud vankrina, mis võib liikuda mööda raami juhikuid.
• Ülemine tugiplaat 2, millele tugiüksused on paigaldatud (rulltoed 4, spindlid, vahetuslaagrid jne).
• Kaks lamedat vedru 3, alumise ja ülemise laagriplaadi ühendamine.

Et vältida tugede suuremat vibratsiooni töö ajal, mis võib tekkida tasakaalustatud rootori kiirendamisel või aeglustamisel, võivad tuged olla varustatud lukustusmehhanismiga (vt joonis 2.9.b). See mehhanism koosneb jäigast klambrist 5, mida saab lukustada eksentrilise lukuga 6, mis on ühendatud ühe toe lamedate vedrudega. Kui lukk 6 ja klamber 5 on ühendatud, on tugi lukustatud, mis välistab suurenenud vibratsiooni ohu kiirendamise ja aeglustamise ajal.

Lame(plaat)vedrudega valmistatud tugede projekteerimisel peab masinatootja hindama nende loomulike võnkumiste sagedust, mis sõltub vedrude jäikusest ja tasakaalustatud rootori massist. Selle parameetri tundmine võimaldab projekteerijal teadlikult valida rootori töötavate pöörlemissageduste vahemiku, vältides tasakaalustamise ajal tugede resonantsvõnkumiste ohtu.

Soovitusi tugede ja muude tasakaalustusmasinate komponentide võnkumissageduste arvutamiseks ja eksperimentaalseks määramiseks käsitletakse 3. jaos.

Nagu eespool märgitud, meelitab lamedate (plaat)vedrude abil valmistatud tugikonstruktsiooni lihtsus ja valmistatavus harrastusarendajaid tasakaalustusmasinate arendamiseks erinevatel eesmärkidel, sealhulgas masinaid kolbvõllide, mootorsõidukite turbolaadurite rootorite tasakaalustamiseks jne.

Näiteks joonistel 2.10.a ja 2.10.b on kujutatud turbolaaduri rootorite tasakaalustamiseks mõeldud masina üldvaate visand. See masin toodeti ja seda kasutatakse ettevõttesiseseks kasutamiseks Penzas asuvas OÜ "SuraTurbo" ettevõttes.

2.10.a. Turbolaaduri rootorite tasakaalustamise masin (külgvaade)

2.10.b. Turbolaaduri rootorite tasakaalustamismasin (vaade esiotsast)

Lisaks eelnevalt käsitletud pehme laagri tasakaalustusmasinatele luuakse mõnikord ka suhteliselt lihtsaid pehme laagri statiive. Need statiivid võimaldavad kvaliteetset ja minimaalsete kuludega pöörlevate mehhanismide tasakaalustamist erinevatel eesmärkidel.

Allpool vaadeldakse mitmeid selliseid stende, mis on ehitatud silindrilistele survevedrudele kinnitatud tasasele plaadile (või raamile). Need vedrud valitakse tavaliselt nii, et tasakaalustatud mehhanismiga plaadi loomulik võnkumiste sagedus oleks tasakaalustamise ajal 2–3 korda madalam kui selle mehhanismi rootori pöörlemissagedus.

Joonis 2.11 näitab fotot P. Asharini poolt oma toodangu jaoks valmistatud abrasiivrataste tasakaalustamise statiivist.

Joonis 2.11. Statiiv abrasiivsete rataste tasakaalustamiseks

Stend koosneb järgmistest põhikomponentidest:

• Taldrik 1, mis on paigaldatud neljale silindrilisele vedrule 2;
• Elektrimootor 3, mille rootor on ühtlasi spindliks, millele on paigaldatud tüüner 4, mida kasutatakse abrasiivrattaketta paigaldamiseks ja kinnitamiseks spindlile.

Selle statiivi põhijooneks on elektrimootori rootori pöördenurga impulssanduri 5 lisamine, mida kasutatakse statiivi mõõtesüsteemi ("Balanset 2C") osana abrasiivkettalt parandusmassi eemaldamise nurgaasendi määramiseks.

Joonis 2.12 näitab fotot vaakumpumpade tasakaalustamiseks kasutatavast stendist. Selle stendi töötas välja AS "Measurement Plant" tellimusel.

Joonis 2.12. AS "Measurement Plant" tasakaalustavate vaakumpumpade alus"

Selle stendi aluseks on ka Taldrik 1, paigaldatud silindrilistele vedrudele 2. Plaadile 1 on paigaldatud vaakumpump 3, millel on oma elektriline ajam, mis suudab muuta kiirust vahemikus 0 kuni 60 000 RPM. Pumba korpusele on paigaldatud vibratsiooniandurid 4, mida kasutatakse vibratsioonide mõõtmiseks kahes erineval kõrgusel asuvas eri sektsioonis.

Vibratsiooni mõõtmise protsessi sünkroniseerimiseks pumba rootori pöördenurgaga kasutatakse stendil laserfaasinurga andurit 5. Vaatamata selliste stendide pealtnäha lihtsale väliskonstruktsioonile võimaldab see saavutada pumba tiiviku väga kvaliteetse tasakaalustamise.

Näiteks alakriitilistel pöörlemissagedustel vastab pumba rootori jääktasakaalustamatus standardi ISO 1940-1-2007 "Vibratsioon. Jäikade rootorite tasakaalukvaliteedi nõuded. 1. osa. Lubatud tasakaalustamatuse määramine" kohaselt tasakaalukvaliteedi klassile G0.16 esitatud nõuetele."

Pumba korpuse jääkvibratsioon, mis saavutatakse tasakaalustamise ajal pöörlemiskiirusel kuni 8000 RPM, ei ületa 0,01 mm/s.

Eespool kirjeldatud skeemi kohaselt valmistatud tasakaalustusalused on tõhusad ka muude mehhanismide, näiteks ventilaatorite tasakaalustamiseks. Näited ventilaatorite tasakaalustamiseks mõeldud aluste kohta on esitatud joonistel 2.13 ja 2.14.

Joonis 2.13. Statiiv ventilaatori tiivikute tasakaalustamiseks

Selliste stendide abil saavutatav ventilaatorite tasakaalustamise kvaliteet on üsna kõrge. "Atlant-project" OÜ spetsialistide sõnul oli nende poolt "Kinematics" OÜ soovituste põhjal projekteeritud stendil (vt joonis 2.14) ventilaatorite tasakaalustamisel saavutatud jääkvibratsiooni tase 0,8 mm/s. See on enam kui kolm korda parem kui standardi ISO 31350-2007 "Vibratsioon. Tööstusventilaatorid. Nõuded tekitatud vibratsioonile ja tasakaalustamise kvaliteedile" kohaselt BV5-kategooria ventilaatoritele kehtestatud tolerants."

Joonis 2.14. Podolskis asuva LLC "Atlant-project" plahvatuskindlate seadmete ventilaatori tiivikute tasakaalustamise alus

Sarnased andmed, mis saadi AS-is "Lissant Fan Factory", näitavad, et sellised alused, mida kasutatakse kanaliventilaatorite seeriatootmises, tagasid järjepidevalt jääkvibratsiooni, mis ei ületanud 0,1 mm/s.

2.2. Kõva laagri masinad

Kõva laagriga tasakaalustusmasinad erinevad eelnevalt käsitletud pehme laagriga masinatest nende tugede konstruktsiooni poolest. Nende toed on valmistatud jäikade plaatide kujul, millel on keerulised avad (väljalõiked). Nende tugede loodussagedused ületavad oluliselt (vähemalt 2-3 korda) masinal tasakaalustatud rootori maksimaalset pöörlemissagedust.

Kõva laagriga masinad on mitmekülgsemad kui pehme laagriga masinad, kuna need võimaldavad tavaliselt rootorite kvaliteetset tasakaalustamist nende massi- ja mõõtmete omaduste laiemas vahemikus. Nende masinate oluliseks eeliseks on ka see, et nad võimaldavad rootorite suure täpsusega tasakaalustamist suhteliselt madalatel pöörlemiskiirustel, mis võivad olla vahemikus 200-500 pööret minutis ja madalamal.

Joonis 2.15 näitab fotot tüüpilisest "K. Schenki" toodetud kõvalaagri tasakaalustusmasinast. Sellelt jooniselt on näha, et keerukate pilude poolt moodustatud tugi üksikutel osadel on erinev jäikus. Rootori tasakaalustamatuse jõudude mõjul võib see põhjustada tugi mõnede osade deformatsiooni (nihkumist) teiste suhtes. (Joonisel 2.15 on tugi jäigem osa esile tõstetud punase punktiirjoonega ja selle suhteliselt painduv osa on sinisega).

Nimetatud suhteliste deformatsioonide mõõtmiseks võivad Hard Bearing masinad kasutada kas jõuandureid või eri tüüpi väga tundlikke vibratsiooniandureid, sealhulgas kontaktivibratsiooni nihkeandureid.

Joonis 2.15. Kõvalaagrite tasakaalustuspink firmalt "K. Schenk""

Nagu näitab klientidelt "Balanset" seeria instrumentide kohta saadud päringute analüüs, on huvi kõvalaagritega masinate tootmise vastu ettevõttesiseseks kasutamiseks pidevalt suurenenud. Seda soodustab reklaamteabe laialdane levitamine kodumaiste tasakaalustusmasinate konstruktsiooniomaduste kohta, mida amatöörtootjad kasutavad oma arenduste analoogidena (või prototüüpidena).

Vaatleme mõningaid kõvalaagritega masinate variatsioone, mis on toodetud "Balanset" seeria instrumentide paljude tarbijate sisemistele vajadustele.

Joonised 2.16.a - 2.16.d Joonisel on näidatud N. Objedkovi (Magnitogorski linn) toodetud kõvalaagriga masina fotod, mis on mõeldud veovõllide tasakaalustamiseks. Nagu joonisel 2.16.a näha, koosneb masin jäigast raamist 1, millele on paigaldatud toed 2 (kaks spindlit ja kaks vahevõlli). Masina peaspindlit 3 paneb pöörlema asünkroonne elektrimootor 4 rihmülekande kaudu. Elektrimootori 4 pöörlemiskiirust juhitakse sagedusregulaatori 6 abil. Masin on varustatud mõõte- ja arvutussüsteemiga "Balanset 4", mis sisaldab mõõteseadet, arvutit, nelja jõuandurit ja faasinurga andurit (andureid joonisel 2.16.a pole näidatud).

Joonis 2.16.a. N. Objedkovi (Magnitogorsk) valmistatud kõva laagermasin ajamivõllide tasakaalustamiseks.

Joonis 2.16.b on kujutatud foto masina esiotsast koos juhtiva spindliga 3, mida ajab, nagu eespool märgitud, asünkroonse elektrimootori 4 rihmavedu. See tugi on jäigalt raami külge kinnitatud.

Joonis 2.16.b. Eesmine (juhtiv) spindli tugi.

Joonis 2.16.c on foto ühest masina kahest liikuvast vaheseinast. See tugi toetub liuguritele 7, mis võimaldab selle pikisuunalist liikumist mööda raami juhikuid. See tugi sisaldab spetsiaalset seadet 8, mis on ette nähtud tasakaalustatud veovõlli vahepealse laagri paigaldamiseks ja kõrguse reguleerimiseks.

Joonis 2.16.c. Masina vahepealne liikuv tugi

Joonis 2.16.d näitab tagumise (vedatava) spindli toe fotot, mis sarnaselt vahetugedele võimaldab liikumist mööda masina raami juhikuid.

Joonis 2.16.d. Tagumine (ajamiga) spindli tugi.

Kõik eespool käsitletud toed on tasasele alusele paigaldatud vertikaalsed plaadid. Plaatidel on T-kujulised pilud (vt joonis 2.16.d), mis jagavad toe sisemiseks (jäigem) osaks 9 ja välimiseks (vähem jäigaks) osaks 10. Toe sisemise ja välimise osa erinev jäikus võib põhjustada nende osade suhtelist deformeerumist tasakaalustatud rootori tasakaalustamata jõu mõjul.

Jõuandureid kasutatakse tavaliselt omatehtud masinate tugede suhtelise deformatsiooni mõõtmiseks. Näide, kuidas jõuandur paigaldatakse Hard Bearing tasakaalustusmasina toele, on näidatud joonisel 2.16.e. Nagu sellel joonisel näha, surutakse jõuandur 11 vastu toe siseosa külgpinda poldi 12 abil, mis läbib toe välisosa keermestatud ava.

Et tagada poldi 12 ühtlane surve kogu jõuanduri 11 tasapinnal, asetatakse selle ja anduri vahele lame alusrõngas 13.

Joonis 2.16.d. Näide jõuanduri paigaldamisest toele.

Masina töötamise ajal toimivad tasakaalustatud rootori tasakaalustamatuse jõud tugiüksuste (spindlite või vahelaagrite) kaudu tugi välisosale, mis hakkab rootori pöörlemissagedusel tsükliliselt liikuma (deformeeruma) oma sisemise osa suhtes. Selle tulemusel mõjub andurile 11 muutuv jõud, mis on proportsionaalne tasakaalustamatuse jõuga. Selle mõjul genereeritakse jõuanduri väljundis elektriline signaal, mis on proportsionaalne rootori tasakaalustamatuse suurusega.

Jõuanduritelt, mis on paigaldatud kõikidele tugedele, tulevad signaalid suunatakse masina mõõte- ja arvutussüsteemi, kus neid kasutatakse parandusraskuste parameetrite määramiseks.

Joonis 2.17.a. foto spetsiaalsest kõvalaagrite masinast, mida kasutatakse kruvivõllide tasakaalustamiseks. See masin toodeti ettevõttesiseseks kasutamiseks OÜ-s "Ufatverdosplav".

Nagu joonisel näha, on masina käivitamismehhanism lihtsustatud konstruktsiooniga, mis koosneb järgmistest põhikomponentidest:

• Keevitatud raam 1, mis on voodiks;
• Kaks statsionaarset tugi 2, mis on jäigalt raami külge kinnitatud;
• Elektrimootor 3, mis ajab tasakaalustatud võlli (kruvi) 5 rihmavõlli 4 kaudu.

Joonis 2.17.a. OÜ "Ufatverdosplav" toodetud kõvalaagriga masin kruvivõllide tasakaalustamiseks"

Masina toed 2 on vertikaalselt paigaldatud T-kujuliste piludega terasplaadid. Iga toe ülaosas on valtsimislaagritega valmistatud tugirullid, millel pöörleb tasakaalustatud võll 5.

Rootori tasakaalustamatuse mõjul tekkiva tugede deformatsiooni mõõtmiseks kasutatakse jõuandureid 6 (vt joonis 2.17.b), mis on paigaldatud tugede piludesse. Need andurid on ühendatud seadmega "Balanset 1", mida sellel masinal kasutatakse mõõte- ja arvutussüsteemina.

Vaatamata masina ülespööramismehhanismi suhtelisele lihtsusele võimaldab see kruvide piisavalt kvaliteetset tasakaalustamist, millel, nagu näha jooniselt 2.17.a., on keeruline spiraalpind.

OÜ "Ufatverdosplav" andmetel vähendati selle masina kruvi algset tasakaalustamatust tasakaalustamise käigus peaaegu 50 korda.

Joonis 2.17.b. Kõva laagriga masina tugi jõuanduriga tasakaalustavate kruvivõllide jaoks

Saavutatud jääktasakaalustamatus oli kruvi esimeses tasapinnas 3552 g*mm (19,2 g raadiuses 185 mm) ja teises tasapinnas 2220 g*mm (12,0 g raadiuses 185 mm). 500 kg kaaluva ja 3500 p/min pöörlemissagedusega töötava rootori puhul vastab see tasakaalustamatus standardi ISO 1940-1-2007 kohaselt klassile G6.3, mis vastab selle tehnilises dokumentatsioonis esitatud nõuetele.

Originaalse disaini (vt joonis 2.18), mis hõlmab kahe erineva suurusega kõvalaagri tasakaalustusmasina tugede samaaegset paigaldamist ühele alusele, pakkus välja SV Morozov. Selle tehnilise lahenduse ilmsed eelised, mis võimaldavad minimeerida tootja tootmiskulusid, on järgmised:

• Tootmisruumi säästmine;
• Ühe elektrimootori kasutamine koos muutuva sagedusega ajamiga kahe erineva masina käitamiseks;
• Ühe mõõtesüsteemi kasutamine kahe erineva masina käitamiseks.

Joonis 2.18. Kõvalaagrite tasakaalustuspink ("Tandem"), tootja SV Morozov

3. Nõuded tasakaalustusmasinate põhiüksuste ja -mehhanismide konstruktsioonile

3.1. Laagrid

3.1.1. Laagrite projekteerimise teoreetilised alused

Eelmises osas käsitleti üksikasjalikult tasakaalustusmasinate pehmete ja kõvade laagritega tugede peamisi projekteerimislahendusi. Oluline parameeter, mida projekteerijad peavad nende tugede projekteerimisel ja tootmisel arvestama, on nende loomulikud võnkesagedused. See on oluline, sest masina mõõte- ja arvutussüsteemide korrektiivraskuste parameetrite arvutamiseks on vaja mõõta mitte ainult tugede vibratsiooni amplituudi (tsükliline deformatsioon), vaid ka vibratsiooni faasi.

Kui toe omavõnkesagedus langeb kokku tasakaalustatud rootori pöörlemissagedusega (toe resonants), on vibratsiooni amplituudi ja faasi täpne mõõtmine praktiliselt võimatu. Seda illustreerivad selgelt graafikud, mis näitavad toe võnkumiste amplituudi ja faasi muutusi tasakaalustatud rootori pöörlemissageduse funktsioonina (vt joonis 3.1).

Nendest graafikutest järeldub, et kui tasakaalustatud rootori pöörlemissagedus läheneb toe võnkumiste loodussagedusele (st kui suhe fp/fo on lähedal 1), suureneb oluliselt toe resonantsvõnkumiste amplituud (vt joonis 3.1.a). Samal ajal näitab graafik 3.1.b, et resonantspiirkonnas muutub järsult faasinurk ∆F°, mis võib ulatuda kuni 180°.

Teisisõnu, mis tahes mehhanismi tasakaalustamisel resonantspiirkonnas võivad isegi väikesed muutused selle pöörlemissageduses põhjustada märkimisväärset ebastabiilsust selle vibratsiooni amplituudi ja faasi mõõtmistulemustes, mis viib vigade tekkimiseni korrigeerivate kaalude parameetrite arvutamisel ja mõjutab negatiivselt tasakaalustamise kvaliteeti.

Ülaltoodud graafikud kinnitavad varasemaid soovitusi, et kõvade laagritega masinate puhul peaks rootori töösageduste ülempiir olema (vähemalt) 2-3 korda madalam toe omavõnkesagedusest, fo. Pehmete laagritega masinate puhul peaks tasakaalustatud rootori lubatud töösageduste alumine piir olema (vähemalt) 2-3 korda kõrgem toe omavõnkesagedusest.

Joonis 3.1. Graafikud, mis näitavad tasakaalustusmasina toe suhtelise amplituudi ja faasi muutusi pöörlemissageduse muutumise funktsioonina.

• Ад - Toe dünaamiliste võnkumiste amplituud;
• e = m*r / M - Tasakaalustatud rootori eriline tasakaalustamatus;
• m - Rootori tasakaalustamata mass;
• M - Rootori mass;
• r - Raadius, mille juures tasakaalustamata mass asub rootori peal;
• fp - rootori pöörlemissagedus;
• fo - Tugi vibratsioonide loodussagedus

Arvestades esitatud teavet, ei ole soovitatav masinat kasutada selle tugede resonantspiirkonnas (joonisel 3.1 punase värviga esile tõstetud). Joonisel 3.1 esitatud graafikud näitavad ka seda, et samade rootori tasakaalustamatuste korral on tegelikud vibratsioonid Soft Bearing masina tugede puhul oluliselt väiksemad kui Soft Bearing masina tugedel esinevad vibratsioonid.

Sellest järeldub, et kõvade laagermasinate tugede vibratsiooni mõõtmiseks kasutatavad andurid peavad olema tundlikumad kui pehmete laagermasinate omad. Seda järeldust toetab hästi andurite kasutamise tegelik praktika, mis näitab, et absoluutsed vibratsiooniandurid (vibrokiiruse ja/või vibratsioonikiiruse andurid), mida kasutatakse edukalt pehme laagri tasakaalustusmasinates, ei suuda sageli saavutada vajalikku tasakaalustatuse kvaliteeti kõva laagri masinatel.

Nende masinate puhul on soovitatav kasutada suhtelisi vibratsiooniandureid, näiteks jõuandureid või väga tundlikke nihkeandureid.

3.1.2. Tugede loomuliku sageduse hindamine arvutusmeetodite abil

Projekteerija võib teha ligikaudse (hinnangulise) arvutuse tugi fo loodussageduse kohta, kasutades valemit 3.1, käsitledes seda lihtsustatult ühe vabadusastmega vibratsioonisüsteemina, mida (vt joonis 2.19.a) kujutab mass M, mis võngub jäikuse K korral vedru peal.

Sümmeetrilise laagritevahelise rootori arvutustes kasutatud massi M saab ligikaudselt arvutada valemiga 3.2.

kus Mo​ on toe liikuva osa mass kilogrammides; Mr​ on tasakaalustatud rootori mass kilogrammides; n on tasakaalustamises osalevate masina tugede arv.

Toe jäikus K arvutatakse valemi 3.3 abil, mis põhineb eksperimentaalsete uuringute tulemustel, mis hõlmavad toe deformatsiooni ΔL mõõtmist, kui seda koormatakse staatilise jõuga P (vt joonised 3.2.a ja 3.2.b).

kus ΔL on toe deformatsioon meetrites; P on staatiline jõud njuutonites.

Koormusjõu P suurust saab mõõta jõumõõturiga (nt dünamomeetriga). Toe nihkumine ΔL määratakse lineaarsete nihete mõõtmise seadmega (nt mõõteriistaga).

3.1.3. Katsemeetodid tugede loomuliku sageduse määramiseks

Arvestades, et eespool käsitletud tugede loomulike sageduste arvutamine lihtsustatud meetodil võib viia oluliste vigadeni, eelistavad enamik amatöör-arendajaid neid parameetreid määrata eksperimentaalsete meetodite abil. Selleks kasutavad nad tasakaalustusmasinate tänapäevaste vibratsioonimõõtesüsteemide, sealhulgas "Balanset" seeria instrumentide pakutavaid võimalusi.

3.1.3.1. Tugede loodussageduste määramine löögiärrituse meetodil

Löögiärrituse meetod on kõige lihtsam ja levinum viis tugi või mis tahes muu masinaosa võnkumiste loodussageduse määramiseks. See põhineb asjaolul, et kui mis tahes objekti, näiteks kellu (vt joonis 3.3), ergastatakse löökidega, avaldub selle reaktsioon järk-järgult kahaneva võnkumisvastusena. Vibratsioonisignaali sagedus on määratud objekti struktuuriliste omadustega ja vastab selle loomulikule võnkesagedusele. Löögivärinate tekitamiseks võib kasutada mis tahes rasket tööriista, näiteks kummist haamrit või tavalist haamrit.

Joonis 3.3. Eseme loodussageduste määramiseks kasutatav löögi ergutuse skeem

Vasara mass peaks olema ligikaudu 10% ergastatava objekti massist. Vibratsioonivastuse jäädvustamiseks tuleks uuritavale objektile paigaldada vibratsiooniandur, mille mõõtmistelg on joondatud löögi ergutussuunaga. Mõnel juhul võib objekti vibratsioonivastuse tajumiseks kasutada andurina müra mõõtmise seadme mikrofoni.

Objekti vibratsioonid muundab andur elektrisignaaliks, mis seejärel saadetakse mõõtevahendisse, näiteks spektraalanalüsaatori sisendisse. See instrument salvestab vibratsiooniprotsessi aegfunktsiooni ja spektri (vt joonis 3.4), mille analüüs võimaldab määrata objekti omavõnkumiste sagedust (sagedusi).

Joonis 3.5. Programmi kasutajaliides, mis näitab uuritava struktuuri ajafunktsiooni graafikuid ja langevate löögivibratsioonide spektrit.

Joonisel 3.5 esitatud spektri graafiku analüüs (vt tööakna alumine osa) näitab, et uuritava konstruktsiooni omavõngete põhikomponent, mis on määratud graafiku absissitelje suhtes, esineb sagedusel 9,5 Hz. Seda meetodit võib soovitada nii pehme laagri kui ka kõva laagri tasakaalustavate masintugede omaalgsete võnkumiste uurimiseks.

3.1.3.2. Toetuste loomuliku sageduse määramine rannikurežiimil

Mõnel juhul saab tugede loomulikke sagedusi määrata vibratsiooni amplituudi ja faasi tsüklilise mõõtmise teel "rannikul". Selle meetodi rakendamisel kiirendatakse uuritavale masinale paigaldatud rootorit esialgu maksimaalse pöörlemiskiiruseni, mille järel selle ajam lahti ühendatakse, ja rootori tasakaalustamatusega seotud häiriva jõu sagedus väheneb järk-järgult maksimaalsest väärtusest kuni peatumispunktini.

Sellisel juhul saab tugede loodussagedusi määrata kahe karakteristiku alusel:

• Resonantspiirkondades täheldatud vibratsiooni amplituudi lokaalse hüppe järgi;
• Amplituudihüppe tsoonis täheldatud vibratsioonifaasi järsu muutuse (kuni 180°) abil.

"Balanset" seeria seadmetes saab "Vibromeetri" režiimi ("Balanset 1") või "Tasakaalustamise ja jälgimise" režiimi ("Balanset 2C" ja "Balanset 4") kasutada objektide loomulike sageduste tuvastamiseks "rannikul", võimaldades tsükliliselt mõõta vibratsiooni amplituudi ja faasi rootori pöörlemissagedusel.

Lisaks sisaldab tarkvara "Balanset 1" spetsiaalset režiimi "Graphs. Coasting", mis võimaldab joonistada graafikuid rannikul toimuvate tugivibratsioonide amplituudi ja faasi muutustest pöörlemissageduse muutumise funktsioonina, hõlbustades oluliselt resonantside diagnoosimise protsessi.

Tuleb märkida, et ilmselgetel põhjustel (vt punkt 3.1.1) saab rannikul asuvate tugede loodussageduste tuvastamise meetodit kasutada ainult pehmelaagri tasakaalustusmasinate uurimisel, kus rootori pöörlemise töösagedused ületavad oluliselt tugede loodussagedusi põiksuunas.

Kõvade laagermasinate puhul, kus rootori pöörlemise töösagedused, mis ergutavad tugede vibratsiooni rannikul, on oluliselt madalamad kui tugede omaloomingulised sagedused, on selle meetodi kasutamine praktiliselt võimatu.

3.1.4. Praktilised soovitused tasakaalustusmasinate toetuste projekteerimiseks ja tootmiseks

3.1.2. Tugede loomuliku sageduse arvutamine arvutuslikel meetoditel

Tugede loodussageduste arvutusi eespool kirjeldatud arvutusskeemi abil saab teha kahes suunas:

• Toetuste põikisuunas, mis langeb kokku nende vibratsioonide mõõtmise suunaga, mis on põhjustatud rootori tasakaalustamatuse jõududest;
• Aksiaalses suunas, mis langeb kokku masina tugedele paigaldatud tasakaalustatud rootori pöörlemisteljega.

Tugede omavõnkesageduste arvutamine vertikaalsuunas nõuab keerukama arvutustehnika kasutamist, mis (lisaks toe ja tasakaalustatud rootori enda parameetritele) peab arvestama raami parameetreid ja masina vundamendile paigaldamise eripärasid. Seda meetodit käesolevas publikatsioonis ei käsitleta. Valemi 3.1 analüüs võimaldab anda mõningaid lihtsaid soovitusi, mida masina projekteerijad peaksid oma praktilises tegevuses arvesse võtma. Eelkõige saab toe omavõnkesagedust muuta selle jäikuse ja/või massi muutmise teel. Jäikuse suurendamine suurendab toe omavõnkesagedust, massi suurendamine aga vähendab seda. Nendel muutustel on mittelineaarne, ruudukujuline pöördvõrdeline seos. Näiteks toe jäikuse kahekordistamine suurendab selle omavõnkesagedust ainult 1,4 korda. Samamoodi vähendab toe liikuva osa massi kahekordistamine selle omavõnkesagedust ainult 1,4 korda.

3.1.4.1. Pehme laagriga masinad lamellvedrudega

Mitmeid lamevedrudega tasakaalustusmasinate tugede konstruktsioonivariante on käsitletud eespool punktis 2.1 ja illustreeritud joonistel 2.7–2.9. Meie andmetel kasutatakse selliseid konstruktsioone kõige sagedamini veovõllide tasakaalustamiseks mõeldud masinates.

Näiteks vaatleme vedruparameetreid, mida üks klientidest (OÜ "Rost-Service", Peterburi) kasutas oma masinatugede tootmisel. See masin oli mõeldud 2-, 3- ja 4-toega veovõllide tasakaalustamiseks massiga kuni 200 kg. Kliendi valitud masina juht- ja veetava spindli tugedes kasutatavate vedrude geomeetrilised mõõtmed (kõrgus * laius * paksus) olid vastavalt 300 * 200 * 3 mm.

Koormamata toe omavõnkesagedus, mis määrati katseliselt löögiergastusmeetodil, kasutades masina "Balanset 4" standardset mõõtesüsteemi, oli 11–12 Hz. Tugede sellise vibratsiooniomavõnkesageduse korral ei tohiks tasakaalustatud rootori soovitatav pöörlemissagedus tasakaalustamise ajal olla madalam kui 22–24 Hz (1320–1440 p/min).

Sama tootja poolt vahetugedel kasutatud lamevedrude geomeetrilised mõõtmed olid vastavalt 200*200*3 mm. Lisaks, nagu uuringud näitasid, olid nende tugede loomulikud sagedused kõrgemad, ulatudes 13–14 Hz-ni.

Katsetulemuste põhjal soovitati masina tootjatel joondada (võrdsustada) spindli ja vahetugede loomulikud sagedused. See peaks hõlbustama veovõllide tööpöörlemissageduste vahemiku valimist tasakaalustamise ajal ja vältima mõõtesüsteemi näitude võimalikku ebastabiilsust, mis on tingitud tugede sisenemisest resonantse vibratsiooni piirkonda.

Meetodid lamedate vedrude tugede võnkumiste omastussageduse reguleerimiseks on ilmselged. Selline reguleerimine on võimalik lamejoonte geomeetriliste mõõtmete või kuju muutmisega, mis saavutatakse näiteks nende jäikust vähendavate piki- või põikisuunaliste pilude freesimisega.

Nagu eelnevalt mainitud, saab sellise reguleerimise tulemusi kontrollida, määrates punktides 3.1.3.1 ja 3.1.3.2 kirjeldatud meetodite abil kindlaks tugede võnkumissagedused.

Joonis 3.6 esitab klassikalise versiooni lamedate vedrudega tugikonstruktsioonist, mida A. Sinitsõn kasutas ühes oma masinas. Nagu joonisel näidatud, koosneb tugi järgmistest komponentidest:

• Ülemine plaat 1;
• Kaks lamedat vedru 2 ja 3;
• Alumine plaat 4;
• Stoppklamber 5.

Joonis 3.6. Tasapinnalisel vedrul oleva toe konstruktsioonivariatsioon

Toe ülemist plaati 1 võib kasutada spindli või vahepealse laagri paigaldamiseks. Sõltuvalt toe otstarbest võib alumine plaat 4 olla jäigalt kinnitatud masina juhikute külge või paigaldatud liikuvatele liuguritele, mis võimaldab toe liikumist mööda juhikuid. Konsooli 5 kasutatakse toe lukustusmehhanismi paigaldamiseks, mis võimaldab seda tasakaalustatud rootori kiirendamise ja aeglustamise ajal kindlalt fikseerida.

Pehmete laagritega masinatugede lamevedrud peaksid olema valmistatud lehtvedrust või kvaliteetsest legeerterasest. Madala voolavuspiiriga tavaliste konstruktsiooniteraste kasutamine ei ole soovitatav, kuna need võivad töötamise ajal staatiliste ja dünaamiliste koormuste all tekitada jääkdeformatsiooni, mis vähendab masina geomeetrilist täpsust ja isegi toe stabiilsust.

Masinate puhul, mille tasakaalustatud rootori mass ei ületa 300–500 kg, saab toe paksust suurendada 30–40 mm-ni ja masinate puhul, mis on ette nähtud rootorite tasakaalustamiseks maksimaalse massiga 1000–3000 kg, võib toe paksus ulatuda 50–60 mm-ni või rohkem. Nagu näitab ülalmainitud tugede dünaamiliste omaduste analüüs, ületavad nende loomulikud vibratsioonisagedused, mõõdetuna põiktasapinnal ("painduvate" ja "jäikade" osade suhtelise deformatsiooni mõõtmise tasapind), tavaliselt 100 Hz või rohkem. Kõvade laagritega tugijalgade loomulikud vibratsioonisagedused frontaaltasandil, mõõdetuna tasakaalustatud rootori pöörlemisteljega kokkulangevas suunas, on tavaliselt oluliselt madalamad. Ja just neid sagedusi tuleks masinal tasakaalustatud pöörlevate rootorite töösagedusvahemiku ülempiiri määramisel eelkõige arvestada. Nagu eespool märgitud, saab nende sageduste määramise teha punktis 3.1 kirjeldatud löögiergastusmeetodi abil.

Joonis 3.7. Elektrimootori rootorite tasakaalustamise masin, kokku pandud, A. Mokhovi poolt välja töötatud.

Joonis 3.8. G. Glazovi (Bishkek) poolt välja töötatud turbopumba rootorite tasakaalustusmasin.

3.1.4.2. Pehme laagriga masina toetused ribavedrudega riputamisega

Tugiriputusvedrude projekteerimisel tuleb tähelepanu pöörata vedruririba paksuse ja laiuse valikule, mis peab ühelt poolt vastu pidama rootori staatilisele ja dünaamilisele koormusele toe peal ning teiselt poolt vältima tugiriputuse väändevibratsiooni võimalust, mis väljendub aksiaalses väljajooksus.

Ribavedrustusega tasakaalustusmasinate konstruktsioonilise teostuse näited on näidatud joonistel 2.1–2.5 (vt punkt 2.1), samuti käesoleva jaotise joonistel 3.7 ja 3.8.

3.1.4.4. Masinate kõvad laagritoed

Nagu meie ulatuslik kogemus klientidega näitab, on märkimisväärne osa isevalmistatud tasakaalustuspinkide tootjatest viimasel ajal hakanud eelistama jäikade tugedega kõvalaagritega masinaid. Jaotises 2.2 on joonistel 2.16–2.18 kujutatud fotosid selliste tugedega masinate erinevatest konstruktsioonidest. Ühe meie kliendi poolt oma masinaehituse jaoks välja töötatud jäiga toe tüüpiline eskiis on esitatud joonisel 3.10. See tugi koosneb tasapinnalisest terasplaadist, millel on P-kujuline soon, mis jagab toe tavapäraselt "jäikaks" ja "painduvaks" osaks. Tasakaalustusjõu mõjul võib toe "painduv" osa oma "jäiga" osa suhtes deformeeruda. Selle deformatsiooni suurust, mis määratakse toe paksuse, soonte sügavuse ja toe "painduvat" ja "jäika" osa ühendava silla laiuse järgi, saab mõõta masina mõõtesüsteemi sobivate andurite abil. Kuna selliste tugede põikjäikuse arvutamise meetod puudub, võttes arvesse P-kujulise soone sügavust h, silla laiust t ja toe paksust r (vt joonis 3.10), määravad arendajad need projekteerimisparameetrid tavaliselt katseliselt.

Masinate puhul, mille tasakaalustatud rootori mass ei ületa 300–500 kg, saab toe paksust suurendada 30–40 mm-ni ja masinate puhul, mis on ette nähtud rootorite tasakaalustamiseks maksimaalse massiga 1000–3000 kg, võib toe paksus ulatuda 50–60 mm-ni või rohkem. Nagu näitab ülalmainitud tugede dünaamiliste omaduste analüüs, ületavad nende loomulikud vibratsioonisagedused, mõõdetuna põiktasapinnal ("painduvate" ja "jäikade" osade suhtelise deformatsiooni mõõtmise tasapind), tavaliselt 100 Hz või rohkem. Kõvade laagritega tugijalgade loomulikud vibratsioonisagedused frontaaltasandil, mõõdetuna tasakaalustatud rootori pöörlemisteljega kokkulangevas suunas, on tavaliselt oluliselt madalamad. Ja just neid sagedusi tuleks masinal tasakaalustatud pöörlevate rootorite töösagedusvahemiku ülempiiri määramisel eelkõige arvestada.

Joonis 3.26. Näide kasutatud treipingi kasutamise kohta kõva laagriga masina valmistamiseks, et tasakaalustada augereid.

Joonis 3.27. Näide kasutatud treipingi kasutamise kohta pehmete laagrite masinate valmistamiseks võllide tasakaalustamiseks.

Joonis 3.28. Näide kokkupandud voodi valmistamisest kanalitest

Joonis 3.29. Näide keevitatud voodi valmistamise kohta kanalitest

Joonis 3.30. Näide keevitatud voodi valmistamise kohta kanalitest

Joonis 3.31. Näide polümeerbetoonist valmistatud tasakaalustava masina voodi kohta

Tavaliselt tugevdatakse selliste voodite valmistamisel nende ülemist osa terasest sisestustega, mida kasutatakse juhikutena, millele toetuvad tasakaalustusmasina tugijalad. Hiljuti on laialdaselt kasutusele võetud vibratsioonisummutuskattega polümeerbetoonist voodid. Seda voodite valmistamise tehnoloogiat on veebis hästi kirjeldatud ja isetegijad saavad seda hõlpsasti rakendada. Suhtelise lihtsuse ja madalate tootmiskulude tõttu on neil vooditel metallvariantidega võrreldes mitmeid olulisi eeliseid:

• Suurem summutuskoefitsient võnkumiste puhul;
• Madalam soojusjuhtivus, mis tagab voodi minimaalse termilise deformatsiooni;
• Suurem korrosioonikindlus;
• Sisepingete puudumine.

3.1.4.3. Silindriliste vedrude abil valmistatud pehmed laagrite toed

Joonisel 3.9 on esitatud näide pehme laagri tasakaalustusmasinast, mille toetuste konstruktsioonis kasutatakse silindrilisi survevedrusid. Selle konstruktsioonilahenduse peamine puudus on seotud vedrude erineva deformatsiooniastmega esi- ja tagatugede puhul, mis tekib, kui ebasümmeetriliste rootorite tasakaalustamise ajal on tugede koormused ebavõrdsed. See toob loomulikult kaasa tugede paigutusvea ja rootori telje väändumise vertikaaltasapinnas. Selle vea üheks negatiivseks tagajärjeks võib olla jõud, mis põhjustavad rootori telje nihkumist pöörlemise ajal.

Joonis 3.9. Pehme laagri toe konstruktsioonivariant silindrilisi vedrusid kasutavate tasakaalustusmasinate jaoks.

3.1.4.4. Masinate kõvad laagritoed

Nagu meie ulatuslik kogemus klientidega näitab, on märkimisväärne osa isevalmistatud tasakaalustuspinkide tootjatest viimasel ajal hakanud eelistama jäikade tugedega kõvalaagritega masinaid. Jaotises 2.2 on joonistel 2.16–2.18 kujutatud fotosid selliste tugedega masinate erinevatest konstruktsioonidest. Ühe meie kliendi poolt oma masinaehituse jaoks välja töötatud jäiga toe tüüpiline eskiis on esitatud joonisel 3.10. See tugi koosneb tasapinnalisest terasplaadist, millel on P-kujuline soon, mis jagab toe tavapäraselt "jäikaks" ja "painduvaks" osaks. Tasakaalustusjõu mõjul võib toe "painduv" osa oma "jäiga" osa suhtes deformeeruda. Selle deformatsiooni suurust, mis määratakse toe paksuse, soonte sügavuse ja toe "painduvat" ja "jäika" osa ühendava silla laiuse järgi, saab mõõta masina mõõtesüsteemi sobivate andurite abil. Kuna selliste tugede põikjäikuse arvutamise meetod puudub, võttes arvesse P-kujulise soone sügavust h, silla laiust t ja toe paksust r (vt joonis 3.10), määravad arendajad need projekteerimisparameetrid tavaliselt katseliselt.

Joonis 3.10. Tasakaalustusmasina kõva laagri toe skeem

Joonistel 3.11 ja 3.12 on esitatud fotod, mis näitavad meie klientide endi masinate jaoks valmistatud tugede erinevaid rakendusi. Mitmete meie masinatootjatest klientide andmete kokkuvõttes saab sõnastada erineva suuruse ja kandevõimega masinate tugede paksuse nõuded. Näiteks masinate puhul, mis on ette nähtud 0,1 kuni 50–100 kg kaaluvate rootorite tasakaalustamiseks, võib toe paksus olla 20 mm.

Joonis 3.11. A. Sinitsõni valmistatud tasakaalustusmasina kõva laagri tugi.

Joonis 3.12. D. Krasilnikovi valmistatud kõva laagri tugi tasakaalustusmasinale.

Masinate puhul, mille tasakaalustatud rootori mass ei ületa 300–500 kg, saab toe paksust suurendada 30–40 mm-ni ja masinate puhul, mis on ette nähtud rootorite tasakaalustamiseks maksimaalse massiga 1000–3000 kg, võib toe paksus ulatuda 50–60 mm-ni või rohkem. Nagu näitab ülalmainitud tugede dünaamiliste omaduste analüüs, ületavad nende loomulikud vibratsioonisagedused, mõõdetuna põiktasapinnal ("painduvate" ja "jäikade" osade suhtelise deformatsiooni mõõtmise tasapind), tavaliselt 100 Hz või rohkem. Kõvade laagritega tugijalgade loomulikud vibratsioonisagedused frontaaltasandil, mõõdetuna tasakaalustatud rootori pöörlemisteljega kokkulangevas suunas, on tavaliselt oluliselt madalamad. Ja just neid sagedusi tuleks masinal tasakaalustatud pöörlevate rootorite töösagedusvahemiku ülempiiri määramisel eelkõige arvestada. Nagu eespool märgitud, saab nende sageduste määramise teha punktis 3.1 kirjeldatud löögiergastusmeetodi abil.

3.2. Tasakaalustusmasinate tugikoosseisud

3.2.1. Peamised tugikoosseisude tüübid

Nii kõvade laagrite kui ka pehmete laagrite tasakaalustusmasinate valmistamisel võib soovitada järgmisi tuntud tugikoosseisude tüüpe, mida kasutatakse tasakaalustatud rootorite paigaldamiseks ja pööramiseks tugedele, sealhulgas:

• Prismaatilised tugikomplektid;
• Pöörlevate rullidega tugikomplektid;
• Spindli tugikomplektid.

3.2.1.1. Prismaatilised tugikomplektid

Need erinevate konstruktsioonivõimalustega sõlmed paigaldatakse tavaliselt väikeste ja keskmise suurusega masinate tugedele, millel saab tasakaalustada rootoreid massiga kuni 50–100 kg. Prismakujulise tugisõlme lihtsaima versiooni näide on esitatud joonisel 3.13. See tugisõlm on valmistatud terasest ja seda kasutatakse turbiini tasakaalustusmasinal. Mitmed väikeste ja keskmise suurusega tasakaalustusmasinate tootjad eelistavad prismakujuliste tugisõlmede valmistamisel kasutada mittemetallilisi materjale (dielektrikuid), näiteks tekstoliiti, fluoroplasti, kaprolooni jne.

3.13. Autoturbiinide tasakaalustusmasinal kasutatava prismaatilise tugikoosseisu teostusvariant

Sarnaseid tugisõlmi (vt joonis 3.8 eespool) rakendab näiteks G. Glazov oma masinas, mis on samuti mõeldud autoturbiinide tasakaalustamiseks. Fluoroplastist valmistatud prismakujulise tugisõlme (vt joonis 3.14) originaalse tehnilise lahenduse pakkus välja OÜ "Technobalance".

Joonis 3.14. Prismaatilise toe komplekt OÜ "Technobalance" poolt"

See konkreetne tugisõlm on moodustatud kahe silindrilise hülsi 1 ja 2 abil, mis on paigaldatud üksteise suhtes nurga all ja kinnitatud tugitelgedele. Tasakaalustatud rootor puutub kokku hülsside pindadega silindrite tekitavate joonte ääres, mis minimeerib rootori võlli ja toe vahelist kontaktpinda, vähendades seega hõõrdejõudu toes. Vajadusel tagatakse tugipinna kulumise või kahjustumise korral rootori võlliga kokkupuute piirkonnas kulumise kompenseerimise võimalus, pöörates hülsi teatud nurga võrra ümber oma telje. Tuleb märkida, et mittemetallilistest materjalidest tugisõlmede kasutamisel on vaja ette näha konstruktsiooniline võimalus maandada tasakaalustatud rootor masina korpusega, mis välistab töötamise ajal tekkivate võimsate staatilise elektrilaengute ohu. See aitab esiteks vähendada elektrilisi häireid ja interferentsi, mis võivad mõjutada masina mõõtesüsteemi jõudlust, ja teiseks välistab staatilise elektri mõju personalile.

3.2.1.2. Rullikute tugikomplektid

Need sõlmed paigaldatakse tavaliselt masinate tugedele, mis on mõeldud rootorite tasakaalustamiseks massiga üle 50 kilogrammi. Nende kasutamine vähendab oluliselt hõõrdejõude tugedes võrreldes prismaga tugedega, hõlbustades tasakaalustatud rootori pöörlemist. Näiteks joonisel 3.15 on näidatud tugisõlme konstruktsioonivariant, kus toote positsioneerimiseks kasutatakse rullikuid. Selles konstruktsioonis kasutatakse rullikutena 1 ja 2 standardseid veerlaagreid, mille välisrõngad pöörlevad masina toe 3 korpusesse kinnitatud statsionaarsetel telgedel. Joonisel 3.16 on kujutatud keerukama konstruktsiooniga rulliku tugisõlme eskiis, mille rakendas oma projektis üks tasakaalustusmasinate isevalmistatud tootja. Nagu jooniselt näha, on rulli (ja sellest tulenevalt kogu tugikonstruktsiooni) kandevõime suurendamiseks rulli korpusesse 3 paigaldatud veerlaagrite paar 1 ja 2. Selle konstruktsiooni praktiline rakendamine, hoolimata kõigist selle ilmsetest eelistest, on üsna keeruline ülesanne, mis on seotud rulli korpuse 3 iseseisva valmistamise vajadusega, millele esitatakse väga kõrged nõuded geomeetrilise täpsuse ja materjali mehaaniliste omaduste osas.

Joonis 3.15. Näide rulltoestuskoostu konstruktsiooni kohta

Joonis 3.16. Näide kahe rull-laagriga rulltoestuskoostu konstruktsiooni kohta

Joonisel 3.17 on kujutatud OÜ "Technobalance" spetsialistide poolt välja töötatud isejoonduva rulliku tugisõlme konstruktsioonivarianti. Selles konstruktsioonis saavutatakse rulliku isejoonduvus kahe täiendava vabadusastme andmisega, mis võimaldab rullikutel teha väikeseid nurkliigutusi X- ja Y-telgede ümber. Selliseid tugisõlmi, mis tagavad tasakaalustatud rootorite paigaldamisel suure täpsuse, soovitatakse tavaliselt kasutada raskete tasakaalustusmasinate tugedel.

Joonis 3.17. Näide isereguleeruva rulltoestuse konstruktsiooni kohta

Nagu eespool mainitud, on rulltoestuskoostude puhul tavaliselt üsna kõrged nõuded täpsele valmistamisele ja jäikusele. Eelkõige ei tohiks rullide radiaalse kõrvalekaldumise tolerantsid ületada 3-5 mikronit.

Praktikas ei saavuta seda alati isegi tuntud tootjad. Näiteks autori tehtud testimisel uute rulltugisõlmede radiaalviske mõõtmisel, mis osteti varuosadeks tasakaalustuspingi mudelile H8V, kaubamärgi "K. Shenk", ulatus nende rullikute radiaalviske 10–11 mikronini.

3.2.1.3. Spindli tugikomplektid

Kui tasakaalustusmasinatel tasakaalustatakse äärikpaigaldusega rootorid (näiteks kardaanvõllid), kasutatakse tasakaalustatud toodete positsioneerimiseks, paigaldamiseks ja pööramiseks tugikomplektidena spindleid.

Spindlid on tasakaalustusmasinate üks keerulisemaid ja kriitilisemaid komponente, mis vastutavad suures osas nõutava tasakaalustuskvaliteedi saavutamise eest.

Spindlite projekteerimise ja valmistamise teooria ja praktika on üsna hästi välja töötatud ning kajastub paljudes publikatsioonides, mille hulgast paistab silma dr. ins. D. N. Reshetovi toimetatud monograafia "Metalllõikepinkide detailid ja mehhanismid" [1] arendajatele kõige kasulikuma ja kättesaadavamana.

Peamised nõuded, mida tuleks tasakaalustusmasinate spindlite projekteerimisel ja valmistamisel arvesse võtta, on järgmised:

a) tagada spindli koostu konstruktsiooni suur jäikus, mis on piisav, et vältida vastuvõetamatuid deformatsioone, mis võivad tekkida tasakaalustatud rootori tasakaalustamata jõudude mõjul;

b) spindli pöörlemistelje asendi stabiilsuse tagamine, mida iseloomustavad spindli radiaalse, aksiaalse ja aksiaalse kõrvalekaldumise lubatud väärtused;

c) Tagada spindlihõlmade, samuti selle istme- ja tugipindade nõuetekohane kulumiskindlus, mida kasutatakse tasakaalustatud toodete paigaldamiseks.

Nende nõuete praktilist rakendamist on üksikasjalikult kirjeldatud töö [1] VI osas "Spindlid ja nende toed".

Eelkõige on esitatud meetodid spindlite jäikuse ja pöörlemistäpsuse kontrollimiseks, soovitused laagrite valimiseks, spindlite materjali valik ja selle karastamise meetodid ning palju muud kasulikku teavet selle teema kohta.

Töös [1] märgitakse, et enamiku metallilõikepinkide spindlite konstrueerimisel kasutatakse peamiselt kahe laagri skeemi.

Joonisel 3.18 on esitatud näide sellise kahe laagri skeemi konstruktsioonivariandist, mida kasutatakse freespingi spindlitel (üksikasjad on esitatud töös [1]).

See skeem sobib hästi tasakaalustusmasinate spindlite valmistamiseks, mille konstruktsioonivariantide näited on esitatud joonistel 3.19-3.22.

Joonis 3.18. Kahe laagriga freespingi spindli joonis

Joonisel 3.19 on näidatud tasakaalustusmasina juhtiva spindli koostu üks konstruktsioonivariant, mis pöörleb kahel radiaal-tugilaagril, millel mõlemal on oma sõltumatu korpus 1 ja 2. Spindli võllile 3 on paigaldatud äärik 4, mis on ette nähtud kardaanvõlli ääriku kinnitamiseks, ja rihmaratas 5, mida kasutatakse spindlile pöörlemise ülekandmiseks elektrimootorilt kiilrihma abil.

Joonis 3.19. Näide spindli konstruktsiooni kohta kahel sõltumatul laagrite toel

Joonised 3.20 ja 3.21 näitavad kahte omavahel tihedalt seotud juhtivate spindlite konstruktsiooni. Mõlemal juhul on spindlilaagrid paigaldatud ühisesse korpusesse 1, millel on spindli võlli paigaldamiseks vajalik läbiv aksiaalne ava. Selle ava sisse- ja väljapääsu juures on korpusel spetsiaalsed puurid (joonistel ei ole näidatud), mis on ette nähtud radiaalsete tõukelaagrite (rull- või kuullaagrite) ja spetsiaalsete äärikukaante 5 vastuvõtmiseks, mida kasutatakse laagrite välisrõngaste kinnitamiseks.

Joonis 3.20. Näide 1 juhtiva spindli konstruktsiooni kohta kahel ühises korpuses asuval laagrite toel

Joonis 3.21. Näide 2 juhtiva spindli konstruktsiooni kohta kahel ühises korpuses asuval laagrite toel

Nagu eelmises versioonis (vt joonis 3.19), on spindli võllile paigaldatud esiplaat 2, mis on ette nähtud ajamivõlli äärikuga kinnitamiseks, ja rihmaratas 3, mida kasutatakse elektrimootorilt spindlile pöörlemise ülekandmiseks rihmavõlli kaudu. Spindli võllile on kinnitatud ka limb 4, mida kasutatakse spindli nurgaasendi määramiseks, mida kasutatakse rootorile tasakaalustamise ajal katse- ja paranduskaalude paigaldamisel.

Joonis 3.22. Näide juhitava (tagumise) spindli konstruktsiooni kohta

Joonis 3.22 näitab masina ajamiga (tagumise) spindli koostu konstruktsioonivarianti, mis erineb juhtivast spindlist ainult selle poolest, et puudub veoratas ja jäsem, kuna neid ei ole vaja.

Joonis 3.23. Näide veetava (tagmise) spindli konstruktsiooni teostusest

Nagu näha Joonised 3.20 - 3.22eespool käsitletud spindlite sõlmed kinnitatakse spetsiaalsete klambrite (rihmade) abil tasakaalustusmasinate pehme laagri tugede külge 6. Vajaduse korral võib kasutada ka muid kinnitusmeetodeid, mis tagavad nõuetekohase jäikuse ja täpsuse spindli koostu paigutamisel toele.

Joonis 3.23 illustreerib selle spindlile sarnast ääriku kinnituse konstruktsiooni, mida saab kasutada selle paigaldamiseks tasakaalustusmasina kõvale laagrile.

3.2.1.3.4. Spindli jäikuse ja radiaalse viske arvutamine

Spindli jäikuse ja eeldatava radiaalse väljaviske määramiseks saab kasutada valemit 3.4 (vt arvutusskeemi joonisel 3.24):

kus:

• Y - spindli elastne nihe spindli konsooli otsas, cm;
• P - spindli konsoolile mõjuv arvutatud koormus, kg;
• A - spindli tagumine laagritugi;
• B - spindli esilaagri tugi;
• g - spindlikonsooli pikkus, cm;
• c - spindli tugede A ja B vaheline kaugus, cm;
• J1 - spindli ristlõike keskmine inertsimoment tugede vahel, cm⁴;
• J2 - spindli konsooli sektsiooni keskmine inertsimoment, cm⁴;
• jB ja jA - spindli esi- ja tagatugede laagrite jäikus vastavalt, kg/cm.

Muutes valemit 3.4, saadakse soovitud arvutatud väärtus spindli koostu jäikusele jшп saab kindlaks teha:

Arvestades töö [1] soovitusi keskmise suurusega tasakaalustusmasinate kohta, ei tohiks see väärtus olla alla 50 kg/µm.

Radiaalse väljaviske arvutamiseks kasutatakse valemit 3.5:

kus:

• ∆ on spindli konsooli otsa radiaalne kõrvalekalle, µm;
• ∆B on eesmise spindlilaagri radiaalhälve, µm;
• ∆A on tagumise spindlilaagri radiaalhälve, µm;
• g on spindli konsooli pikkus, cm;
• c on spindli tugede A ja B vaheline kaugus, cm.

3.2.1.3.5. Spindli tasakaalu nõuete tagamine

Tasakaalustusmasinate spindlisõlmed peavad olema hästi tasakaalustatud, kuna igasugune tegelik tasakaalustamatus kandub tasakaalustatavale rootorile lisaveana üle. Spindli jääktasakaalustamatuse tehnoloogiliste tolerantside määramisel on üldiselt soovitatav, et selle tasakaalustamise täpsusklass oleks vähemalt 1–2 klassi kõrgem kui masinal tasakaalustataval tootel.

Võttes arvesse eespool käsitletud spindlite konstruktsiooniomadusi, tuleks nende tasakaalustamine teostada kahes tasapinnas.

3.2.1.3.6. Laagri kandevõime ja vastupidavusnõuete tagamine spindlilaagritele

Spindlite projekteerimisel ja laagrite suuruste valimisel on soovitatav eelnevalt hinnata laagrite vastupidavust ja kandevõimet. Nende arvutuste tegemise metoodikat saab üksikasjalikult kirjeldada standardis ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Veerlaagrid - dünaamilised koormusnäitajad ja eluiga" [3], samuti arvukates (sealhulgas digitaalsetes) veerlaagrite käsiraamatutes.

3.2.1.3.7. Spindlilaagrite vastuvõetava kuumutamise nõuete tagamine

Vastavalt töös [1] esitatud soovitustele ei tohiks spindlilaagrite välisrõngaste maksimaalne lubatud kuumenemine ületada 70 °C. Kvaliteetse tasakaalustamise tagamiseks ei tohiks välisrõngaste soovitatav kuumutamine siiski ületada 40-45 °C.

3.2.1.3.8. Rihmavõlli tüübi valimine ja spindli veoratta konstruktsioon

Tasakaalustusmasina liikumisspindli projekteerimisel on soovitatav tagada selle pöörlemine tasase rihmavõlli abil. Näide sellise ajami nõuetekohasest kasutamisest spindli tööks on esitatud dokumendis Joonised 3.20 ja 3.23. Kiilrihma- või hammasrihmaülekannete kasutamine on ebasoovitav, kuna need võivad rihmade ja rihmarataste geomeetriliste ebatäpsuste tõttu spindlile avaldada täiendavaid dünaamilisi koormusi, mis omakorda võivad tasakaalustamisel põhjustada täiendavaid mõõtmisvigu. Lamedate rihmarataste soovituslikud nõuded on esitatud standardis ISO 17383-73 "Lamedate rihmarataste rihmarattad" [4].

Veoratas peaks asetsema spindli tagumises otsas, võimalikult lähedal laagrikoosseisule (võimalikult väikese üleulatusega). Konstruktsiooniline otsus rihmaratta üleulatuva paigutuse kohta, mis on tehtud spindli valmistamisel, on näidatud joonisel Joonis 3.19võib pidada ebaõnnestunuks, sest see suurendab oluliselt spindli tugedele mõjuvat dünaamilise ajamikoormuse momenti.

Teine oluline puudus selle konstruktsiooni puhul on vöörihma kasutamine, mille tootmis- ja montaažipuudused võivad samuti põhjustada soovimatut lisakoormust spindlile.

3.3. Voodi (raam)

Voodi on tasakaalustusmasina peamine kandekonstruktsioon, millel põhinevad selle põhielemendid, sealhulgas tugipostid ja ajamimootor. Tasakaalustusmasina voodi valimisel või valmistamisel tuleb tagada, et see vastab mitmetele nõuetele, sealhulgas vajalikule jäikusele, geomeetrilisele täpsusele, vibratsioonikindlusele ja juhikute kulumiskindlusele.

Praktika näitab, et masinate valmistamisel oma tarbeks kasutatakse kõige sagedamini järgmisi voodivariante:

• kasutatud metallilõikepinkide (treipingid, puidutöötlemisseadmed jne) malmist voodid;
• kokku pandud voodid, mis põhinevad kanalitel, mis on kokku pandud poltühenduste abil;
• keevitatud voodid, mis põhinevad kanalitel;
• vibratsiooni neelava kattega polümeerbetoonist vooderdused.

Joonis 3.25. Näide kasutatud puidutöötlemispingi kasutamise kohta kardaanvõlli tasakaalustusmasina valmistamiseks.

3.4. Tasakaalustusmasinate ajamid

Nagu näitab meie klientide poolt tasakaalustusmasinate valmistamisel kasutatud konstruktsioonilahenduste analüüs, keskenduvad nad ajamite projekteerimisel peamiselt muutuva sagedusega ajamitega varustatud vahelduvvoolumootorite kasutamisele. Selline lähenemine võimaldab tasakaalustatud rootorite jaoks reguleeritavate pöörlemiskiiruste laia valikut minimaalsete kuludega. Tasakaalustatud rootorite pööramiseks kasutatavate peamootorite võimsus valitakse tavaliselt nende rootorite massi alusel ja see võib olla ligikaudu:

• 0,25–0,72 kW masinatele, mis on ette nähtud ≤ 5 kg massiga rootorite tasakaalustamiseks;
• 0,72–1,2 kW masinatele, mis on ette nähtud rootorite tasakaalustamiseks massiga > 5 ≤ 50 kg;
• 1,2–1,5 kW masinatele, mis on ette nähtud rootorite tasakaalustamiseks massiga > 50 ≤ 100 kg;
• 1,5–2,2 kW masinatele, mis on ette nähtud rootorite tasakaalustamiseks massiga > 100 ≤ 500 kg;
• 2,2–5 kW masinatele, mis on ette nähtud rootorite tasakaalustamiseks massiga > 500 ≤ 1000 kg;
• 5–7,5 kW masinatele, mis on ette nähtud rootorite tasakaalustamiseks massiga > 1000 ≤ 3000 kg.

Need mootorid peavad olema jäigalt paigaldatud masina alusele või selle vundamendile. Enne masinale paigaldamist (või paigalduskohas) tuleb peajõumootor koos selle väljundvõllile paigaldatud rihmarattaga hoolikalt tasakaalustada. Muutuva sagedusega ajami põhjustatud elektromagnetiliste häirete vähendamiseks on soovitatav paigaldada selle sisend- ja väljundile võrgufiltrid. Need võivad olla standardsed standardtooted, mida ajamite tootjad tarnivad, või ferriitrõngaste abil valmistatud omatehtud filtrid.

4. Tasakaalustusmasinate mõõtesüsteemid

Enamik tasakaalustusmasinate amatöörtootjaid, kes võtavad ühendust OÜ "Kinematics" (Vibromera)-ga, plaanivad oma konstruktsioonides kasutada meie ettevõtte toodetud "Balanset" seeria mõõtesüsteeme. Siiski on ka kliente, kes plaanivad selliseid mõõtesüsteeme iseseisvalt toota. Seetõttu on mõistlik tasakaalustusmasina mõõtesüsteemi ehitust üksikasjalikumalt arutada. Nende süsteemide peamine nõue on vajadus tagada tasakaalustatud rootori pöörlemissagedusel esineva vibratsioonisignaali pöörlemiskomponendi amplituudi ja faasi ülitäpsed mõõtmised. See eesmärk saavutatakse tavaliselt tehniliste lahenduste kombinatsiooni abil, sealhulgas:

• Kõrge signaali muundamise koefitsiendiga vibratsiooniandurite kasutamine;
• Kaasaegsete laserfaasi nurgaandurite kasutamine;
• Riistvara loomine (või kasutamine), mis võimaldab andurisignaalide võimendamist ja digitaalset muundamist (esmane signaalitöötlus);
• Vibratsioonisignaali tarkvaralise töötlemise rakendamine, mis peaks võimaldama tasakaalustatud rootori pöörlemissagedusel avalduva vibratsioonisignaali pöörlemiskomponendi kõrge eraldusvõimega ja stabiilset eraldamist (sekundaarne töötlemine).

Allpool vaatleme selliste tehniliste lahenduste tuntud variante, mis on rakendatud mitmetes tuntud tasakaalustusseadmetes.

4.1. Vibratsiooniandurite valik

Tasakaalustusmasinate mõõtesüsteemides võib kasutada mitmesuguseid vibratsiooniandureid (andureid), sealhulgas:

• Vibratsiooni kiirendusandurid (kiirendusmõõturid);
• Vibratsioonikiiruse andurid;
• Vibratsiooni nihkeandurid;
• Jõuandurid.

4.1.1. Vibratsiooni kiirendusandurid

Vibratsioonikiirendusandurite seas on kõige laialdasemalt kasutatavad pieso- ja mahtuvuslikud (kiibi) kiirendusmõõturid, mida saab tõhusalt kasutada pehmete laagritega tasakaalustusmasinates. Praktikas on üldiselt lubatud kasutada vibratsioonikiirendusandureid teisenduskoefitsientidega (Kpr) vahemikus 10 kuni 30 mV/(m/s²). Tasakaalustusmasinates, mis vajavad eriti suurt tasakaalustustäpsust, on soovitatav kasutada kiirendusmõõtureid, mille Kpr ulatub 100 mV/(m/s²) ja kõrgemale. Näitena pieso-kiirendusmõõturitest, mida saab kasutada tasakaalustusmasinate vibratsioonianduritena, on joonisel 4.1 näidatud OÜ "Izmeritel" toodetud pieso-kiirendusmõõturid DN3M1 ja DN3M1V6.

Joonis 4.1. Pieso kiirendusmõõturid DN 3M1 ja DN 3M1V6

Selliste andurite ühendamiseks vibratsioonimõõteseadmete ja -süsteemidega on vaja kasutada väliseid või sisseehitatud laenguvõimendeid.

Joonis 4.2. Mahtuvuslikud kiirendusmõõturid AD1, tootja LLC "Kinematics" (Vibromera)

Tuleb märkida, et neil anduritel, mille hulka kuuluvad ka laialdaselt kasutatavad mahtuvuslikest kiirendusmõõturitest ADXL 345 (vt joonis 4.3) koosnevad plaadid, on mitmeid olulisi eeliseid võrreldes pieso kiirendusmõõturitega. Nimelt on need 4-8 korda odavamad, samasuguste tehniliste omaduste juures. Lisaks ei ole vaja kasutada kalleid ja keerulisi laenguvõimendeid, mida on vaja piesoaktseleromeetritele.

Kui tasakaalustusmasinate mõõtesüsteemides kasutatakse mõlemat tüüpi kiirendusmõõtjaid, toimub tavaliselt andurite signaalide riistvaraline integreerimine (või topeltintegreerimine).

Joonis 4.2. Koostatud mahtuvuslik kiirendusmõõtur AD 1.

Joonis 4.2. Mahtuvuslikud kiirendusmõõturid AD1, tootja LLC "Kinematics" (Vibromera)

Tuleb märkida, et neil anduritel, mille hulka kuuluvad ka laialdaselt kasutatavad mahtuvuslikest kiirendusmõõturitest ADXL 345 (vt joonis 4.3) koosnevad plaadid, on mitmeid olulisi eeliseid võrreldes pieso kiirendusmõõturitega. Nimelt on need 4-8 korda odavamad, samasuguste tehniliste omaduste juures. Lisaks ei ole vaja kasutada kalleid ja keerulisi laenguvõimendeid, mida on vaja piesoaktseleromeetritele.

Joonis 4.3. Võimsuskiirendusmõõturi plaat ADXL 345.

Sellisel juhul muundatakse algne anduri signaal, mis on proportsionaalne vibratsioonikiirendusega, vastavalt sellele signaaliks, mis on proportsionaalne vibratsioonikiiruse või nihkega. Vibratsioonisignaali kahekordse integreerimise protseduur on eriti oluline, kui kasutatakse kiirendusmõõtureid osana mõõtesüsteemidest madala kiirusega tasakaalustusmasinate puhul, kus rootorite alumine pöörlemissagedus tasakaalustamise ajal võib ulatuda 120 pöördeni minutis ja alla selle. Kui tasakaalustusmasinate mõõtesüsteemides kasutatakse mahtuvuslikke kiirendusmõõtjaid, tuleb arvestada, et pärast integreerimist võivad nende signaalid sisaldada madalsageduslikke häireid, mis ilmnevad sagedusvahemikus 0,5-3 Hz. See võib piirata nende andurite kasutamiseks ettenähtud masinate tasakaalustamise alumist sagedusvahemikku.

4.1.2. Vibratsioonikiiruse andurid

4.1.2.1. Induktiivsed vibratsioonikiiruse andurid.

Need andurid sisaldavad induktiivset mähist ja magnetilist südamikku. Kui mähis vibreerib paigalseisva südamiku suhtes (või südamik paigalseisva mähise suhtes), tekitatakse mähises EMK, mille pinge on otseselt proportsionaalne anduri liikuva elemendi vibratsioonikiirusega. Induktiivsete andurite muundamiskoefitsiendid (Кпр) on tavaliselt üsna suured, ulatudes mitmete kümnete või isegi sadade mV/mm/sek. Eelkõige on Schencki mudeli T77 anduri muundumistegur 80 mV/mm/sek ja IRD Mechanalysis'i mudeli 544M anduri muundumistegur 40 mV/mm/sek. Mõnel juhul (näiteks Schencki tasakaalustusmasinates) kasutatakse spetsiaalseid väga tundlikke mehhaanilise võimendiga induktiivseid vibratsioonikiiruse andureid, mille puhul Kпр võib ületada 1000 mV/mm/sek. Kui tasakaalustusmasinate mõõtesüsteemides kasutatakse induktiivseid vibratsioonikiiruse andureid, võib vibratsioonikiirusega proportsionaalse elektrisignaali integreerida ka riistvaraliselt, muutes selle vibratsiooni nihkega proportsionaalseks signaaliks.

Joonis 4.4. IRD Mechanalysis'i mudel 544M andur.

Joonis 4.5. Schenck'i T77-mudeli andur

Tuleb märkida, et nende tootmise töömahukuse tõttu on induktiivsed vibratsioonikiirusandurid üsna haruldased ja kallid esemed. Seetõttu kasutavad neid andureid hoolimata nende ilmsetest eelistest tasakaalustusmasinate amatööride tootjad neid väga harva.

4.2. Faasinurga andurid

Vibratsiooni mõõtmise protsessi sünkroniseerimiseks tasakaalustatud rootori pöörlemisnurgaga kasutatakse faasinurga andureid, näiteks laser- (fotoelektrilisi) või induktiivandureid. Neid andureid toodavad erineva konstruktsiooniga nii kodumaised kui ka rahvusvahelised tootjad. Nende andurite hinnavahemik võib oluliselt varieeruda, umbes 40 kuni 200 dollarit. Sellise seadme näiteks on "Diamexi" toodetud faasinurga andur, mis on näidatud joonisel 4.11.

Joonis 4.11: "Diamexi" faasinurga andur"

Teise näitena on joonisel 4.12 kujutatud LLC "Kinematics" (Vibromera) rakendatud mudel, mis kasutab faasinurgaanduritena Hiinas toodetud DT 2234C mudeli lasertahhomeetreid. Selle anduri ilmsed eelised on järgmised:

• Lai tööpiirkond, mis võimaldab mõõta rootori pöörlemissagedust 2,5 kuni 99 999 pööret minutis, kusjuures lahutusvõime ei ole väiksem kui üks pöörde;
• Digitaalne ekraan;
• Tahhomeetri mõõtmiste seadistamise lihtsus;
• taskukohasus ja madalad turuhinnad;
• Suhteliselt lihtne modifitseerimine tasakaalustusmasina mõõtesüsteemi integreerimiseks.

Joonis 4.12: Lasertahomeeter mudel DT 2234C

Mõnel juhul, kui optiliste laserandurite kasutamine ei ole mingil põhjusel soovitav, võib neid asendada induktiivsete kontaktivabade nihkeanduritega, näiteks eelnevalt mainitud ISAN E41A mudeliga või teiste tootjate sarnaste toodetega.

4.3. Vibratsiooniandurite signaalitöötluse omadused

Vibratsioonisignaali pöörlemiskomponendi amplituudi ja faasi täpseks mõõtmiseks tasakaalustamisseadmetes kasutatakse tavaliselt riist- ja tarkvaraliste töötlemisvahendite kombinatsiooni. Need vahendid võimaldavad:

• Anduri analoogsignaali lairiba riistvaraline filtreerimine;
• Anduri analoogsignaali võimendamine;
• Analoogsignaali integreerimine ja/või kahekordne integreerimine (vajaduse korral);
• Analoogsignaali kitsaribaline filtreerimine jälgimisfiltri abil;
• Signaali analoog-digitaalmuundamine;
• Digitaalsignaali sünkroonne filtreerimine;
• Digitaalsignaali harmooniline analüüs.

4.3.1. Lairiba signaali filtreerimine

See protseduur on oluline vibratsioonianduri signaali puhastamiseks võimalikest häiretest, mis võivad esineda nii seadme sagedusvahemiku alumisel kui ka ülemisel piiril. Tasakaalustusmasina mõõteseadme puhul on soovitatav seadistada ribapääsfiltri alumine piir 2-3 Hz-le ja ülemine piir 50 (100) Hz-le. "Alumine" filtreerimine aitab summutada madalsageduslikke mürasid, mis võivad esineda erinevat tüüpi andurite mõõtevõimendite väljundis. "Ülemine" filtreerimine välistab kombineeritud sagedustest ja masina üksikute mehaaniliste komponentide võimalikest resonantsvibratsioonidest tingitud häirete tekkimise võimaluse.

4.3.2. Anduri analoogsignaali võimendamine

Kui tasakaalustusmasina mõõtesüsteemi tundlikkust on vaja suurendada, saab vibratsioonianduritelt mõõteseadme sisendisse tulevaid signaale võimendada. Kasutada saab nii konstantse võimendusega standardvõimendeid kui ka mitmeastmelisi võimendeid, mille võimendust saab programmiliselt muuta sõltuvalt andurilt tulevast tegelikust signaalitasemest. Programmeeritava mitmeastmelise võimendi näiteks on võimendid, mis on paigaldatud LLC "L-Card" pinge mõõtmise muunduritesse nagu E154 või E14-140.

4.3.3. Integratsioon

Nagu eespool märgitud, soovitatakse tasakaalustusmasinate mõõtesüsteemides kasutada vibratsiooniandurite signaalide riistvaralist integreerimist ja/või kahekordset integreerimist. Seega saab algse kiirendusmõõturi signaali, mis on proportsionaalne vibrokiirusega, muuta signaaliks, mis on proportsionaalne vibrokiirusega (integreerimine) või vibronihke (kahekordne integreerimine). Samamoodi saab vibrokiiruse anduri signaali pärast integreerimist muuta vibronihke signaaliks, mis on proportsionaalne vibronihke suhtes.

4.3.4. Analoogsignaali kitsaribaline filtreerimine jälgimisfiltri abil

Tasakaalustusmasinate mõõtesüsteemides tekkivate häirete vähendamiseks ja vibratsioonisignaali töötlemise kvaliteedi parandamiseks saab kasutada kitsaribalisi jälgimisfiltreid. Nende filtrite kesksagedus häälestatakse automaatselt tasakaalustatud rootori pöörlemissagedusele, kasutades rootori pöörlemisanduri signaali. Selliste filtrite loomiseks saab kasutada kaasaegseid integraallülitusi, näiteks "MAXIM" MAX263, MAX264, MAX267, MAX268.

4.3.5. Signaalide analoog-digitaalmuundamine

Analoog-digitaalmuundamine on oluline protseduur, mis tagab võimaluse parandada vibratsioonisignaali töötlemise kvaliteeti amplituudi ja faasi mõõtmisel. Seda protseduuri rakendatakse kõigis kaasaegsetes tasakaalustusmasinate mõõtesüsteemides. Selliste analoog-digitaalsete muundurite efektiivse rakendamise näiteks on OÜ "L-Card" pinge mõõtmise muundurid tüüpi E154 või E14-140, mida kasutatakse mitmetes OÜ "Kinematics" (Vibromera) toodetud tasakaalustusmasinate mõõtesüsteemides. Lisaks on OÜ-l "Kinematics" (Vibromera) kogemusi odavamate mikroprotsessorisüsteemidega, mis põhinevad "Arduino" kontrolleritel, "Microchip" PIC18F4620 mikrokontrolleril ja sarnastel seadmetel.

4.1.2.2. Piesoelektrilistel kiirendusmõõturitel põhinevad vibratsioonikiiruse andurid

Seda tüüpi andur erineb tavalisest piesoelektrilisest kiirendusmõõturist selle poolest, et selle korpuses on sisseehitatud laenguvõimendi ja integraator, mis võimaldab sellel väljastada vibratsioonikiirusega proportsionaalset signaali. Näiteks on joonistel 4.6 ja 4.7 näidatud kodumaiste tootjate (ZETLAB ja OÜ "Vibropribor") toodetud piesoelektrilised vibratsioonikiiruse andurid.

Joonis 4.6. ZETLABi (Venemaa) AV02-mudeli andur.

Joonis 4.7. OÜ "Vibropribor" mudel DVST 2 andur"

Selliseid andureid toodavad erinevad tootjad (nii kodumaised kui ka välismaised) ja neid kasutatakse praegu laialdaselt, eriti kaasaskantavates vibratsiooniseadmetes. Nende andurite hind on üsna kõrge ja võib ulatuda 20 000 kuni 30 000 rublani, isegi kodumaiste tootjate puhul.

4.1.3. Nihkeandurid

Tasakaalustusmasinate mõõtesüsteemides saab kasutada ka kontaktivabu nihkeandureid – mahtuvuslikke või induktiivseid. Need andurid võivad töötada staatilises režiimis, võimaldades registreerida vibratsiooniprotsesse alates 0 Hz. Nende kasutamine võib olla eriti efektiivne madala kiirusega rootorite tasakaalustamisel pöörlemiskiirusega kuni 120 p/min. Nende andurite teisenduskoefitsiendid võivad ulatuda 1000 mV/mm ja kõrgemale, mis tagab nihke mõõtmisel suure täpsuse ja eraldusvõime isegi ilma täiendava võimenduseta. Nende andurite ilmne eelis on nende suhteliselt madal hind, mis mõnede kodumaiste tootjate puhul ei ületa 1000 rubla. Nende andurite kasutamisel tasakaalustusmasinates on oluline arvestada, et anduri tundliku elemendi ja vibreeriva objekti pinna vaheline nominaalne töövahe on piiratud anduri mähise läbimõõduga. Näiteks joonisel 4.8 näidatud anduri, mudeli ISAN E41A firmalt "TEKO", puhul on määratud töövahe tavaliselt 3,8–4 mm, mis võimaldab mõõta vibreeriva objekti nihet vahemikus ±2,5 mm.

Joonis 4.8. TEKO (Venemaa) induktiivne nihkeandur mudel ISAN E41A.

4.1.4. Jõuandurid

Nagu eelnevalt märgitud, kasutatakse Hard Bearing tasakaalustusmasinatele paigaldatud mõõtesüsteemides jõuandureid. Need andurid, eelkõige nende lihtsa valmistamise ja suhteliselt madala hinna tõttu, on tavaliselt piesoelektrilised jõuandurid. Näited sellistest anduritest on esitatud joonistel 4.9 ja 4.10.

Joonis 4.9. Kinematika LLC jõusensor SD 1

Joonis 4.10: Jõuandur auto tasakaalustusmasinatele, müüb "STO Market""

Tugevusandureid, mida toodavad paljud kodu- ja välismaised tootjad, saab kasutada ka Hard Bearing tasakaalustusmasinate tugede suhteliste deformatsioonide mõõtmiseks.

4.4. Tasakaalustusmasina "Balanset 2" mõõtesüsteemi funktsionaalne skeem"

Mõõtesüsteem "Balanset 2" esindab kaasaegset lähenemist mõõtmis- ja arvutusfunktsioonide integreerimisele tasakaalustusmasinates. See süsteem võimaldab korrektiivsete kaalude automaatset arvutamist mõjuteguri meetodi abil ja seda saab kohandada erinevate masinakonfiguratsioonide jaoks.

Funktsionaalne skeem hõlmab signaali töötlemist, analoog-digitaalmuundamist, digitaalsignaali töötlemist ja automaatseid arvutusalgoritme. Süsteem suudab suure täpsusega hakkama saada nii kahe- kui ka mitmetasandiliste tasakaalustamisstsenaariumidega.

4.5. Rootori tasakaalustamisel kasutatavate paranduskaalude parameetrite arvutamine

Korrigeerivate raskuste arvutamine põhineb mõjuteguri meetodil, mis määrab, kuidas rootor reageerib katseraskustele erinevates tasapindades. See meetod on kõigi tänapäevaste tasakaalustussüsteemide alus ja annab täpseid tulemusi nii jäikade kui ka painduvate rootorite puhul.

4.5.1. Kahe toega rootorite tasakaalustamise ülesanne ja selle lahendamise meetodid

Kahe toega rootorite (kõige levinum konfiguratsioon) puhul hõlmab tasakaalustamisülesanne kahe korrektiivse kaalu määramist - üks iga korrektsioonitasandi jaoks. Mõjuteguri meetod kasutab järgmist lähenemisviisi:

1. Esialgne mõõtmine (0. katse): Mõõtke vibratsiooni ilma katseraskusteta
2. Esimene proovisõit (1. katse): Lisa teadaolev katsekaal 1. tasandile ja mõõda vastust.
3. Teine proovisõit (2. jooks): Liiguta katseraskus 2. tasandile ja mõõda vastust.
4. Arvutus: Tarkvara arvutab mõõdetud vastuste põhjal püsivad korrektsioonikaalud

Matemaatiline alus hõlmab lineaarvõrrandite süsteemi lahendamist, mis seob katseraskuste mõjud samaaegselt vajalike korrektsioonidega mõlemas tasapinnas.

Joonised 3.26 ja 3.27 näitavad näiteid treipingi kasutamise kohta, mille alusel valmistati spetsiaalne kõva laagri masin spiraalide tasakaalustamiseks ja universaalne pehme laagri tasakaalustusmasin silindriliste rootorite jaoks. Sellised lahendused võimaldavad kodutöönduslike tootjate jaoks luua minimaalse aja- ja rahakuluga tasakaalustusmasinale jäiga tugisüsteemi, millele saab paigaldada eri tüüpi tugiplaate (nii Hard Bearing kui ka Soft Bearing). Tootja peamine ülesanne on sel juhul tagada (ja vajadusel taastada) masina juhikute geomeetriline täpsus, millele tugitoed toetuvad. DIY-tootmise tingimustes kasutatakse tavaliselt peenkraapimist, et taastada juhikute nõutav geomeetriline täpsus.

Joonis 3.28 näitab kahest kanalist kokkupandud voodi versiooni. Selle voodi valmistamisel kasutatakse lahutatavaid poltühendusi, mis võimaldavad voodi deformeerumist vähendada või täielikult välistada kokkupaneku ajal ilma täiendavate tehnoloogiliste toiminguteta. Et tagada nimetatud voodi juhikute nõuetekohane geomeetriline täpsus, võib olla vajalik kasutatud kanalite ülemiste äärikute mehaaniline töötlemine (lihvimine, peenfreesimine).

Joonised 3.29 ja 3.30 esitatakse keevitatud voodite variatsioonid, mis on samuti valmistatud kahest kanalist. Selliste voodite valmistamise tehnoloogia võib nõuda mitmeid lisatoiminguid, näiteks kuumtöötlemist, et leevendada keevitamise käigus tekkivaid sisepingeid. Nagu kokkupandavate voodite puhul, tuleks ka keevitatud voodite juhtide nõuetekohase geomeetrilise täpsuse tagamiseks kavandada kasutatavate kanalite ülemiste äärikute mehaaniline töötlemine (lihvimine, peenfreesimine).

4.5.2. Mitme toega rootorite dünaamilise tasakaalustamise metoodika

Mitme toega rootorid (kolm või neli laagripunkti) vajavad keerukamaid tasakaalustamisprotseduure. Iga tugipunkt aitab kaasa üldisele dünaamilisele käitumisele ja korrektsioon peab arvestama kõigi tasapindade vahelist vastastikmõju.

Metoodika laiendab kahetasandilist lähenemist järgmiselt:

• Vibratsiooni mõõtmine kõigis tugipunktides
• Mitme prooviraskuse asendi kasutamine
• Suuremate lineaarvõrrandisüsteemide lahendamine
• Korrektsioonikaalu jaotuse optimeerimine

Kardaanvõllide ja sarnaste pikkade rootorite puhul saavutatakse selle lähenemisviisiga tavaliselt jääktasakaalustamatuse tasemed, mis vastavad ISO kvaliteediklassile G6.3 või kõrgemale.

4.5.3. Arvutid mitme toega rootorite tasakaalustamiseks

Kolme ja nelja toega rootori konfiguratsioonide jaoks on välja töötatud spetsiaalsed arvutusalgoritmid. Need kalkulaatorid on rakendatud Balanset-4 tarkvaras ja suudavad keerulisi rootori geomeetriaid automaatselt käsitleda.

Kalkulaatorid arvestavad:

• Muutuv tugijäikus
• Korrektsioonitasandite vaheline ristsidestus
• Raskuste paigutuse optimeerimine ligipääsetavuse tagamiseks
• Arvutatud tulemuste kontrollimine

5. Soovitused tasakaalustusmasinate töö ja täpsuse kontrollimiseks

Tasakaalustusmasina täpsus ja töökindlus sõltuvad paljudest teguritest, sealhulgas selle mehaaniliste komponentide geomeetrilisest täpsusest, tugede dünaamilistest omadustest ja mõõtesüsteemi töövõimest. Nende parameetrite regulaarne kontrollimine tagab ühtlase tasakaalustamiskvaliteedi ja aitab tuvastada võimalikke probleeme enne, kui need tootmist mõjutavad.

5.1. Masina geomeetrilise täpsuse kontrollimine

Geomeetrilise täpsuse kontrollimine hõlmab tugede joondamise, juhikute paralleelsuse ja spindlisõlmede kontsentrilisuse kontrollimist. Need kontrollid tuleks teha esmase seadistamise ajal ja perioodiliselt töötamise ajal, et tagada säilinud täpsus.

5.2. Masina dünaamiliste omaduste kontrollimine

Dünaamiliste karakteristikute kontrollimine hõlmab tugede ja raamikomponentide loomulike sageduste mõõtmist, et tagada nende nõuetekohane eraldamine töösagedustest. See hoiab ära resonantsiprobleemid, mis võivad tasakaalustamistäpsust kahjustada.

5.3. Mõõtesüsteemi töövõime kontrollimine

Mõõtesüsteemi kontrollimine hõlmab andurite kalibreerimist, faasijoonduse kontrollimist ja signaalitöötluse täpsuse kontrolli. See tagab vibratsiooni amplituudi ja faasi usaldusväärse mõõtmise kõigil töökiirustel.

5.4. Täpsuskarakteristikute kontrollimine vastavalt standardile ISO 20076-2007

ISO 20076-2007 pakub standardiseeritud protseduure tasakaalustusmasina täpsuse kontrollimiseks kalibreeritud katserootorite abil. Need protseduurid aitavad valideerida masina toimivust rahvusvaheliselt tunnustatud standardite alusel.

Kirjandus

1. Reshetov DN (toimetaja). "Metalllõikepinkide detailid ja mehhanismid." Moskva: Mashinostroenie, 1972.
2. Kellenberger W. "Silindriliste pindade spiraalne lihvimine." Masinad, 1963.
3. ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Veerlaagrid - dünaamilised koormusnäitajad ja eluiga.""
4. ISO 17383-73 "Lameveorihmade rihmarattad.""
5. ISO 1940-1-2007 "Vibratsioon. Jäikade rootorite tasakaalu kvaliteedi nõuded.""
6. ISO 20076-2007 "Tasakaalustusmasinate täpsuse kontrollimise protseduurid.""