1. معرفی

(چرا نیاز به نوشتن این اثر وجود داشت؟)

تجزیه و تحلیل ساختار مصرف دستگاه‌های تعادل تولید شده توسط LLC "Kinematics" (Vibromera) نشان می‌دهد که حدود 30% از آنها برای استفاده به عنوان سیستم‌های اندازه‌گیری و محاسباتی ثابت برای ماشین‌های تعادل و/یا پایه‌ها خریداری می‌شوند. می‌توان دو گروه از مصرف‌کنندگان (مشتریان) تجهیزات ما را شناسایی کرد.

گروه اول شامل شرکت هایی است که در تولید انبوه ماشین های متعادل کننده و فروش آنها به مشتریان خارجی تخصص دارند. این شرکت ها از متخصصان بسیار ماهر با دانش عمیق و تجربه گسترده در طراحی، ساخت و راه اندازی انواع ماشین های بالانس استفاده می کنند. چالش‌هایی که در تعامل با این گروه از مصرف‌کنندگان به وجود می‌آیند اغلب مربوط به تطبیق سیستم‌ها و نرم‌افزار اندازه‌گیری ما با ماشین‌های موجود یا جدید توسعه‌یافته، بدون پرداختن به مسائل مربوط به اجرای ساختاری آن‌ها است.

گروه دوم شامل مصرف کنندگانی است که برای نیازهای خود ماشین آلات (پایه ها) را توسعه و تولید می کنند. این رویکرد بیشتر با تمایل تولیدکنندگان مستقل برای کاهش هزینه های تولید خود توضیح داده می شود که در برخی موارد می تواند دو تا سه برابر یا بیشتر کاهش یابد. این گروه از مصرف‌کنندگان اغلب فاقد تجربه مناسب در ایجاد ماشین‌ها هستند و معمولاً به استفاده از عقل سلیم، اطلاعات اینترنت و هرگونه آنالوگ موجود در کار خود متکی هستند.

تعامل با آنها سوالات زیادی را ایجاد می کند که علاوه بر اطلاعات اضافی در مورد سیستم های اندازه گیری ماشین های متعادل کننده، طیف گسترده ای از مسائل مربوط به اجرای سازه ماشین ها، روش های نصب آنها بر روی پایه، انتخاب درایوها و ... را در بر می گیرد. دستیابی به دقت متعادل سازی مناسب و غیره

با توجه به علاقه قابل توجه گروه بزرگی از مصرف‌کنندگان ما به مسائل مربوط به ماشین‌های متعادل‌کننده تولید مستقل، متخصصان شرکت LLC "Kinematics" (Vibromera) مجموعه‌ای شامل نظرات و توصیه‌ها در مورد سوالات متداول تهیه کرده‌اند.

2. انواع ماشین های متعادل کننده (پایه ها) و ویژگی های طراحی آنها

دستگاه بالانس، دستگاهی تکنولوژیکی است که برای از بین بردن عدم تعادل استاتیک یا دینامیک روتورها برای اهداف مختلف طراحی شده است. این دستگاه شامل مکانیزمی است که روتور بالانس شده را تا فرکانس چرخش مشخص شتاب می‌دهد و یک سیستم اندازه‌گیری و محاسباتی تخصصی دارد که جرم‌ها و محل قرارگیری وزنه‌های اصلاحی مورد نیاز برای جبران عدم تعادل روتور را تعیین می‌کند.

ساختار بخش مکانیکی دستگاه معمولاً از یک قاب تخت تشکیل شده است که پایه‌های نگهدارنده (یاتاقان‌ها) روی آن نصب شده‌اند. این پایه‌ها برای نصب محصول متعادل (روتور) استفاده می‌شوند و شامل یک محرک برای چرخاندن روتور هستند. در طول فرآیند متعادل‌سازی، که در حین چرخش محصول انجام می‌شود، حسگرهای سیستم اندازه‌گیری (که نوع آنها به طراحی دستگاه بستگی دارد) یا ارتعاشات در یاتاقان‌ها یا نیروها در یاتاقان‌ها را ثبت می‌کنند.

داده های به دست آمده در این روش امکان تعیین جرم و محل نصب وزنه های اصلاحی لازم برای جبران عدم تعادل را فراهم می کند.

در حال حاضر، دو نوع طراحی ماشین متعادل کننده (استند) رایج ترین هستند:

• ماشین های بلبرینگ نرم (با ساپورت های انعطاف پذیر)؛
• ماشین های بلبرینگ سخت (با تکیه گاه های سفت و سخت).

2.1. ماشین آلات و پایه های بلبرینگ نرم

ویژگی اساسی دستگاه های متعادل کننده Soft Bearing (پایه ها) این است که دارای تکیه گاه های نسبتاً انعطاف پذیر هستند که بر پایه فنر تعلیق، کالسکه فنری، تکیه گاه فنری تخت یا استوانه ای و غیره ساخته می شوند. فرکانس طبیعی این تکیه گاه ها حداقل 2 است. -3 برابر کمتر از فرکانس چرخش روتور متعادل نصب شده روی آنها. یک مثال کلاسیک از اجرای سازه‌های انعطاف‌پذیر Soft Bearing را می‌توان در ساپورت ماشین مدل DB-50 مشاهده کرد که عکس آن در شکل 2.1 نشان داده شده است.

شکل 2.1. پشتیبانی از دستگاه بالانس مدل DB-50.

همانطور که در شکل 2.1 نشان داده شده است، قاب متحرک (لغزنده) 2 با استفاده از تعلیق روی فنرهای نواری 3 به پایه های ثابت 1 تکیه گاه متصل شده است. تحت تأثیر نیروی گریز از مرکز ناشی از عدم تعادل روتور نصب شده روی تکیه گاه، کالسکه (لغزنده) 2 می تواند نوسانات افقی را نسبت به پست ثابت 1 انجام دهد که با استفاده از سنسور ارتعاش اندازه گیری می شود.

اجرای ساختاری این پشتیبانی، دستیابی به فرکانس طبیعی پایین نوسانات حامل را تضمین می کند که می تواند حدود 1-2 هرتز باشد. این اجازه می دهد تا روتور را در محدوده وسیعی از فرکانس های چرخشی آن متعادل کند، از 200 RPM شروع می شود. این ویژگی در کنار سادگی نسبی ساخت چنین تکیه گاه ها، این طراحی را برای بسیاری از مصرف کنندگان ما که ماشین های متعادل کننده را برای نیازهای خود با اهداف مختلف تولید می کنند، جذاب می کند.

شکل ۲.۲. تکیه‌گاه نرم یاتاقان دستگاه بالانس، ساخت شرکت "Polymer LTD"، ماخاچکالا

شکل ۲.۲ عکسی از یک دستگاه متعادل‌کننده یاتاقان نرم با تکیه‌گاه‌های ساخته شده از فنرهای تعلیق را نشان می‌دهد که برای نیازهای داخلی در شرکت "Polymer LTD" در ماخاچکالا تولید شده است. این دستگاه برای متعادل کردن غلتک‌های مورد استفاده در تولید مواد پلیمری طراحی شده است.

شکل 2.3 دارای عکسی از یک ماشین متعادل کننده با یک نوار تعلیق مشابه برای کالسکه است که برای متعادل کردن ابزارهای تخصصی در نظر گرفته شده است.

شکل های 2.4.a و 2.4.b عکس‌هایی از یک دستگاه Soft Bearing خانگی برای متعادل کردن شفت‌های محرک را نشان می‌دهد که تکیه‌گاه‌های آن نیز با استفاده از فنرهای تعلیق نواری ساخته می‌شوند.

شکل 2.5 عکسی از یک دستگاه یاتاقان نرم که برای بالانس توربوشارژرها طراحی شده است، ارائه می‌دهد که تکیه‌گاه‌های واگن‌های آن نیز روی فنرهای نواری معلق هستند. این دستگاه که برای استفاده شخصی A. Shahgunyan (سن پترزبورگ) ساخته شده است، مجهز به سیستم اندازه‌گیری "Balanset 1" است.

طبق گفته سازنده (نگاه کنید به شکل 2.6)، این دستگاه قابلیت تعادل توربین هایی با عدم تعادل باقیمانده بیش از 0.2 گرم * میلی متر را فراهم می کند.

شکل 2.3. دستگاه یاتاقان نرم برای ابزارهای متعادل کننده با تعلیق پشتیبانی روی فنرهای نواری

شکل 2.4.a. دستگاه یاتاقان نرم برای متعادل کردن محورهای محرک (مجموعه ماشینی)

شکل 2.4.b. دستگاه یاتاقان نرم برای متعادل کردن شفت های محرک با تکیه گاه های کالسکه معلق روی فنرهای نواری. (پشتیبانی اسپیندل پیشرو با تعلیق نوار فنری)

شکل 2.5. دستگاه یاتاقان نرم برای متعادل کردن توربوشارژرها با تکیه گاه روی فنرهای نواری، ساخت A. Shahgunyan (سن پترزبورگ)

شکل ۲.۶. کپی صفحه نمایش سیستم اندازه‌گیری 'Balanset 1' که نتایج بالانس روتور توربین روی دستگاه A. Shahgunyan را نشان می‌دهد

علاوه بر نسخه کلاسیک دستگاه های متعادل کننده Soft Bearing که در بالا مورد بحث قرار گرفت، سایر راه حل های ساختاری نیز گسترده شده اند.

شکل 2.7 و 2.8 عکس‌هایی از ماشین‌های متعادل‌کننده برای شفت‌های محرک که تکیه‌گاه‌های آنها بر اساس فنرهای تخت (صفحه‌ای) ساخته شده است، ارائه می‌دهد. این ماشین‌ها به ترتیب برای نیازهای اختصاصی شرکت خصوصی "Dergacheva" و LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M") ساخته شده‌اند.

دستگاه‌های بالانس یاتاقان نرم با چنین تکیه‌گاه‌هایی، به دلیل سادگی نسبی و قابلیت ساخت، اغلب توسط تولیدکنندگان آماتور بازتولید می‌شوند. این نمونه‌های اولیه عموماً یا دستگاه‌های سری VBRF از "K. Schenck" یا دستگاه‌های مشابه تولید داخلی هستند.

ماشین‌های نشان‌داده‌شده در شکل‌های 2.7 و 2.8 برای متعادل کردن محورهای محرک دو تکیه‌گاه، سه تکیه‌گاه و چهار تکیه‌گاه طراحی شده‌اند. آنها ساختار مشابهی دارند، از جمله:

• یک قاب بستر جوش داده شده 1، بر اساس دو تیر I که توسط دنده های متقاطع به هم متصل شده اند.
• یک تکیه گاه دوک ثابت (جلو) 2;
• یک تکیه گاه دوک متحرک (عقب) 3;
• یک یا دو تکیه گاه متحرک (واسطه) 4. پشتیبانی از 2 و 3 واحد دوک خانه 5 و 6 که برای نصب شفت محرک متعادل 7 روی دستگاه در نظر گرفته شده است.

شکل ۲.۷. دستگاه یاتاقان نرم برای بالانس کردن شفت‌های محرک ساخت شرکت خصوصی "Dergacheva" با تکیه‌گاه‌هایی روی فنرهای تخت (صفحه‌ای)

شکل 2.8. دستگاه یاتاقان نرم برای متعادل کردن شفت‌های محرک از شرکت LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M") با تکیه‌گاه‌هایی روی فنرهای تخت

بر روی تمامی تکیه گاه ها سنسور ارتعاش 8 تعبیه شده است که برای اندازه گیری نوسانات عرضی تکیه گاه ها استفاده می شود. دوک پیشرو 5، که بر روی تکیه گاه 2 نصب شده است، توسط یک موتور الکتریکی از طریق یک درایو تسمه می چرخد.

شکل های 2.9.a و 2.9.b عکس هایی از تکیه گاه ماشین متعادل کننده که بر اساس فنرهای تخت است را نشان دهید.

شکل 2.9. پشتیبانی دستگاه متعادل کننده بلبرینگ نرم با فنرهای تخت

• الف) نمای جانبی؛
• ب) نمای جلو

با توجه به اینکه سازندگان آماتور به طور مکرر از چنین پشتیبانی هایی در طراحی های خود استفاده می کنند، بررسی ویژگی های ساخت آنها با جزئیات بیشتر مفید است. همانطور که در شکل 2.9.a نشان داده شده است، این پشتیبانی از سه جزء اصلی تشکیل شده است:

• صفحه پشتیبانی پایین 1: برای پشتیبانی از دوک جلویی، صفحه به طور سفت و سخت به راهنماها متصل شده است. برای تکیه گاه های میانی یا تکیه گاه های دوک عقب، صفحه پایینی به عنوان کالسکه ای طراحی شده است که می تواند در امتداد راهنماهای قاب حرکت کند.
• صفحه پشتیبانی بالایی 2، که واحدهای پشتیبانی روی آن نصب شده اند (تکیه کننده های غلتکی 4، دوک ها، یاتاقان های میانی و غیره).
• دو چشمه مسطح 3، اتصال صفحات بلبرینگ پایین و بالایی.

برای جلوگیری از خطر افزایش ارتعاش تکیه گاه ها در حین کار، که می تواند در طول شتاب یا کاهش سرعت روتور متعادل رخ دهد، تکیه گاه ها ممکن است دارای مکانیزم قفل شوند (شکل 2.9.b را ببینید). این مکانیسم از یک براکت سفت و سخت 5 تشکیل شده است که می تواند توسط یک قفل غیرعادی 6 متصل به یکی از فنرهای صاف تکیه گاه درگیر شود. هنگامی که قفل 6 و براکت 5 درگیر هستند، تکیه گاه قفل می شود و خطر افزایش لرزش در هنگام شتاب و کاهش سرعت را از بین می برد.

هنگام طراحی تکیه گاه های ساخته شده با فنرهای مسطح (صفحه ای)، سازنده ماشین باید فرکانس نوسانات طبیعی آنها را ارزیابی کند که به سفتی فنرها و جرم روتور متعادل بستگی دارد. دانستن این پارامتر به طراح اجازه می دهد تا محدوده فرکانس های چرخشی عملیاتی روتور را آگاهانه انتخاب کند و از خطر نوسانات رزونانسی تکیه گاه ها در حین تعادل جلوگیری کند.

توصیه هایی برای محاسبه و تعیین تجربی فرکانس های طبیعی نوسانات تکیه گاه ها و همچنین سایر اجزای ماشین های متعادل کننده در بخش 3 مورد بحث قرار گرفته است.

همانطور که قبلا ذکر شد، سادگی و قابلیت ساخت طراحی پشتیبانی با استفاده از فنرهای تخت (صفحه ای) توسعه دهندگان آماتور ماشین های متعادل کننده را برای اهداف مختلف، از جمله ماشین های متعادل کننده میل لنگ، روتورهای توربوشارژر خودرو و غیره جذب می کند.

به عنوان مثال، شکل‌های 2.10.a و 2.10.b نمای کلی از دستگاهی را نشان می‌دهند که برای بالانس روتورهای توربوشارژر طراحی شده است. این دستگاه در شرکت LLC "SuraTurbo" در پنزا تولید و برای نیازهای داخلی استفاده می‌شود.

2.10.a. ماشین متعادل کننده روتورهای توربوشارژر (نمای جانبی)

2.10.b. ماشین برای متعادل کردن روتورهای توربوشارژر (نمایش از سمت پشتیبانی جلو)

علاوه بر ماشین های متعادل کننده Soft Bearing که قبلاً مورد بحث قرار گرفت، گاهی اوقات پایه های نسبتاً ساده Soft Bearing ایجاد می شود. این پایه ها امکان تعادل مکانیزم های چرخشی با کیفیت بالا را برای اهداف مختلف با حداقل هزینه فراهم می کند.

در ادامه چندین نمونه از این پایه‌ها بررسی می‌شوند که بر اساس یک صفحه تخت (یا قاب) که روی فنرهای فشاری استوانه‌ای قرار گرفته است، ساخته شده‌اند. این فنرها معمولاً به گونه‌ای انتخاب می‌شوند که فرکانس طبیعی نوسانات صفحه با مکانیزم متعادل نصب شده روی آن، ۲ تا ۳ برابر کمتر از فرکانس چرخش روتور این مکانیزم در حین متعادل‌سازی باشد.

شکل 2.11 shows a photograph of a stand for balancing abrasive wheels, manufactured for the in-house production by P. Asharin.

Figure 2.11. Stand for Balancing Abrasive Wheels

The stand consists of the following main components:

• Plate 1, mounted on four cylindrical springs 2;
• Electric motor 3, whose rotor also serves as the spindle, on which a mandrel 4 is mounted, used for installing and securing the abrasive wheel on the spindle.

یکی از ویژگی‌های کلیدی این پایه، تعبیه یک حسگر پالس ۵ برای زاویه چرخش روتور موتور الکتریکی است که به عنوان بخشی از سیستم اندازه‌گیری پایه ("Balanset 2C") برای تعیین موقعیت زاویه‌ای جهت برداشتن جرم اصلاحی از چرخ ساینده استفاده می‌شود.

Figure 2.12 عکسی از یک پایه که برای بالانس پمپ‌های خلاء استفاده می‌شود را نشان می‌دهد. این پایه به سفارش شرکت سهامی "Measurement Plant" ساخته شده است.

شکل 2.12. پایه پمپ‌های خلاء متعادل‌کننده شرکت سهامی "Measurement Plant""

The basis of this stand also uses Plate 1, mounted on cylindrical springs 2. On Plate 1, a vacuum pump 3 is installed, which has its own electric drive capable of varying speeds widely from 0 to 60,000 RPM. Vibration sensors 4 are mounted on the pump casing, which are used to measure vibrations in two different sections at different heights.

برای هماهنگ‌سازی فرآیند اندازه‌گیری ارتعاش با زاویه چرخش روتور پمپ، از یک حسگر زاویه فاز لیزری ۵ روی پایه استفاده می‌شود. با وجود ساختار خارجی به ظاهر ساده چنین پایه‌هایی، این امکان را فراهم می‌کند که تعادل بسیار با کیفیتی از پروانه پمپ حاصل شود.

برای مثال، در فرکانس‌های چرخشی زیر بحرانی، عدم تعادل باقیمانده روتور پمپ، الزامات تعیین شده برای کلاس کیفیت تعادل G0.16 طبق استاندارد ISO 1940-1-2007 "لرزش. الزامات کیفیت تعادل روتورهای صلب. قسمت 1. تعیین عدم تعادل مجاز" را برآورده می‌کند."

The residual vibration of the pump casing achieved during balancing at rotational speeds up to 8,000 RPM does not exceed 0.01 mm/sec.

Balancing stands manufactured according to the scheme described above are also effective in balancing other mechanisms, such as fans. Examples of stands designed for balancing fans are shown in Figures 2.13 and 2.14.

Figure 2.13. Stand for Balancing Fan Impellers

کیفیت بالانس فن حاصل شده روی چنین پایه‌هایی بسیار بالاست. به گفته متخصصان شرکت "Atlant-project" LLC، روی پایه‌ای که توسط آنها بر اساس توصیه‌های شرکت "Kinematics" LLC طراحی شده است (شکل 2.14 را ببینید)، سطح ارتعاش باقیمانده حاصل از بالانس فن‌ها 0.8 میلی‌متر بر ثانیه بود. این میزان بیش از سه برابر بهتر از تلرانس تعیین شده برای فن‌های رده BV5 طبق استاندارد ISO 31350-2007 "ارتعاش. فن‌های صنعتی. الزامات مربوط به ارتعاش تولید شده و کیفیت بالانس" است."

شکل 2.14. پایه پروانه‌های فن متعادل‌کننده تجهیزات ضد انفجار، شرکت "Atlant-project" LLC، پودولسک

داده‌های مشابهی که در شرکت سهامی "کارخانه فن لیسانت" به دست آمده است نشان می‌دهد که چنین پایه‌هایی که در تولید سریالی فن‌های کانالی استفاده می‌شوند، به طور مداوم لرزش باقیمانده‌ای را که از 0.1 میلی‌متر بر ثانیه تجاوز نمی‌کند، تضمین می‌کنند.

2.2. ماشین های بلبرینگ سخت

Hard Bearing balancing machines differ from the previously discussed Soft Bearing machines in the design of their supports. Their supports are made in the form of rigid plates with intricate slots (cut-outs). The natural frequencies of these supports significantly (at least 2-3 times) exceed the maximum rotational frequency of the rotor balanced on the machine.

Hard Bearing machines are more versatile than Soft Bearing ones, as they typically allow for high-quality balancing of rotors over a wider range of their mass and dimensional characteristics. An important advantage of these machines is also that they enable high-precision balancing of rotors at relatively low rotational speeds, which can be within the range of 200-500 RPM and lower.

Figure 2.15 عکسی از یک دستگاه متعادل‌کننده یاتاقان سخت معمولی تولید شده توسط "K. Schenk" را نشان می‌دهد. از این شکل، مشخص است که بخش‌های جداگانه تکیه‌گاه، که توسط شیارهای پیچیده تشکیل شده‌اند، سختی متفاوتی دارند. تحت تأثیر نیروهای عدم تعادل روتور، این می‌تواند منجر به تغییر شکل (جابجایی) برخی از قسمت‌های تکیه‌گاه نسبت به سایر قسمت‌ها شود. (در شکل 2.15، قسمت سفت‌تر تکیه‌گاه با خط چین قرمز برجسته شده است و قسمت نسبتاً سازگار آن به رنگ آبی است).

To measure the said relative deformations, Hard Bearing machines can use either force sensors or highly sensitive vibration sensors of various types, including non-contact vibration displacement sensors.

شکل ۲.۱۵. دستگاه متعادل‌کننده یاتاقان‌های سخت ساخت "K. Schenk""

همانطور که از تجزیه و تحلیل درخواست‌های دریافتی از مشتریان برای دستگاه‌های سری "Balanset" مشخص شده است، علاقه به تولید ماشین‌های یاتاقان سخت برای استفاده داخلی به طور مداوم در حال افزایش بوده است. این امر با انتشار گسترده اطلاعات تبلیغاتی در مورد ویژگی‌های طراحی ماشین‌های بالانس داخلی که توسط تولیدکنندگان آماتور به عنوان آنالوگ (یا نمونه اولیه) برای پیشرفت‌های خود استفاده می‌شوند، تسهیل می‌شود.

بیایید برخی از انواع ماشین‌های یاتاقان سخت تولید شده برای نیازهای داخلی تعدادی از مصرف‌کنندگان ابزارهای سری "Balanset" را بررسی کنیم.

Figures 2.16.a – 2.16.d عکس‌هایی از یک دستگاه یاتاقان سخت که برای متعادل کردن شفت‌های محرک طراحی شده و توسط N. Obyedkov (شهر Magnitogorsk) تولید شده است را نشان دهید. همانطور که در شکل 2.16.a دیده می‌شود، این دستگاه از یک قاب صلب 1 تشکیل شده است که تکیه‌گاه‌های 2 (دو اسپیندل و دو واسطه) روی آن نصب شده‌اند. اسپیندل اصلی 3 دستگاه توسط یک موتور الکتریکی ناهمزمان 4 از طریق یک درایو تسمه‌ای می‌چرخد. یک کنترل‌کننده فرکانس 6 برای کنترل سرعت چرخش موتور الکتریکی 4 استفاده می‌شود. این دستگاه مجهز به سیستم اندازه‌گیری و محاسباتی "Balanset 4" 5 است که شامل یک واحد اندازه‌گیری، یک کامپیوتر، چهار سنسور نیرو و یک سنسور زاویه فاز (سنسورهایی که در شکل 2.16.a نشان داده نشده‌اند) است.

Figure 2.16.a. Hard Bearing Machine for Balancing Drive Shafts, Manufactured by N. Obyedkov (Magnitogorsk)

Figure 2.16.b shows a photograph of the front support of the machine with the leading spindle 3, which is driven, as previously noted, by a belt drive from an asynchronous electric motor 4. This support is rigidly mounted on the frame.

Figure 2.16.b. Front (Leading) Spindle Support.

Figure 2.16.c features a photograph of one of the two movable intermediate supports of the machine. This support rests on slides 7, allowing for its longitudinal movement along the frame guides. This support includes a special device 8, designed for installing and adjusting the height of the intermediate bearing of the balanced drive shaft.

Figure 2.16.c. Intermediate Movable Support of the Machine

Figure 2.16.d عکسی از تکیه‌گاه اسپیندل عقب (محرک) را نشان می‌دهد که مانند تکیه‌گاه‌های میانی، امکان حرکت در امتداد ریل‌های قاب دستگاه را فراهم می‌کند.

Figure 2.16.d. Rear (Driven) Spindle Support.

All the supports discussed above are vertical plates mounted on flat bases. The plates feature T-shaped slots (see Fig. 2.16.d), which divide the support into an inner part 9 (more rigid) and an outer part 10 (less rigid). The differing stiffness of the inner and outer parts of the support may result in relative deformation of these parts under the forces of unbalance from the balanced rotor.

Force sensors are typically used to measure the relative deformation of the supports in homemade machines. An example of how a force sensor is installed on a Hard Bearing balancing machine support is shown in Figure 2.16.e. As seen in this figure, the force sensor 11 is pressed against the side surface of the inner part of the support by a bolt 12, which passes through a threaded hole in the outer part of the support.

To ensure even pressure of bolt 12 across the entire plane of the force sensor 11, a flat washer 13 is placed between it and the sensor.

Figure 2.16.d. Example of Force Sensor Installation on a Support.

در حین کار دستگاه، نیروهای عدم تعادل ناشی از روتور متعادل از طریق واحدهای نگهدارنده (اسپیندل یا یاتاقان‌های میانی) بر قسمت بیرونی نگهدارنده عمل می‌کنند که شروع به حرکت چرخه‌ای (تغییر شکل) نسبت به قسمت داخلی خود با فرکانس چرخش روتور می‌کند. این امر منجر به اعمال نیروی متغیری بر روی حسگر ۱۱ می‌شود که متناسب با نیروی عدم تعادل است. تحت تأثیر آن، یک سیگنال الکتریکی متناسب با بزرگی عدم تعادل روتور در خروجی حسگر نیرو تولید می‌شود.

سیگنال‌های دریافتی از حسگرهای نیرو که روی تمام تکیه‌گاه‌ها نصب شده‌اند، به سیستم اندازه‌گیری و محاسباتی دستگاه وارد می‌شوند و در آنجا برای تعیین پارامترهای وزنه‌های اصلاحی مورد استفاده قرار می‌گیرند.

Figure 2.17.a. عکسی از یک دستگاه بسیار تخصصی یاتاقان سخت که برای بالانس کردن شفت‌های "پیچی" استفاده می‌شود، در این تصویر نشان داده شده است. این دستگاه برای استفاده داخلی در شرکت LLC "Ufatverdosplav" ساخته شده است.

همانطور که در شکل مشاهده می شود، مکانیسم چرخش دستگاه دارای ساختار ساده شده ای است که از اجزای اصلی زیر تشکیل شده است:

• قاب جوشی 1، به عنوان تخت.
• دو تکیه گاه ثابت 2، به طور محکم روی قاب ثابت شده است.
• Electric motor 3، که شفت متعادل (پیچ) 5 را از طریق درایو تسمه 4 به حرکت در می آورد.

شکل 2.17.a. دستگاه یاتاقان سخت برای شفت‌های پیچی متعادل‌کننده، تولید شده توسط LLC "Ufatverdosplav""

تکیه گاه های 2 دستگاه، صفحات فولادی عمودی با شکاف های T شکل نصب شده است. در بالای هر تکیه گاه، غلتک های پشتیبانی وجود دارد که با استفاده از یاتاقان های نورد ساخته شده اند که شفت متعادل 5 روی آن می چرخد.

برای اندازه‌گیری تغییر شکل تکیه‌گاه‌ها، که تحت تأثیر عدم تعادل روتور رخ می‌دهد، از حسگرهای نیرو ۶ استفاده می‌شود (شکل ۲.۱۷.ب را ببینید)، که در شیارهای تکیه‌گاه‌ها نصب شده‌اند. این حسگرها به دستگاه "Balanset 1" متصل هستند که در این دستگاه به عنوان یک سیستم اندازه‌گیری و محاسباتی استفاده می‌شود.

علیرغم سادگی نسبی مکانیزم چرخش دستگاه، این دستگاه امکان بالانس کردن پیچ‌ها را با کیفیتی نسبتاً بالا فراهم می‌کند، که همانطور که در شکل 2.17.a دیده می‌شود، دارای سطح مارپیچی پیچیده‌ای هستند.

طبق گفته LLC "Ufatverdosplav"، عدم تعادل اولیه پیچ در طول فرآیند متعادل سازی تقریباً 50 برابر در این دستگاه کاهش یافته است.

شکل 2.17.b. پشتیبانی ماشین بلبرینگ سخت برای متعادل کردن شفت های پیچ با سنسور نیرو

عدم تعادل باقیمانده به دست آمده در صفحه اول پیچ 3552 گرم در میلی‌متر (19.2 گرم در شعاع 185 میلی‌متر) و در صفحه دوم 2220 گرم در میلی‌متر (12.0 گرم در شعاع 185 میلی‌متر) بود. برای روتوری با وزن 500 کیلوگرم و فرکانس چرخشی 3500 دور در دقیقه، این عدم تعادل مطابق با کلاس G6.3 طبق استاندارد ISO 1940-1-2007 است که الزامات مندرج در مستندات فنی آن را برآورده می‌کند.

یک طرح اولیه (شکل 2.18 را ببینید) که شامل استفاده از یک پایه برای نصب همزمان تکیه‌گاه‌ها برای دو دستگاه متعادل‌کننده یاتاقان سخت با اندازه‌های مختلف است، توسط SV Morozov پیشنهاد شد. مزایای بارز این راه‌حل فنی که امکان به حداقل رساندن هزینه‌های تولید سازنده را فراهم می‌کند، عبارتند از:

• صرفه جویی در فضای تولید؛
• استفاده از یک موتور الکتریکی با درایو فرکانس متغیر برای کارکردن دو ماشین مختلف.
• استفاده از یک سیستم اندازه گیری برای کار با دو ماشین مختلف.

شکل ۲.۱۸. دستگاه متعادل‌کننده یاتاقان سخت ("تاندم")، ساخت شرکت SV Morozov

3. الزامات ساخت واحدهای اساسی و سازوکارهای ماشین های متعادل کننده

3.1. بلبرینگ

3.1.1. Theoretical Foundations of Bearing Design

در بخش قبلی، جزئیات اجرای طراحی اصلی تکیه‌گاه‌های یاتاقان نرم و یاتاقان سخت برای ماشین‌های متعادل‌کننده مورد بحث قرار گرفت. پارامتر مهمی که طراحان هنگام طراحی و ساخت این تکیه‌گاه‌ها باید در نظر بگیرند، فرکانس‌های طبیعی نوسان آنهاست. این مهم است زیرا اندازه‌گیری نه تنها دامنه ارتعاش (تغییر شکل چرخه‌ای) تکیه‌گاه‌ها، بلکه فاز ارتعاش نیز برای محاسبه پارامترهای وزنه‌های اصلاحی توسط سیستم‌های اندازه‌گیری و محاسباتی دستگاه مورد نیاز است.

اگر فرکانس طبیعی یک تکیه‌گاه با فرکانس چرخش روتور متعادل (رزونانس تکیه‌گاه) منطبق باشد، اندازه‌گیری دقیق دامنه و فاز ارتعاش عملاً غیرممکن است. این موضوع به وضوح در نمودارهایی که تغییرات دامنه و فاز نوسانات تکیه‌گاه را به عنوان تابعی از فرکانس چرخش روتور متعادل نشان می‌دهند، نشان داده شده است (شکل 3.1 را ببینید).

From these graphs, it follows that as the rotational frequency of the balanced rotor approaches the natural frequency of the support oscillations (i.e., when the ratio fp/fo is close to 1), there is a significant increase in amplitude associated with the resonance oscillations of the support (see Fig. 3.1.a). Simultaneously, graph 3.1.b shows that in the resonance zone, there is a sharp change in the phase angle ∆F°, which can reach up to 180°.

In other words, when balancing any mechanism in the resonance zone, even small changes in its rotation frequency can lead to significant instability in the measurement results of amplitude and phase of its vibration, leading to errors in calculating the parameters of corrective weights and negatively affecting the quality of balancing.

نمودارهای بالا توصیه‌های قبلی را تأیید می‌کنند که برای ماشین‌های با یاتاقان سخت، حد بالای فرکانس‌های عملیاتی روتور باید (حداقل) ۲-۳ برابر کمتر از فرکانس طبیعی تکیه‌گاه باشد. برای ماشین‌های با یاتاقان نرم، حد پایین فرکانس‌های عملیاتی مجاز روتور متعادل باید (حداقل) ۲-۳ برابر بیشتر از فرکانس طبیعی تکیه‌گاه باشد.

Figure 3.1. Graphs showing changes in relative amplitude and phase of vibrations of the balancing machine support as a function of rotational frequency changes.

• Ад – Amplitude of dynamic vibrations of the support;
• e = m*r / M - عدم تعادل خاص روتور متعادل؛;
• m – Unbalanced mass of the rotor;
• M – Mass of the rotor;
• r – Radius at which the unbalanced mass is located on the rotor;
• fp – Rotational frequency of the rotor;
• fo – Natural frequency of vibrations of the support

Given the information presented, operating the machine in the resonance area of its supports (highlighted in red in Fig. 3.1) is not recommended. The graphs shown in Fig. 3.1 also demonstrate that for the same imbalances of the rotor, the actual vibrations of the Soft Bearing machine supports are significantly lower than those occurring on the Soft Bearing machine supports.

From this, it follows that sensors used to measure vibrations of supports in Hard Bearing machines must have higher sensitivity than those in Soft Bearing machines. This conclusion is well supported by the actual practice of using sensors, which shows that absolute vibration sensors (vibro-accelerometers and/or vibro-velocity sensors), successfully used in Soft Bearing balancing machines, often cannot achieve the necessary balancing quality on Hard Bearing machines.

On these machines, it is recommended to use relative vibration sensors, such as force sensors or highly sensitive displacement sensors.

3.1.2. Estimating Natural Frequencies of Supports Using Calculation Methods

A designer can perform an approximate (estimative) calculation of the natural frequency of a support fo​ using formula 3.1, by simplistically treating it as a vibrational system with one degree of freedom, which (see Fig. 2.19.a) is represented by a mass M, oscillating on a spring with stiffness K.

The mass M used in the calculation for a symmetric inter-bearing rotor can be approximated by formula 3.2.

که در آن Mo جرم قسمت متحرک تکیه‌گاه بر حسب کیلوگرم است؛ Mr جرم روتور متعادل بر حسب کیلوگرم است؛ n تعداد تکیه‌گاه‌های ماشین درگیر در متعادل‌سازی است.

The stiffness K of the support is calculated using formula 3.3 based on the results of experimental studies that involve measuring the deformation ΔL of the support when it is loaded with a static force P (see Figs. 3.2.a and 3.2.b).

که در آن ΔL تغییر شکل تکیه‌گاه بر حسب متر و P نیروی استاتیکی بر حسب نیوتن است.

The magnitude of the loading force P can be measured using a force-measuring instrument (e.g., a dynamometer). The displacement of the support ΔL is determined using a device for measuring linear displacements (e.g., a dial indicator).

3.1.3. Experimental Methods for Determining Natural Frequencies of Supports

با توجه به اینکه محاسبه فرکانس‌های طبیعی تکیه‌گاه‌ها که در بالا مورد بحث قرار گرفت، با استفاده از یک روش ساده‌شده، می‌تواند منجر به خطاهای قابل توجهی شود، اکثر توسعه‌دهندگان آماتور ترجیح می‌دهند این پارامترها را با روش‌های تجربی تعیین کنند. برای این کار، آنها از قابلیت‌های ارائه شده توسط سیستم‌های اندازه‌گیری ارتعاش مدرن دستگاه‌های متعادل‌کننده، از جمله دستگاه‌های سری "Balanset" استفاده می‌کنند.

3.1.3.1. Determining Natural Frequencies of Supports by Impact Excitation Method

The impact excitation method is the simplest and most common way to determine the natural frequency of vibrations of a support or any other machine component. It is based on the fact that when any object, such as a bell (see Fig. 3.3), is impact-excited, its response manifests as a gradually decaying vibrational response. The frequency of the vibrational signal is determined by the structural characteristics of the object and corresponds to the frequency of its natural vibrations. For impact excitation of vibrations, any heavy tool can be used, such as a rubber mallet or a regular mallet.

Figure 3.3. Diagram of Impact Excitation Used to Determine the Natural Frequencies of an Object

The mass of the hammer should approximately be 10% of the mass of the object being excited. To capture the vibrational response, a vibration sensor should be installed on the object under examination, with its measuring axis aligned with the direction of impact excitation. In some cases, a microphone from a noise measuring device may be used as a sensor to perceive the vibrational response of the object.

ارتعاشات جسم توسط حسگر به سیگنال الکتریکی تبدیل می‌شوند که سپس به یک ابزار اندازه‌گیری، مانند ورودی یک تحلیلگر طیف، ارسال می‌شود. این ابزار تابع زمان و طیف فرآیند ارتعاشی در حال زوال را ثبت می‌کند (شکل ۳.۴ را ببینید)، که تجزیه و تحلیل آن امکان تعیین فرکانس (فرکانس‌های) ارتعاشات طبیعی جسم را فراهم می‌کند.

Figure 3.5. Program Interface Showing Time Function Graphs and Spectrum of Decaying Impact Vibrations of the Examined Structure

The analysis of the spectrum graph presented in Figure 3.5 (see the lower part of the work window) shows that the main component of the natural vibrations of the examined structure, determined with reference to the abscissa axis of the graph, occurs at a frequency of 9.5 Hz. This method can be recommended for studies of the natural vibrations of both Soft Bearing and Hard Bearing balancing machine supports.

3.1.3.2. Determining Natural Frequencies of Supports in Coasting Mode

در برخی موارد، فرکانس‌های طبیعی تکیه‌گاه‌ها را می‌توان با اندازه‌گیری چرخه‌ای دامنه و فاز ارتعاش "در ساحل" تعیین کرد. در اجرای این روش، روتور نصب شده روی دستگاه مورد بررسی ابتدا تا حداکثر سرعت چرخش خود شتاب می‌گیرد، پس از آن درایو آن قطع می‌شود و فرکانس نیروی مزاحم مرتبط با عدم تعادل روتور به تدریج از حداکثر تا نقطه توقف کاهش می‌یابد.

In this case, the natural frequencies of supports can be determined by two characteristics:

• By a local jump in vibration amplitude observed in the resonance areas;
• By a sharp change (up to 180°) in the vibration phase observed in the zone of the amplitude jump.

در دستگاه‌های سری "Balanset"، حالت "ارتعاش‌سنج" ("Balanset 1") یا حالت "نظارت بر تعادل" ("Balanset 2C" و "Balanset 4") می‌توانند برای تشخیص فرکانس‌های طبیعی اشیاء "در ساحل" استفاده شوند و امکان اندازه‌گیری‌های چرخه‌ای دامنه و فاز ارتعاش در فرکانس چرخشی روتور را فراهم کنند.

علاوه بر این، نرم‌افزار "Balanset 1" شامل یک حالت تخصصی "Graphs. Coasting" نیز می‌شود که امکان رسم نمودارهای تغییرات دامنه و فاز ارتعاشات تکیه‌گاه در ساحل را به عنوان تابعی از تغییر فرکانس چرخش فراهم می‌کند و فرآیند تشخیص رزونانس‌ها را به طور قابل توجهی تسهیل می‌کند.

It should be noted that, for obvious reasons (see section 3.1.1), the method of identifying natural frequencies of supports on the coast can only be used in the case of studying Soft Bearing balancing machines, where the working frequencies of rotor rotation significantly exceed the natural frequencies of supports in the transverse direction.

In the case of Hard Bearing machines, where the working frequencies of rotor rotation exciting the vibrations of supports on the coast are significantly below the natural frequencies of the supports, the use of this method is practically impossible.

3.1.4. Practical Recommendations for Designing and Manufacturing Supports for Balancing Machines

3.1.2. Calculating Natural Frequencies of Supports by Computational Methods

Calculations of the natural frequencies of supports using the above-discussed calculation scheme can be performed in two directions:

• In the transverse direction of the supports, which coincides with the direction of measuring their vibrations caused by the forces of rotor unbalance;
• In the axial direction, coinciding with the axis of rotation of the balanced rotor mounted on the machine supports.

محاسبه فرکانس‌های طبیعی تکیه‌گاه‌ها در جهت عمودی نیازمند استفاده از یک تکنیک محاسباتی پیچیده‌تر است که (علاوه بر پارامترهای تکیه‌گاه و خود روتور متعادل) باید پارامترهای قاب و مشخصات نصب دستگاه روی فونداسیون را نیز در نظر بگیرد. این روش در این نشریه مورد بحث قرار نگرفته است. تجزیه و تحلیل فرمول 3.1 امکان ارائه برخی توصیه‌های ساده را فراهم می‌کند که باید توسط طراحان ماشین در فعالیت‌های عملی خود در نظر گرفته شوند. به طور خاص، فرکانس طبیعی یک تکیه‌گاه را می‌توان با تغییر سختی و/یا جرم آن تغییر داد. افزایش سختی، فرکانس طبیعی تکیه‌گاه را افزایش می‌دهد، در حالی که افزایش جرم آن را کاهش می‌دهد. این تغییرات رابطه‌ای غیرخطی و مربع-معکوس دارند. به عنوان مثال، دو برابر کردن سختی تکیه‌گاه، فرکانس طبیعی آن را تنها با ضریب 1.4 افزایش می‌دهد. به طور مشابه، دو برابر کردن جرم قسمت متحرک تکیه‌گاه، فرکانس طبیعی آن را تنها با ضریب 1.4 کاهش می‌دهد.

3.1.4.1. Soft Bearing Machines with Flat Plate Springs

چندین طرح مختلف از تکیه‌گاه‌های ماشین‌های متعادل‌کننده که با فنرهای تخت ساخته شده‌اند، در بخش ۲.۱ مورد بحث قرار گرفته و در شکل‌های ۲.۷ تا ۲.۹ نشان داده شده‌اند. طبق اطلاعات ما، چنین طرح‌هایی بیشتر در ماشین‌هایی که برای متعادل کردن شفت‌های محرک در نظر گرفته شده‌اند، استفاده می‌شوند.

به عنوان مثال، بیایید پارامترهای فنر مورد استفاده یکی از مشتریان (شرکت با مسئولیت محدود "Rost-Service"، سن پترزبورگ) را در ساخت تکیه‌گاه‌های ماشین خود در نظر بگیریم. این دستگاه برای متعادل کردن شفت‌های محرک ۲، ۳ و ۴ تکیه‌گاهی با جرم حداکثر ۲۰۰ کیلوگرم در نظر گرفته شده بود. ابعاد هندسی فنرها (ارتفاع * عرض * ضخامت) مورد استفاده در تکیه‌گاه‌های اسپیندل‌های پیشرو و محرک ماشین، که توسط مشتری انتخاب شده بودند، به ترتیب ۳۰۰ * ۲۰۰ * ۳ میلی‌متر بود.

فرکانس طبیعی تکیه‌گاه بدون بار، که به صورت تجربی با روش تحریک ضربه با استفاده از سیستم اندازه‌گیری استاندارد دستگاه "Balanset 4" تعیین شد، 11 تا 12 هرتز بود. در چنین فرکانس طبیعی ارتعاش تکیه‌گاه‌ها، فرکانس چرخشی توصیه شده روتور متعادل در حین متعادل‌سازی نباید کمتر از 22-24 هرتز (1320 تا 1440 دور در دقیقه) باشد.

ابعاد هندسی فنرهای تخت مورد استفاده توسط همان سازنده روی تکیه‌گاه‌های میانی به ترتیب 200*200*3 میلی‌متر بود. علاوه بر این، همانطور که مطالعات نشان داد، فرکانس‌های طبیعی این تکیه‌گاه‌ها بالاتر بود و به 13-14 هرتز می‌رسید.

بر اساس نتایج آزمایش، به سازندگان دستگاه توصیه شد که فرکانس‌های طبیعی اسپیندل و تکیه‌گاه‌های میانی را تراز (برابر) کنند. این کار باید انتخاب محدوده فرکانس‌های چرخشی عملیاتی شفت‌های محرک را در حین بالانس تسهیل کند و از ناپایداری‌های احتمالی قرائت‌های سیستم اندازه‌گیری به دلیل ورود تکیه‌گاه‌ها به ناحیه ارتعاشات رزونانس جلوگیری کند.

The methods for adjusting the natural frequencies of vibrations of supports on flat springs are obvious. This adjustment can be achieved by changing the geometric dimensions or shape of the flat springs, which is achieved, for example, by milling longitudinal or transverse slots that reduce their stiffness.

As previously mentioned, verification of the results of such adjustment can be conducted by identifying the natural frequencies of vibrations of the supports using the methods described in sections 3.1.3.1 and 3.1.3.2.

Figure 3.6 presents a classic version of the support design on flat springs, used in one of his machines by A. Sinitsyn. As shown in the figure, the support includes the following components:

• Upper plate 1;
• Two flat springs 2 and 3;
• Lower plate 4;
• Stop bracket 5.

Figure 3.6. Design Variation of a Support on Flat Springs

The upper plate 1 of the support can be used to mount the spindle or an intermediate bearing. Depending on the purpose of the support, the lower plate 4 can be rigidly attached to the machine guides or installed on movable slides, allowing the support to move along the guides. Bracket 5 is used to install a locking mechanism for the support, enabling it to be securely fixed during the acceleration and deceleration of the balanced rotor.

فنرهای تخت برای تکیه‌گاه‌های ماشین‌های یاتاقان نرم باید از فنر تخت یا فولاد آلیاژی با کیفیت بالا ساخته شوند. استفاده از فولادهای سازه‌ای معمولی با استحکام تسلیم پایین توصیه نمی‌شود، زیرا ممکن است در حین کار تحت بارهای استاتیکی و دینامیکی تغییر شکل پسماند ایجاد کنند که منجر به کاهش دقت هندسی ماشین و حتی از بین رفتن پایداری تکیه‌گاه می‌شود.

برای ماشین‌هایی با جرم روتور متعادل که از 300 تا 500 کیلوگرم تجاوز نمی‌کند، ضخامت تکیه‌گاه می‌تواند به 30 تا 40 میلی‌متر افزایش یابد، و برای ماشین‌هایی که برای روتورهای متعادل با حداکثر جرم‌های 1000 تا 3000 کیلوگرم طراحی شده‌اند، ضخامت تکیه‌گاه می‌تواند به 50 تا 60 میلی‌متر یا بیشتر برسد. همانطور که تجزیه و تحلیل ویژگی‌های دینامیکی تکیه‌گاه‌های فوق‌الذکر نشان می‌دهد، فرکانس‌های ارتعاش طبیعی آنها، که در صفحه عرضی (صفحه اندازه‌گیری تغییر شکل‌های نسبی قطعات "انعطاف‌پذیر" و "صلب") اندازه‌گیری می‌شوند، معمولاً از 100 هرتز یا بیشتر فراتر می‌روند. فرکانس‌های ارتعاش طبیعی تکیه‌گاه یاتاقان سخت در صفحه جلویی، که در جهت منطبق با محور چرخش روتور متعادل اندازه‌گیری می‌شوند، معمولاً به طور قابل توجهی پایین‌تر هستند. و این فرکانس‌ها هستند که باید در درجه اول هنگام تعیین حد بالایی محدوده فرکانس عملیاتی برای روتورهای دوار متعادل روی دستگاه در نظر گرفته شوند. همانطور که در بالا ذکر شد، تعیین این فرکانس‌ها را می‌توان با روش تحریک ضربه‌ای که در بخش 3.1 شرح داده شده است، انجام داد.

Figure 3.7. Machine for Balancing Electric Motor Rotors, Assembled, Developed by A. Mokhov.

Figure 3.8. Machine for Balancing Turbopump Rotors, Developed by G. Glazov (Bishkek)

3.1.4.2. Soft Bearing Machine Supports with Suspension on Strip Springs

In designing strip springs used for supporting suspensions, attention should be paid to selecting the thickness and width of the spring strip, which on one hand must withstand the static and dynamic load of the rotor on the support, and on the other hand, must prevent the possibility of torsional vibrations of the support suspension, manifesting as axial run-out.

نمونه‌هایی از پیاده‌سازی ساختاری ماشین‌های متعادل‌کننده با استفاده از سیستم تعلیق فنر نواری در شکل‌های ۲.۱ تا ۲.۵ (به بخش ۲.۱ مراجعه کنید) و همچنین در شکل‌های ۳.۷ و ۳.۸ این بخش نشان داده شده است.

۳.۱.۴.۴ تکیه‌گاه‌های یاتاقان سخت برای ماشین‌آلات

همانطور که تجربه گسترده ما با مشتریان نشان می‌دهد، بخش قابل توجهی از تولیدکنندگان بالانسرهای دست‌ساز اخیراً شروع به ترجیح ماشین‌های با یاتاقان سخت با تکیه‌گاه‌های صلب کرده‌اند. در بخش 2.2، شکل‌های 2.16 تا 2.18 عکس‌هایی از طرح‌های ساختاری مختلف ماشین‌هایی که از چنین تکیه‌گاه‌هایی استفاده می‌کنند را نشان می‌دهند. یک طرح معمول از یک تکیه‌گاه صلب که توسط یکی از مشتریان ما برای ساخت ماشینشان توسعه داده شده است، در شکل 3.10 ارائه شده است. این تکیه‌گاه شامل یک صفحه فولادی مسطح با شیار P شکل است که به طور مرسوم تکیه‌گاه را به قسمت‌های "صلب" و "انعطاف‌پذیر" تقسیم می‌کند. تحت تأثیر نیروی عدم تعادل، قسمت "انعطاف‌پذیر" تکیه‌گاه می‌تواند نسبت به قسمت "صلب" آن تغییر شکل دهد. بزرگی این تغییر شکل، که توسط ضخامت تکیه‌گاه، عمق شیارها و عرض پل اتصال دهنده قسمت‌های "انعطاف‌پذیر" و "صلب" تکیه‌گاه تعیین می‌شود، می‌تواند با استفاده از حسگرهای مناسب سیستم اندازه‌گیری دستگاه اندازه‌گیری شود. به دلیل فقدان روشی برای محاسبه سختی عرضی چنین تکیه‌گاه‌هایی، با در نظر گرفتن عمق h شیار P شکل، عرض t پل و همچنین ضخامت تکیه‌گاه r (شکل 3.10 را ببینید)، این پارامترهای طراحی معمولاً توسط توسعه‌دهندگان به صورت تجربی تعیین می‌شوند.

برای ماشین‌هایی با جرم روتور متعادل که از ۳۰۰ تا ۵۰۰ کیلوگرم تجاوز نمی‌کند، ضخامت تکیه‌گاه می‌تواند به ۳۰ تا ۴۰ میلی‌متر افزایش یابد، و برای ماشین‌هایی که برای روتورهای متعادل با حداکثر جرم‌های ۱۰۰۰ تا ۳۰۰۰ کیلوگرم طراحی شده‌اند، ضخامت تکیه‌گاه می‌تواند به ۵۰ تا ۶۰ میلی‌متر یا بیشتر برسد. همانطور که تجزیه و تحلیل ویژگی‌های دینامیکی تکیه‌گاه‌های فوق‌الذکر نشان می‌دهد، فرکانس‌های ارتعاش طبیعی آنها، که در صفحه عرضی (صفحه اندازه‌گیری تغییر شکل‌های نسبی قطعات "انعطاف‌پذیر" و "صلب") اندازه‌گیری می‌شوند، معمولاً از ۱۰۰ هرتز یا بیشتر فراتر می‌روند. فرکانس‌های ارتعاش طبیعی تکیه‌گاه یاتاقان سخت در صفحه جلویی، که در جهت منطبق با محور چرخش روتور متعادل اندازه‌گیری می‌شوند، معمولاً به طور قابل توجهی پایین‌تر هستند. و این فرکانس‌ها هستند که باید در درجه اول هنگام تعیین حد بالایی محدوده فرکانس عملیاتی برای روتورهای دوار متعادل شده روی دستگاه در نظر گرفته شوند.

شکل 3.26. نمونه ای از استفاده از تخت تراش مستعمل برای ساخت یک ماشین بلبرینگ سخت برای متوازن کننده ها.

شکل 3.27. نمونه ای از استفاده از تخت تراش مورد استفاده برای ساخت یک ماشین یاتاقان نرم برای تعادل شفت.

شکل 3.28. نمونه ای از ساخت یک تخت خواب مونتاژ شده از کانال ها

شکل 3.29. نمونه ای از ساخت بستر جوش داده شده از کانال

شکل 3.30. نمونه ای از ساخت بستر جوشی از کانال

شکل 3.31. نمونه ای از تخت ماشین متعادل کننده ساخته شده از بتن پلیمری

معمولاً هنگام ساخت چنین تخت‌هایی، قسمت بالایی آنها با درج‌های فولادی که به عنوان راهنما استفاده می‌شوند و پایه‌های نگهدارنده دستگاه تعادل بر روی آنها قرار می‌گیرند، تقویت می‌شود. اخیراً، تخت‌هایی که از بتن پلیمری با پوشش‌های میراگر ارتعاش ساخته شده‌اند، به طور گسترده مورد استفاده قرار گرفته‌اند. این فناوری برای ساخت تخت‌ها به خوبی در اینترنت شرح داده شده است و به راحتی توسط تولیدکنندگان DIY قابل اجرا است. به دلیل سادگی نسبی و هزینه پایین تولید، این تخت‌ها چندین مزیت کلیدی نسبت به همتایان فلزی خود دارند:

• ضریب میرایی بالاتر برای نوسانات ارتعاشی.
• هدایت حرارتی کمتر، حصول اطمینان از حداقل تغییر شکل حرارتی بستر.
• مقاومت در برابر خوردگی بالاتر؛
• عدم وجود استرس های داخلی

3.1.4.3. Soft Bearing Machine Supports Made Using Cylindrical Springs

An example of a Soft Bearing balancing machine, in which cylindrical compression springs are used in the design of the supports, is shown in Figure 3.9. The main drawback of this design solution is related to the varying degrees of spring deformation in the front and rear supports, which occurs if the loads on the supports are unequal during the balancing of asymmetrical rotors. This naturally leads to misalignment of the supports and skewing of the rotor axis in the vertical plane. One of the negative consequences of this defect may be the emergence of forces that cause the rotor to shift axially during rotation.

Fig. 3.9. Soft Bearing Support Construction Variant for Balancing Machines Using Cylindrical Springs.

۳.۱.۴.۴ تکیه‌گاه‌های یاتاقان سخت برای ماشین‌آلات

همانطور که تجربه گسترده ما با مشتریان نشان می‌دهد، بخش قابل توجهی از تولیدکنندگان بالانسرهای دست‌ساز اخیراً شروع به ترجیح ماشین‌های با یاتاقان سخت با تکیه‌گاه‌های صلب کرده‌اند. در بخش 2.2، شکل‌های 2.16 تا 2.18 عکس‌هایی از طرح‌های ساختاری مختلف ماشین‌هایی که از چنین تکیه‌گاه‌هایی استفاده می‌کنند را نشان می‌دهند. یک طرح معمول از یک تکیه‌گاه صلب که توسط یکی از مشتریان ما برای ساخت ماشینشان توسعه داده شده است، در شکل 3.10 ارائه شده است. این تکیه‌گاه شامل یک صفحه فولادی مسطح با شیار P شکل است که به طور مرسوم تکیه‌گاه را به قسمت‌های "صلب" و "انعطاف‌پذیر" تقسیم می‌کند. تحت تأثیر نیروی عدم تعادل، قسمت "انعطاف‌پذیر" تکیه‌گاه می‌تواند نسبت به قسمت "صلب" آن تغییر شکل دهد. بزرگی این تغییر شکل، که توسط ضخامت تکیه‌گاه، عمق شیارها و عرض پل اتصال دهنده قسمت‌های "انعطاف‌پذیر" و "صلب" تکیه‌گاه تعیین می‌شود، می‌تواند با استفاده از حسگرهای مناسب سیستم اندازه‌گیری دستگاه اندازه‌گیری شود. به دلیل فقدان روشی برای محاسبه سختی عرضی چنین تکیه‌گاه‌هایی، با در نظر گرفتن عمق h شیار P شکل، عرض t پل و همچنین ضخامت تکیه‌گاه r (شکل 3.10 را ببینید)، این پارامترهای طراحی معمولاً توسط توسعه‌دهندگان به صورت تجربی تعیین می‌شوند.

Fig. 3.10. Sketch of Hard Bearing Support for Balancing Machine

عکس‌هایی که نمونه‌های مختلف پیاده‌سازی چنین تکیه‌گاه‌هایی را که برای ماشین‌های خود مشتریان ما ساخته شده‌اند، نشان می‌دهند، در شکل‌های ۳.۱۱ و ۳.۱۲ ارائه شده‌اند. با خلاصه کردن داده‌های به‌دست‌آمده از چندین مشتری ما که تولیدکننده ماشین هستند، می‌توان الزامات ضخامت تکیه‌گاه‌ها، که برای ماشین‌هایی با اندازه‌ها و ظرفیت‌های بار مختلف تعیین شده‌اند، را فرموله کرد. به‌عنوان مثال، برای ماشین‌هایی که برای متعادل کردن روتورهایی با وزن ۰.۱ تا ۵۰-۱۰۰ کیلوگرم در نظر گرفته شده‌اند، ضخامت تکیه‌گاه ممکن است ۲۰ میلی‌متر باشد.

Fig. 3.11. Hard Bearing Supports for Balancing Machine, Manufactured by A. Sinitsyn

Fig. 3.12. Hard Bearing Support for Balancing Machine, Manufactured by D. Krasilnikov

برای ماشین‌هایی با جرم روتور متعادل که از 300 تا 500 کیلوگرم تجاوز نمی‌کند، ضخامت تکیه‌گاه می‌تواند به 30 تا 40 میلی‌متر افزایش یابد، و برای ماشین‌هایی که برای روتورهای متعادل با حداکثر جرم‌های 1000 تا 3000 کیلوگرم طراحی شده‌اند، ضخامت تکیه‌گاه می‌تواند به 50 تا 60 میلی‌متر یا بیشتر برسد. همانطور که تجزیه و تحلیل ویژگی‌های دینامیکی تکیه‌گاه‌های فوق‌الذکر نشان می‌دهد، فرکانس‌های ارتعاش طبیعی آنها، که در صفحه عرضی (صفحه اندازه‌گیری تغییر شکل‌های نسبی قطعات "انعطاف‌پذیر" و "صلب") اندازه‌گیری می‌شوند، معمولاً از 100 هرتز یا بیشتر فراتر می‌روند. فرکانس‌های ارتعاش طبیعی تکیه‌گاه یاتاقان سخت در صفحه جلویی، که در جهت منطبق با محور چرخش روتور متعادل اندازه‌گیری می‌شوند، معمولاً به طور قابل توجهی پایین‌تر هستند. و این فرکانس‌ها هستند که باید در درجه اول هنگام تعیین حد بالایی محدوده فرکانس عملیاتی برای روتورهای دوار متعادل روی دستگاه در نظر گرفته شوند. همانطور که در بالا ذکر شد، تعیین این فرکانس‌ها را می‌توان با روش تحریک ضربه‌ای که در بخش 3.1 شرح داده شده است، انجام داد.

3.2. Supporting Assemblies of Balancing Machines

3.2.1. Main Types of Supporting Assemblies

In the manufacture of both Hard Bearing and Soft Bearing balancing machines, the following well-known types of supporting assemblies, used for the installation and rotation of balanced rotors on supports, can be recommended, including:

• Prismatic supporting assemblies;
• Supporting assemblies with rotating rollers;
• Spindle supporting assemblies.

3.2.1.1. Prismatic Supporting Assemblies

این مجموعه‌ها، با گزینه‌های طراحی متنوع، معمولاً روی تکیه‌گاه‌های ماشین‌های کوچک و متوسط نصب می‌شوند که روی آن‌ها روتورهایی با جرم حداکثر ۵۰ تا ۱۰۰ کیلوگرم می‌توانند متعادل شوند. نمونه‌ای از ساده‌ترین نسخه یک مجموعه تکیه‌گاه منشوری در شکل ۳.۱۳ ارائه شده است. این مجموعه تکیه‌گاه از فولاد ساخته شده و در دستگاه متعادل‌کننده توربین استفاده می‌شود. تعدادی از تولیدکنندگان ماشین‌های متعادل‌کننده کوچک و متوسط، هنگام ساخت مجموعه‌های تکیه‌گاه منشوری، ترجیح می‌دهند از مواد غیرفلزی (دی‌الکتریک‌ها) مانند تکسولیت، فلوروپلاستیک، کاپرولون و غیره استفاده کنند.

3.13. Execution Variant of Prismatic Supporting Assembly, Used on a Balancing Machine for Automobile Turbines

مجموعه‌های تکیه‌گاهی مشابهی (به شکل ۳.۸ در بالا مراجعه کنید) به عنوان مثال توسط G. Glazov در دستگاه خود پیاده‌سازی شده‌اند که برای متعادل‌سازی توربین‌های خودرو نیز در نظر گرفته شده است. راه‌حل فنی اولیه مجموعه تکیه‌گاه منشوری، ساخته شده از فلوروپلاستیک (به شکل ۳.۱۴ مراجعه کنید)، توسط LLC "Technobalance" پیشنهاد شده است.

شکل 3.14. مونتاژ پشتیبانی منشوری از شرکت LLC "Technobalance""

این مجموعه نگهدارنده خاص با استفاده از دو غلاف استوانه‌ای ۱ و ۲ که با زاویه نسبت به یکدیگر نصب شده و بر روی محورهای نگهدارنده ثابت شده‌اند، تشکیل شده است. روتور متعادل با سطوح غلاف‌ها در امتداد خطوط تولید سیلندرها تماس پیدا می‌کند که این امر باعث به حداقل رساندن سطح تماس بین شفت روتور و تکیه‌گاه می‌شود و در نتیجه نیروی اصطکاک در تکیه‌گاه را کاهش می‌دهد. در صورت لزوم، در صورت سایش یا آسیب به سطح تکیه‌گاه در ناحیه تماس آن با شفت روتور، امکان جبران سایش با چرخاندن غلاف به دور محور آن با زاویه‌ای خاص فراهم می‌شود. لازم به ذکر است که هنگام استفاده از مجموعه‌های نگهدارنده ساخته شده از مواد غیرفلزی، لازم است امکان ساختاری اتصال زمین روتور متعادل به بدنه دستگاه فراهم شود که خطر ایجاد بارهای الکتریکی ساکن قوی در حین کار را از بین می‌برد. این امر، اولاً، به کاهش تداخل الکتریکی و اختلالاتی که ممکن است بر عملکرد سیستم اندازه‌گیری دستگاه تأثیر بگذارد، کمک می‌کند و ثانیاً، خطر تحت تأثیر قرار گرفتن پرسنل توسط عمل الکتریسیته ساکن را از بین می‌برد.

3.2.1.2. Roller Supporting Assemblies

این مجموعه‌ها معمولاً روی تکیه‌گاه‌های ماشین‌هایی نصب می‌شوند که برای روتورهای متعادل‌کننده با جرم بیش از 50 کیلوگرم و بیشتر طراحی شده‌اند. استفاده از آنها در مقایسه با تکیه‌گاه‌های منشوری، نیروهای اصطکاک را در تکیه‌گاه‌ها به طور قابل توجهی کاهش می‌دهد و چرخش روتور متعادل را تسهیل می‌کند. به عنوان مثال، شکل 3.15 یک نوع طراحی از یک مجموعه تکیه‌گاه را نشان می‌دهد که در آن از غلتک‌ها برای موقعیت‌یابی محصول استفاده می‌شود. در این طرح، از یاتاقان‌های غلتشی استاندارد به عنوان غلتک‌های 1 و 2 استفاده می‌شود که حلقه‌های بیرونی آنها روی محورهای ثابت ثابت شده در بدنه تکیه‌گاه دستگاه 3 می‌چرخند. شکل 3.16 طرحی از یک طرح پیچیده‌تر از یک مجموعه تکیه‌گاه غلتکی را نشان می‌دهد که در پروژه آنها توسط یکی از تولیدکنندگان خودساخته ماشین‌های متعادل‌کننده اجرا شده است. همانطور که از نقشه دیده می‌شود، به منظور افزایش ظرفیت بار غلتک (و در نتیجه کل مجموعه تکیه‌گاه)، یک جفت یاتاقان غلتشی ۱ و ۲ در بدنه غلتک ۳ نصب شده است. اجرای عملی این طرح، علیرغم تمام مزایای بارز آن، به نظر می‌رسد یک کار نسبتاً پیچیده است که با نیاز به ساخت مستقل بدنه غلتک ۳ همراه است، که الزامات بسیار بالایی برای دقت هندسی و ویژگی‌های مکانیکی مواد به آن تحمیل می‌شود.

Fig. 3.15. Example of Roller Supporting Assembly Design

Fig. 3.16. Example of Roller Supporting Assembly Design with Two Rolling Bearings

شکل 3.17 یک نوع طراحی از مجموعه نگهدارنده غلتک خودتنظیم را نشان می‌دهد که توسط متخصصان LLC "Technobalance" توسعه داده شده است. در این طرح، قابلیت خودتنظیمی غلتک‌ها با ارائه دو درجه آزادی اضافی به آنها حاصل می‌شود که به غلتک‌ها اجازه می‌دهد حرکات زاویه‌ای کوچکی را در اطراف محورهای X و Y انجام دهند. چنین مجموعه‌های نگهدارنده‌ای، که دقت بالایی را در نصب روتورهای متعادل تضمین می‌کنند، معمولاً برای استفاده در تکیه‌گاه‌های ماشین‌های متعادل‌کننده سنگین توصیه می‌شوند.

Fig. 3.17. Example of Self-Aligning Roller Supporting Assembly Design

As mentioned earlier, roller support assemblies typically have fairly high requirements for precision manufacturing and rigidity. In particular, the tolerances set for radial runout of the rollers should not exceed 3-5 microns.

در عمل، حتی تولیدکنندگان شناخته‌شده هم همیشه به این هدف دست نمی‌یابند. برای مثال، در طول آزمایش نویسنده روی انحراف شعاعی مجموعه‌ای از مجموعه‌های جدید نگهدارنده غلتک که به عنوان قطعات یدکی برای دستگاه بالانس مدل H8V با نام تجاری "K. Shenk" خریداری شده‌اند، انحراف شعاعی غلتک‌های آنها به 10-11 میکرون رسید.

3.2.1.3. Spindle Supporting Assemblies

When balancing rotors with flange mounting (for example, cardan shafts) on balancing machines, spindles are used as supporting assemblies for positioning, mounting, and rotation of the balanced products.

Spindles are one of the most complex and critical components of balancing machines, largely responsible for achieving the required balancing quality.

تئوری و عمل طراحی و ساخت اسپیندل‌ها به خوبی توسعه یافته و در طیف گسترده‌ای از نشریات منعکس شده است، که در میان آنها، مونوگراف "جزئیات و مکانیسم‌های ماشین‌های برش فلز" [1]، ویرایش شده توسط دکتر مهندس DN Reshetov، به عنوان مفیدترین و در دسترس‌ترین برای توسعه‌دهندگان برجسته است.

Among the main requirements that should be considered in the design and manufacturing of balancing machine spindles, the following should be prioritized:

a) Providing high rigidity of the spindle assembly structure sufficient to prevent unacceptable deformations that may occur under the influence of unbalance forces of the balanced rotor;

b) Ensuring the stability of the spindle rotation axis position, characterized by permissible values of radial, axial, and axial runouts of the spindle;

c) Ensuring proper wear resistance of the spindle journals, as well as its seating and supporting surfaces used for mounting balanced products.

اجرای عملی این الزامات در بخش ششم "اسپیندل‌ها و تکیه‌گاه‌های آنها" از کار [1] به تفصیل شرح داده شده است.

In particular, there are methodologies for verifying the rigidity and rotational accuracy of spindles, recommendations for selecting bearings, choosing spindle material and methods of its hardening, as well as much other useful information on this topic.

Work [1] notes that in the design of spindles for most types of metal-cutting machine tools, a two-bearing scheme is mainly used.

An example of the design variant of such a two-bearing scheme used in milling machine spindles (details can be found in work [1]) is shown in Fig. 3.18.

This scheme is quite suitable for the manufacture of balancing machine spindles, examples of design variants of which are shown below in Figures 3.19-3.22.

Fig. 3.18. Sketch of a Two-Bearing Milling Machine Spindle

Figure 3.19 shows one of the design variants of the leading spindle assembly of a balancing machine, rotating on two radial-thrust bearings, each of which has its own independent housing 1 and 2. A flange 4, intended for flange mounting of a cardan shaft, and a pulley 5, used to transmit rotation to the spindle from the electric motor using a V-belt drive, are mounted on the spindle shaft 3.

Figure 3.19. Example of Spindle Design on Two Independent Bearing Supports

Figures 3.20 and 3.21 show two closely related designs of leading spindle assemblies. In both cases, the spindle bearings are installed in a common housing 1, which has a through axial hole necessary for installing the spindle shaft. At the entrance and exit of this hole, the housing has special bores (not shown in the figures), designed to accommodate radial thrust bearings (roller or ball) and special flange covers 5, used to secure the outer rings of the bearings.

Figure 3.20. Example 1 of a Leading Spindle Design on Two Bearing Supports Installed in a Common Housing

Figure 3.21. Example 2 of a Leading Spindle Design on Two Bearing Supports Installed in a Common Housing

As in the previous version (see Fig. 3.19), a faceplate 2 is installed on the spindle shaft, intended for flange mounting of the drive shaft, and a pulley 3, used to transmit rotation to the spindle from the electric motor via a belt drive. A limb 4 is also fixed to the spindle shaft, which is used to determine the angular position of the spindle, utilized when installing test and corrective weights on the rotor during balancing.

Figure 3.22. Example of a Design of a Driven (Rear) Spindle

Figure 3.22 shows a design variant of the driven (rear) spindle assembly of a machine, which differs from the leading spindle only by the absence of the drive pulley and limb, as they are not needed.

شکل ۳.۲۳. نمونه‌ای از اجرای طراحی یک اسپیندل متحرک (عقب)

As seen in Figures 3.20 – 3.22, the spindle assemblies discussed above are attached to the Soft Bearing supports of balancing machines using special clamps (straps) 6. Other methods of attachment can also be used if necessary, ensuring proper rigidity and precision in positioning the spindle assembly on the support.

Figure 3.23 illustrates a design of flange mounting similar to that spindle, which can be used for its installation on a Hard Bearing support of a balancing machine.

۳.۲.۱.۳.۴ محاسبه سختی اسپیندل و میزان انحراف شعاعی

برای تعیین سختی اسپیندل و میزان لنگی شعاعی مورد انتظار، می‌توان از فرمول ۳.۴ استفاده کرد (به طرح محاسبه در شکل ۳.۲۴ مراجعه کنید):

where:

• Y - جابجایی الاستیک اسپیندل در انتهای کنسول اسپیندل، سانتی متر؛;
• P - بار محاسبه شده بر روی کنسول اسپیندل، کیلوگرم؛;
• آ - تکیه‌گاه بلبرینگ عقب اسپیندل؛;
• B - تکیه‌گاه بلبرینگ جلویی اسپیندل؛;
• g - طول کنسول اسپیندل، سانتی متر؛;
• ج - فاصله بین تکیه‌گاه‌های A و B اسپیندل، سانتی‌متر؛;
• J1 - میانگین گشتاور اینرسی بخش اسپیندل بین تکیه‌گاه‌ها، cm⁴؛;
• J2 - میانگین گشتاور اینرسی بخش کنسول اسپیندل، cm⁴؛;
• جی بی و جی ای - سختی یاتاقان‌ها برای تکیه‌گاه‌های جلو و عقب اسپیندل، به ترتیب، کیلوگرم بر سانتی‌متر مربع.

با تبدیل فرمول 3.4، مقدار مورد نظر سفتی مجموعه دوک محاسبه شده است jшп می توان تعیین کرد:

با توجه به توصیه های کار [1] برای ماشین های متعادل کننده سایز متوسط، این مقدار نباید کمتر از 50 کیلوگرم بر متر باشد.

برای محاسبه‌ی انحراف شعاعی، از فرمول ۳.۵ استفاده می‌شود:

where:

• ∆ خروجی شعاعی در انتهای کنسول دوک، میکرومتر است.
• ΔB خروجی شعاعی یاتاقان دوک جلویی، میکرومتر است.
• ∆A خروجی شعاعی یاتاقان دوک عقب، میکرومتر است.
• g طول کنسول دوک، سانتی متر است.
• c فاصله بین تکیه گاه های A و B دوک، سانتی متر است.

3.2.1.3.5. اطمینان از الزامات تعادل اسپیندل

مجموعه‌های اسپیندل ماشین‌های بالانس باید به خوبی بالانس شده باشند، زیرا هرگونه عدم تعادل واقعی به عنوان خطای اضافی به روتور در حال بالانس منتقل می‌شود. هنگام تنظیم تلرانس‌های تکنولوژیکی برای عدم تعادل باقیمانده اسپیندل، معمولاً توصیه می‌شود که کلاس دقت بالانس آن حداقل ۱ تا ۲ کلاس بالاتر از محصول در حال بالانس شدن روی دستگاه باشد.

با توجه به ویژگی‌های طراحی دوک‌ها که در بالا توضیح داده شد، تعادل آنها باید در دو صفحه انجام شود.

3.2.1.3.6. اطمینان از ظرفیت باربری و الزامات دوام برای بلبرینگ های اسپیندل

هنگام طراحی اسپیندل‌ها و انتخاب اندازه یاتاقان‌ها، توصیه می‌شود که ابتدا دوام و ظرفیت بار یاتاقان‌ها را ارزیابی کنید. روش انجام این محاسبات را می‌توان به تفصیل در استاندارد ISO 18855-94 (ISO 281-89) با عنوان "یاتاقان‌های غلتشی - رتبه‌بندی بار دینامیکی و عمر رتبه‌بندی" [3] و همچنین در کتابچه‌های راهنمای متعدد (از جمله دیجیتال) یاتاقان‌های غلتشی یافت.

3.2.1.3.7. اطمینان از الزامات برای گرمایش قابل قبول بلبرینگ های اسپیندل

طبق توصیه های کار [1]، حداکثر گرمایش مجاز حلقه های بیرونی یاتاقان های دوک نباید از 70 درجه سانتی گراد تجاوز کند. با این حال، برای اطمینان از تعادل با کیفیت بالا، گرمایش توصیه شده برای حلقه های بیرونی نباید از 40 تا 45 درجه سانتیگراد تجاوز کند.

3.2.1.3.8. انتخاب نوع محرک تسمه و طراحی قرقره محرک برای اسپیندل

هنگام طراحی دوک حرکتی یک ماشین متعادل کننده، توصیه می شود از چرخش آن با استفاده از یک درایو تسمه مسطح اطمینان حاصل کنید. نمونه ای از استفاده مناسب از چنین درایوی برای عملکرد اسپیندل در ارائه شده است شکل های 3.20 و 3.23. استفاده از تسمه‌های V شکل یا تسمه‌های دندانه‌دار نامطلوب است، زیرا می‌توانند به دلیل عدم دقت هندسی در تسمه‌ها و پولی‌ها، بارهای دینامیکی اضافی به اسپیندل اعمال کنند که به نوبه خود می‌تواند منجر به خطاهای اندازه‌گیری اضافی در هنگام بالانس شود. الزامات توصیه شده برای پولی‌ها برای تسمه‌های محرک تخت در استاندارد ISO 17383-73 "پولی‌ها برای تسمه‌های محرک تخت" [4] آمده است.

قرقره محرک باید در انتهای عقب اسپیندل، تا حد امکان نزدیک به مجموعه یاتاقان (با حداقل اورهنگ ممکن) قرار گیرد. تصمیم طراحی برای قرارگیری بالای قرقره، که در ساخت دوک گرفته شده است، نشان داده شده در شکل 3.19، می تواند ناموفق در نظر گرفته شود، زیرا به طور قابل توجهی لحظه بارگذاری دینامیک درایو بر روی پایه های اسپیندل را افزایش می دهد.

یکی دیگر از اشکالات قابل توجه این طراحی استفاده از درایو تسمه V است که عدم دقت در ساخت و مونتاژ آن نیز می تواند منبع بار اضافی نامطلوب بر روی اسپیندل باشد.

3.3. قاب تخت)

بستر سازه اصلی نگهدارنده ماشین متعادل کننده است که عناصر اصلی آن شامل پایه های نگهدارنده و موتور محرک بر روی آن استوار است. هنگام انتخاب یا ساخت بستر یک ماشین متعادل کننده، لازم است اطمینان حاصل شود که چندین الزام از جمله سختی لازم، دقت هندسی، مقاومت در برابر لرزش و مقاومت در برابر سایش راهنماهای آن را برآورده می کند.

تمرین نشان می دهد که هنگام تولید ماشین آلات برای نیازهای خود، از گزینه های تخت زیر بیشتر استفاده می شود:

• تخت های چدنی از ماشین های فلزی استفاده شده (تراش، نجاری و غیره)؛
• تخت های مونتاژ شده بر اساس کانال ها، مونتاژ شده با استفاده از اتصالات پیچ.
• تخت های جوش داده شده بر اساس کانال؛
• تخت های بتنی پلیمری با پوشش های جاذب ارتعاش.

شکل 3.25. نمونه ای از استفاده از تخت ماشین آلات نجاری استفاده شده برای ساخت ماشینی برای متعادل کردن شفت های کاردان.

3.4. درایوهای ماشین های متعادل کننده

همانطور که تجزیه و تحلیل راه حل های طراحی مورد استفاده توسط مشتریان ما در ساخت ماشین های متعادل کننده نشان می دهد، آنها عمدتا بر روی استفاده از موتورهای AC مجهز به درایوهای فرکانس متغیر در طول طراحی درایوها تمرکز می کنند. این رویکرد طیف گسترده ای از سرعت چرخش قابل تنظیم را برای روتورهای متعادل با حداقل هزینه امکان پذیر می کند. قدرت موتورهای محرک اصلی مورد استفاده برای چرخاندن روتورهای متعادل معمولاً بر اساس جرم این روتورها انتخاب می شود و تقریباً می تواند:

• 0.25 - 0.72 کیلووات برای ماشین‌هایی که برای متعادل کردن روتورها با جرم ≤ 5 کیلوگرم طراحی شده‌اند؛;
• ۰.۷۲ تا ۱.۲ کیلووات برای ماشین‌هایی که برای بالانس روتورهایی با جرم > ۵ ≤ ۵۰ کیلوگرم طراحی شده‌اند؛;
• ۱.۲ تا ۱.۵ کیلووات برای ماشین‌هایی که برای بالانس روتورها با جرم > ۵۰ ≤ ۱۰۰ کیلوگرم طراحی شده‌اند؛;
• ۱.۵ تا ۲.۲ کیلووات برای ماشین‌هایی که برای بالانس روتورها با جرم > ۱۰۰ ≤ ۵۰۰ کیلوگرم طراحی شده‌اند؛;
• ۲.۲ تا ۵ کیلووات برای ماشین‌هایی که برای بالانس روتورها با جرم > ۵۰۰ ≤ ۱۰۰۰ کیلوگرم طراحی شده‌اند؛;
• ۵ تا ۷.۵ کیلووات برای ماشین‌هایی که برای بالانس روتورها با جرم > ۱۰۰۰ ≤ ۳۰۰۰ کیلوگرم طراحی شده‌اند.

این موتورها باید به طور صلب بر روی بستر دستگاه یا پایه آن نصب شوند. قبل از نصب بر روی دستگاه (یا در محل نصب)، موتور محرک اصلی به همراه قرقره نصب شده بر روی محور خروجی آن باید به دقت بالانس شوند. برای کاهش تداخل الکترومغناطیسی ناشی از درایو فرکانس متغیر، نصب فیلترهای شبکه در ورودی و خروجی آن توصیه می شود. اینها می توانند محصولات استاندارد خارج از قفسه باشند که توسط سازندگان درایوها یا فیلترهای خانگی ساخته شده با استفاده از حلقه های فریت عرضه می شوند.

4. سیستم های اندازه گیری ماشین های متعادل کننده

اکثر تولیدکنندگان آماتور دستگاه‌های بالانس که با شرکت LLC "Kinematics" (Vibromera) تماس می‌گیرند، قصد دارند از سیستم‌های اندازه‌گیری سری "Balanset" تولید شده توسط شرکت ما در طراحی‌های خود استفاده کنند. با این حال، برخی از مشتریان نیز قصد دارند چنین سیستم‌های اندازه‌گیری را به طور مستقل تولید کنند. بنابراین، منطقی است که در مورد ساخت یک سیستم اندازه‌گیری برای یک دستگاه بالانس با جزئیات بیشتر بحث کنیم. نیاز اصلی این سیستم‌ها، نیاز به ارائه اندازه‌گیری‌های با دقت بالا از دامنه و فاز مؤلفه چرخشی سیگنال ارتعاشی است که در فرکانس چرخش روتور بالانس ظاهر می‌شود. این هدف معمولاً با استفاده از ترکیبی از راه‌حل‌های فنی، از جمله موارد زیر، محقق می‌شود:

• Use of vibration sensors with a high signal conversion coefficient;
• Use of modern laser phase angle sensors;
• Creation (or use) of hardware that allows for the amplification and digital conversion of sensor signals (primary signal processing);
• پیاده‌سازی پردازش نرم‌افزاری سیگنال ارتعاشی، که باید امکان استخراج با وضوح بالا و پایدار مؤلفه چرخشی سیگنال ارتعاشی را فراهم کند، که در فرکانس چرخش روتور متعادل (پردازش ثانویه) آشکار می‌شود.

در زیر، انواع شناخته‌شده‌ای از چنین راه‌حل‌های فنی را که در تعدادی از ابزارهای متعادل‌کننده شناخته‌شده پیاده‌سازی شده‌اند، بررسی می‌کنیم.

4.1. انتخاب سنسورهای لرزش

In the measurement systems of balancing machines, various types of vibration sensors (transducers) can be used, including:

• Vibration acceleration sensors (accelerometers);
• Vibration velocity sensors;
• Vibration displacement sensors;
• Force sensors.

4.1.1. Vibration Acceleration Sensors

در میان حسگرهای شتاب ارتعاش، شتاب‌سنج‌های پیزوالکتریک و خازنی (تراشه) پرکاربردترین هستند که می‌توانند به طور مؤثر در ماشین‌های بالانس از نوع یاتاقان نرم استفاده شوند. در عمل، معمولاً استفاده از حسگرهای شتاب ارتعاش با ضرایب تبدیل (Kpr) از 10 تا 30 میلی‌ولت بر (m/s²) مجاز است. در ماشین‌های بالانس که به دقت بالانس بسیار بالایی نیاز دارند، توصیه می‌شود از شتاب‌سنج‌هایی با Kpr تا سطح 100 میلی‌ولت بر (m/s²) و بالاتر استفاده شود. به عنوان نمونه‌ای از شتاب‌سنج‌های پیزوالکتریک که می‌توانند به عنوان حسگر ارتعاش برای ماشین‌های بالانس استفاده شوند، شکل 4.1 شتاب‌سنج‌های پیزوالکتریک DN3M1 و DN3M1V6 تولید شده توسط LLC "Izmeritel" را نشان می‌دهد.

Figure 4.1. Piezo Accelerometers DN 3M1 and DN 3M1V6

To connect such sensors to vibration measuring instruments and systems, it is necessary to use external or built-in charge amplifiers.

شکل ۴.۲. شتاب‌سنج‌های خازنی AD1 ساخت شرکت LLC "Kinematics" (Vibromera)

It should be noted that these sensors, which include widely used market boards of capacitive accelerometers ADXL 345 (see Figure 4.3), have several significant advantages over piezo accelerometers. Specifically, they are 4 to 8 times cheaper with similar technical characteristics. Moreover, they do not require the use of costly and finicky charge amplifiers needed for piezo accelerometers.

In cases where both types of accelerometers are used in the measurement systems of balancing machines, hardware integration (or double integration) of the sensor signals is usually performed.

Figure 4.2. Capacitive Accelerometers AD 1, assembled.

شکل ۴.۲. شتاب‌سنج‌های خازنی AD1 ساخت شرکت LLC "Kinematics" (Vibromera)

It should be noted that these sensors, which include widely used market boards of capacitive accelerometers ADXL 345 (see Figure 4.3), have several significant advantages over piezo accelerometers. Specifically, they are 4 to 8 times cheaper with similar technical characteristics. Moreover, they do not require the use of costly and finicky charge amplifiers needed for piezo accelerometers.

Figure 4.3. Capacitive accelerometer board ADXL 345.

In this case, the initial sensor signal, proportional to vibrational acceleration, is accordingly transformed into a signal proportional to vibrational velocity or displacement. The procedure of double integration of the vibration signal is particularly relevant when using accelerometers as part of the measuring systems for low-speed balancing machines, where the lower rotor rotation frequency range during balancing can reach 120 rpm and below. When using capacitive accelerometers in the measuring systems of balancing machines, it should be considered that after integration, their signals may contain low-frequency interference, manifesting in the frequency range from 0.5 to 3 Hz. This may limit the lower frequency range of balancing on machines intended to use these sensors.

4.1.2. Vibration Velocity Sensors

4.1.2.1. Inductive Vibration Velocity Sensors.

These sensors include an inductive coil and a magnetic core. When the coil vibrates relative to a stationary core (or the core relative to a stationary coil), an EMF is induced in the coil, the voltage of which is directly proportional to the vibration velocity of the movable element of the sensor. The conversion coefficients (Кпр) of inductive sensors are usually quite high, reaching several tens or even hundreds of mV/mm/sec. In particular, the conversion coefficient of the Schenck model T77 sensor is 80 mV/mm/sec, and for the IRD Mechanalysis model 544M sensor, it is 40 mV/mm/sec. In some cases (for example, in Schenck balancing machines), special highly sensitive inductive vibration velocity sensors with a mechanical amplifier are used, where Кпр can exceed 1000 mV/mm/sec. If inductive vibration velocity sensors are used in the measuring systems of balancing machines, hardware integration of the electrical signal proportional to vibration velocity can also be performed, converting it into a signal proportional to vibration displacement.

Figure 4.4. Model 544M sensor by IRD Mechanalysis.

Figure 4.5. Model T77 sensor by Schenck

It should be noted that due to the labor intensity of their production, inductive vibration velocity sensors are quite scarce and expensive items. Therefore, despite the obvious advantages of these sensors, amateur manufacturers of balancing machines use them very rarely.

4.2. سنسورهای زاویه فاز

برای هماهنگ‌سازی فرآیند اندازه‌گیری ارتعاش با زاویه چرخش روتور متعادل، از حسگرهای زاویه فاز، مانند حسگرهای لیزری (فوتوالکتریک) یا القایی، استفاده می‌شود. این حسگرها در طرح‌های مختلف توسط تولیدکنندگان داخلی و بین‌المللی تولید می‌شوند. محدوده قیمت این حسگرها می‌تواند به طور قابل توجهی، از تقریباً 40 تا 200 دلار، متفاوت باشد. نمونه‌ای از چنین دستگاهی، حسگر زاویه فاز تولید شده توسط "Diamex" است که در شکل 4.11 نشان داده شده است.

شکل ۴.۱۱: حسگر زاویه فاز ساخت شرکت "دیامکس"

به عنوان مثال دیگر، شکل ۴.۱۲ مدلی را نشان می‌دهد که توسط LLC "Kinematics" (Vibromera) پیاده‌سازی شده است، که از تاکومترهای لیزری مدل DT 2234C ساخت چین به عنوان حسگر زاویه فاز استفاده می‌کند. The obvious advantages of this sensor include:

• A wide operating range, allowing measurement of rotor rotation frequency from 2.5 to 99,999 revolutions per minute, with a resolution of no less than one revolution;
• Digital display;
• Ease of setting up the tachometer for measurements;
• Affordability and low market cost;
• Relative simplicity of modification for integration into the measuring system of a balancing machine.

Figure 4.12: Laser Tachometer Model DT 2234C

در برخی موارد که استفاده از حسگرهای لیزری نوری به هر دلیلی نامطلوب است، می توان آنها را با سنسورهای جابجایی غیر تماسی القایی جایگزین کرد، مانند مدل ISAN E41A که قبلاً ذکر شد یا محصولات مشابه سایر سازندگان.

4.3. ویژگی های پردازش سیگنال در سنسورهای لرزش

برای اندازه گیری دقیق دامنه و فاز جزء چرخشی سیگنال ارتعاش در تجهیزات متعادل کننده، معمولاً از ترکیبی از ابزارهای پردازش سخت افزاری و نرم افزاری استفاده می شود. این ابزارها را قادر می سازد:

• فیلتر سخت‌افزاری پهن‌باند سیگنال آنالوگ حسگر؛;
• تقویت سیگنال آنالوگ سنسور؛;
• ادغام و/یا ادغام دوگانه (در صورت لزوم) سیگنال آنالوگ.
• فیلتر کردن باند باریک سیگنال آنالوگ با استفاده از فیلتر ردیابی.
• تبدیل سیگنال آنالوگ به دیجیتال؛
• فیلتر همزمان سیگنال دیجیتال؛
• تجزیه و تحلیل هارمونیک سیگنال دیجیتال

4.3.1. فیلتر سیگنال پهن باند

این روش برای پاکسازی سیگنال حسگر ارتعاش از تداخل‌های احتمالی که ممکن است در هر دو مرز پایین و بالای محدوده فرکانس دستگاه رخ دهد، ضروری است. توصیه می‌شود دستگاه اندازه‌گیری یک دستگاه متعادل‌کننده، حد پایین فیلتر میان‌گذر را روی 2-3 هرتز و حد بالا را روی 50 (100) هرتز تنظیم کند. فیلتر "پایین‌دست" به سرکوب نویزهای فرکانس پایین که ممکن است در خروجی انواع مختلف تقویت‌کننده‌های اندازه‌گیری حسگر ظاهر شوند، کمک می‌کند. فیلتر "بالادست" احتمال تداخل ناشی از فرکانس‌های ترکیبی و ارتعاشات رزونانس بالقوه اجزای مکانیکی منفرد دستگاه را از بین می‌برد.

4.3.2. تقویت سیگنال آنالوگ از سنسور

اگر نیاز به افزایش حساسیت سیستم اندازه‌گیری دستگاه متعادل‌کننده باشد، سیگنال‌های دریافتی از حسگرهای ارتعاش به ورودی واحد اندازه‌گیری می‌توانند تقویت شوند. می‌توان از تقویت‌کننده‌های استاندارد با بهره ثابت و تقویت‌کننده‌های چند مرحله‌ای که بهره آنها بسته به سطح سیگنال واقعی از حسگر قابل تغییر است، استفاده کرد. نمونه‌ای از تقویت‌کننده چند مرحله‌ای قابل برنامه‌ریزی شامل تقویت‌کننده‌هایی است که در مبدل‌های اندازه‌گیری ولتاژ مانند E154 یا E14-140 توسط LLC "L-Card" پیاده‌سازی شده‌اند.

4.3.3. ادغام

همانطور که قبلا ذکر شد، یکپارچه سازی سخت افزاری و/یا یکپارچه سازی دوگانه سیگنال های حسگر ارتعاش در سیستم های اندازه گیری ماشین های تعادل توصیه می شود. بنابراین، سیگنال شتاب سنج اولیه، متناسب با شتاب ارتعاشی، می تواند به سیگنالی متناسب با سرعت ارتعاشی (ادغام) یا جابجایی ارتعاشی (ادغام مضاعف) تبدیل شود. به طور مشابه، سیگنال سنسور ارتعاشی پس از ادغام می تواند به سیگنالی متناسب با جابجایی ارتعاشی تبدیل شود.

4.3.4. فیلتر کردن باریک سیگنال آنالوگ با استفاده از فیلتر ردیابی

برای کاهش تداخل و بهبود کیفیت پردازش سیگنال ارتعاش در سیستم‌های اندازه‌گیری ماشین‌های متعادل‌کننده، می‌توان از فیلترهای ردیابی باند باریک استفاده کرد. فرکانس مرکزی این فیلترها به طور خودکار با استفاده از سیگنال حسگر چرخش روتور، با فرکانس چرخش روتور متعادل تنظیم می‌شود. مدارهای مجتمع مدرن، مانند MAX263، MAX264، MAX267، MAX268 ساخت "MAXIM"، می‌توانند برای ایجاد چنین فیلترهایی استفاده شوند.

4.3.5. تبدیل سیگنال های آنالوگ به دیجیتال

تبدیل آنالوگ به دیجیتال یک روش بسیار مهم است که امکان بهبود کیفیت پردازش سیگنال ارتعاش را در طول اندازه‌گیری دامنه و فاز تضمین می‌کند. این روش در تمام سیستم‌های اندازه‌گیری مدرن دستگاه‌های بالانس پیاده‌سازی شده است. نمونه‌ای از پیاده‌سازی مؤثر چنین ADCهایی شامل مبدل‌های اندازه‌گیری ولتاژ نوع E154 یا E14-140 ساخت شرکت LLC "L-Card" است که در چندین سیستم اندازه‌گیری دستگاه‌های بالانس تولید شده توسط LLC "Kinematics" (Vibromera) استفاده می‌شود. علاوه بر این، LLC "Kinematics" (Vibromera) تجربه استفاده از سیستم‌های ریزپردازنده ارزان‌تر مبتنی بر کنترل‌کننده‌های "Arduino"، میکروکنترلر PIC18F4620 ساخت شرکت "Microchip" و دستگاه‌های مشابه را دارد.

۴.۱.۲.۲. حسگرهای سرعت ارتعاش مبتنی بر شتاب‌سنج‌های پیزوالکتریک

یک حسگر از این نوع با داشتن یک تقویت‌کننده بار داخلی و انتگرال‌گیر در داخل محفظه خود، با یک شتاب‌سنج پیزوالکتریک استاندارد متفاوت است که به آن اجازه می‌دهد سیگنالی متناسب با سرعت ارتعاش تولید کند. به عنوان مثال، حسگرهای سرعت ارتعاش پیزوالکتریک تولید شده توسط تولیدکنندگان داخلی (شرکت ZETLAB و LLC "Vibropribor") در شکل‌های ۴.۶ و ۴.۷ نشان داده شده‌اند.

Figure 4.6. Model AV02 sensor by ZETLAB (Russia)

شکل ۴.۷. سنسور مدل DVST 2 از شرکت LLC "Vibropribor""

Such sensors are manufactured by various producers (both domestic and foreign) and are currently widely used, especially in portable vibration equipment. The cost of these sensors is quite high and can reach 20,000 to 30,000 rubles each, even from domestic manufacturers.

4.1.3. Displacement Sensors

در سیستم‌های اندازه‌گیری ماشین‌های بالانس، می‌توان از حسگرهای جابجایی غیرتماسی - خازنی یا القایی - نیز استفاده کرد. این حسگرها می‌توانند در حالت استاتیک کار کنند و امکان ثبت فرآیندهای ارتعاشی از 0 هرتز را فراهم کنند. استفاده از آنها می‌تواند به ویژه در مورد بالانس روتورهای کم‌سرعت با سرعت چرخش 120 دور در دقیقه و کمتر مؤثر باشد. ضرایب تبدیل این حسگرها می‌تواند به 1000 میلی‌ولت بر میلی‌متر و بالاتر برسد که دقت و وضوح بالایی را در اندازه‌گیری جابجایی، حتی بدون تقویت اضافی، فراهم می‌کند. مزیت بارز این حسگرها، هزینه نسبتاً پایین آنهاست که برای برخی از تولیدکنندگان داخلی از 1000 روبل تجاوز نمی‌کند. هنگام استفاده از این حسگرها در ماشین‌های بالانس، توجه به این نکته مهم است که فاصله کاری اسمی بین عنصر حساس حسگر و سطح جسم مرتعش توسط قطر سیم‌پیچ حسگر محدود می‌شود. برای مثال، برای حسگر نشان داده شده در شکل ۴.۸، مدل ISAN E41A ساخت "TEKO"، فاصله کاری مشخص شده معمولاً ۳.۸ تا ۴ میلی‌متر است که امکان اندازه‌گیری جابجایی جسم مرتعش را در محدوده ±۲.۵ میلی‌متر فراهم می‌کند.

Figure 4.8. Inductive Displacement Sensor Model ISAN E41A by TEKO (Russia)

4.1.4. Force Sensors

As previously noted, force sensors are used in the measurement systems installed on Hard Bearing balancing machines. These sensors, particularly due to their simplicity of manufacture and relatively low cost, are commonly piezoelectric force sensors. Examples of such sensors are shown in Figures 4.9 and 4.10.

Figure 4.9. Force Sensor SD 1 by Kinematika LLC

شکل ۴.۱۰: سنسور نیرو برای ماشین‌های تعادل خودرو، فروخته شده توسط "STO Market""

Strain gauge force sensors, which are manufactured by a wide range of domestic and foreign producers, can also be used to measure relative deformations in the supports of Hard Bearing balancing machines.

۴.۴ طرح عملکردی سیستم اندازه‌گیری دستگاه متعادل‌کننده، "Balanset 2""

سیستم اندازه‌گیری "Balanset 2" رویکردی مدرن برای ادغام توابع اندازه‌گیری و محاسباتی در ماشین‌های بالانس ارائه می‌دهد. این سیستم محاسبه خودکار وزن‌های اصلاحی را با استفاده از روش ضریب نفوذ فراهم می‌کند و می‌تواند برای پیکربندی‌های مختلف ماشین سازگار شود.

طرح عملکردی شامل آماده‌سازی سیگنال، تبدیل آنالوگ به دیجیتال، پردازش سیگنال دیجیتال و الگوریتم‌های محاسبه خودکار است. این سیستم می‌تواند سناریوهای متعادل‌سازی دو صفحه‌ای و چند صفحه‌ای را با دقت بالا انجام دهد.

4.5. محاسبه پارامترهای وزن های تصحیح مورد استفاده در بالانس روتور

محاسبه وزن‌های اصلاحی بر اساس روش ضریب نفوذ انجام می‌شود که نحوه واکنش روتور به وزن‌های آزمایشی در صفحات مختلف را تعیین می‌کند. این روش برای همه سیستم‌های بالانس مدرن اساسی است و نتایج دقیقی را برای روتورهای صلب و انعطاف‌پذیر ارائه می‌دهد.

4.5.1. وظیفه متعادل کردن روتورهای پشتیبانی دوگانه و روشهای حل آن

برای روتورهای دو تکیه‌گاهی (رایج‌ترین پیکربندی)، وظیفه متعادل‌سازی شامل تعیین دو وزن اصلاحی است - یکی برای هر صفحه اصلاحی. روش ضریب تأثیر از رویکرد زیر استفاده می‌کند:

1. اندازه‌گیری اولیه (اجرای ۰): اندازه‌گیری ارتعاش بدون وزنه آزمایشی
2. اولین اجرای آزمایشی (اجرای اول): وزن آزمایشی معلوم را به صفحه ۱ اضافه کنید، پاسخ را اندازه‌گیری کنید
3. دومین دوره آزمایشی (دور دوم): وزنه آزمایشی را به صفحه ۲ منتقل کنید، پاسخ را اندازه‌گیری کنید
4. محاسبه: نرم‌افزار، وزن‌های اصلاح دائمی را بر اساس پاسخ‌های اندازه‌گیری شده محاسبه می‌کند.

پایه ریاضی شامل حل یک سیستم معادلات خطی است که تأثیرات وزنه آزمایشی را به اصلاحات مورد نیاز در هر دو صفحه به طور همزمان مرتبط می‌کند.

شکل های 3.26 و 3.27 نمونه‌هایی از استفاده از تخت‌های تراش را نشان می‌دهد که بر اساس آن یک دستگاه تخصصی Hard Bearing برای بالانس کردن مارپیچ‌ها و یک دستگاه متعادل کننده جهانی Soft Bearing برای روتورهای استوانه‌ای ساخته شد. برای سازندگان DIY، چنین راه حل هایی امکان ایجاد یک سیستم پشتیبانی سفت و سخت برای ماشین متعادل کننده با حداقل زمان و هزینه را فراهم می کند، که می توان پایه های پشتیبانی از انواع مختلف (هر دو یاتاقان سخت و یاتاقان نرم) را روی آن نصب کرد. وظیفه اصلی سازنده در این مورد اطمینان (و در صورت لزوم بازیابی) دقت هندسی راهنماهای ماشینی است که پایه های پشتیبانی بر اساس آنها ساخته می شود. در شرایط تولید DIY، معمولاً از خراش دادن خوب برای بازگرداندن دقت هندسی مورد نیاز راهنماها استفاده می شود.

شکل 3.28 نسخه ای از یک تخت مونتاژ شده را نشان می دهد که از دو کانال ساخته شده است. در ساخت این تخت از اتصالات پیچی جداشدنی استفاده می شود که اجازه می دهد تغییر شکل بستر در حین مونتاژ بدون عملیات تکنولوژیکی اضافی به حداقل برسد یا کاملاً از بین برود. برای اطمینان از دقت هندسی مناسب راهنماهای بستر مشخص، ممکن است نیاز به پردازش مکانیکی (سنگ‌زنی، فرزکاری ریز) فلنج‌های بالایی کانال‌های مورد استفاده باشد.

شکل های 3.29 و 3.30 انواع تخت های جوش داده شده نیز از دو کانال ساخته شده است. فناوری ساخت چنین بسترهایی ممکن است به یک سری عملیات اضافی نیاز داشته باشد، مانند عملیات حرارتی برای کاهش تنش های داخلی که در حین جوشکاری ایجاد می شود. همانند تخت های مونتاژ شده، برای اطمینان از دقت هندسی مناسب راهنماهای تخت های جوش داده شده، باید پردازش مکانیکی (سنگ زنی، فرزکاری ریز) فلنج های بالایی کانال های مورد استفاده را برنامه ریزی کرد.

4.5.2. روش شناسی تعادل دینامیکی روتورهای چند پشتیبانی

روتورهای چند تکیه‌گاهی (سه یا چهار نقطه یاتاقان) به رویه‌های بالانس پیچیده‌تری نیاز دارند. هر نقطه تکیه‌گاه در رفتار دینامیکی کلی نقش دارد و اصلاح باید برهمکنش‌های بین تمام صفحات را در نظر بگیرد.

این روش، رویکرد دو سطحی را به صورت زیر گسترش می‌دهد:

• اندازه‌گیری ارتعاش در تمام نقاط تکیه‌گاه
• استفاده از چندین موقعیت وزنه آزمایشی
• حل دستگاه‌های معادلات خطی بزرگتر
• بهینه‌سازی توزیع وزن اصلاحی

برای شفت‌های کاردان و روتورهای بلند مشابه، این رویکرد معمولاً به سطوح عدم تعادل باقیمانده مطابق با درجه کیفیت ISO G6.3 یا بهتر دست می‌یابد.

4.5.3. ماشین حساب برای متعادل کردن روتورهای چند پشتیبانی

الگوریتم‌های محاسباتی تخصصی برای پیکربندی‌های روتور سه پایه و چهار پایه توسعه داده شده‌اند. این محاسبه‌گرها در نرم‌افزار Balanset-4 پیاده‌سازی شده‌اند و می‌توانند هندسه‌های پیچیده روتور را به طور خودکار محاسبه کنند.

ماشین حساب ها موارد زیر را در نظر می گیرند:

• سختی متغیر تکیه‌گاه
• اتصال متقاطع بین صفحات اصلاحی
• بهینه‌سازی قرارگیری وزن برای دسترسی‌پذیری
• تأیید نتایج محاسبه‌شده

5. توصیه هایی برای بررسی عملکرد و دقت ماشین های متعادل کننده

دقت و قابلیت اطمینان یک دستگاه بالانس به عوامل زیادی بستگی دارد، از جمله دقت هندسی اجزای مکانیکی آن، ویژگی‌های دینامیکی تکیه‌گاه‌ها و قابلیت عملیاتی سیستم اندازه‌گیری. تأیید منظم این پارامترها، کیفیت بالانس ثابت را تضمین می‌کند و به شناسایی مشکلات احتمالی قبل از تأثیرگذاری بر تولید کمک می‌کند.

5.1. بررسی دقت هندسی دستگاه

تأیید صحت هندسی شامل بررسی هم‌ترازی تکیه‌گاه‌ها، موازی بودن راهنماها و هم‌مرکز بودن مجموعه‌های اسپیندل است. این بررسی‌ها باید در طول راه‌اندازی اولیه و به صورت دوره‌ای در طول کار انجام شوند تا از حفظ دقت اطمینان حاصل شود.

5.2. بررسی ویژگی های دینامیکی دستگاه

تأیید ویژگی‌های دینامیکی شامل اندازه‌گیری فرکانس‌های طبیعی تکیه‌گاه‌ها و اجزای قاب است تا از جداسازی صحیح آنها از فرکانس‌های عملیاتی اطمینان حاصل شود. این امر از مشکلات رزونانس که می‌تواند دقت بالانس را به خطر بیندازد، جلوگیری می‌کند.

5.3. بررسی قابلیت عملیاتی سیستم اندازه گیری

تأیید سیستم اندازه‌گیری شامل کالیبراسیون حسگر، تأیید هم‌ترازی فاز و بررسی دقت پردازش سیگنال است. این امر اندازه‌گیری قابل اعتماد دامنه و فاز ارتعاش را در تمام سرعت‌های عملیاتی تضمین می‌کند.

۵.۴ بررسی ویژگی‌های دقت مطابق با ISO 20076-2007

استاندارد ISO 20076-2007 رویه‌های استانداردی را برای تأیید دقت دستگاه بالانس با استفاده از روتورهای آزمایشی کالیبره شده ارائه می‌دهد. این رویه‌ها به اعتبارسنجی عملکرد دستگاه در برابر استانداردهای شناخته شده بین‌المللی کمک می‌کنند.

ادبیات

1. رِشِتوف دی.ان. (ویراستار). "جزئیات و سازوکارهای ماشین‌های برش فلز". مسکو: ماشین‌سازی، ۱۹۷۲.
2. کلنبرگر دبلیو. "سنگ‌زنی مارپیچی سطوح استوانه‌ای". ماشین‌آلات، ۱۹۶۳.
3. استاندارد ISO 18855-94 (ISO 281-89) "بلبرینگ‌های غلتشی - مقادیر بارگذاری دینامیکی و طول عمر مجاز.""
4. ISO 17383-73 "قرقره برای تسمه‌های محرک تخت"."
5. ISO 1940-1-2007 "ارتعاش. الزامات مربوط به کیفیت تعادل روتورهای صلب.""
6. ISO 20076-2007 "روش‌های تأیید صحت دستگاه بالانس"."