ماشین‌های متعادل‌کننده با دست خود

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 عکسی از یک پایه برای تراز کردن سنگ‌های سنباده را نشان می‌دهد که توسط پی. آشارین برای تولید داخلی ساخته شده است.

شکل ۲.۱۱. پایهٔ تعادل‌دهی چرخ‌های ساب‌زن

استند شامل اجزای اصلی زیر است:

• صفحهٔ ۱, ، نصب‌شده بر روی چهار فنر استوانه‌ای 2؛;
• موتور الکتریکی ۳, که روتور آن نیز به‌عنوان دوک عمل می‌کند و میله‌ای به نام ماندریل ۴ بر روی آن نصب شده است، که برای نصب و محکم کردن چرخ سابا بر روی دوک استفاده می‌شود.

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.

شکل ۲.۱۲ 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""

پایهٔ این استند نیز از ... استفاده می‌کند. صفحهٔ ۱, ۲. نصب‌شده بر روی فنرهای استوانه‌ای. ۳. روی صفحهٔ ۱ یک پمپ خلأ نصب شده است که دارای محرک الکتریکی خود است و قادر است سرعت را به‌طور گسترده از ۰ تا ۶۰٬۰۰۰ دور در دقیقه تغییر دهد. ۴. حسگرهای لرزش روی بدنهٔ پمپ نصب شده‌اند که برای اندازه‌گیری ارتعاش در دو بخش مختلف در ارتفاعات گوناگون استفاده می‌شوند.

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."

لرزش باقیمانده‌ی بدنه پمپ که در حین بالانس در سرعت‌های چرخشی تا ۸۰۰۰ دور در دقیقه حاصل می‌شود، از ۰٫۰۱ میلی‌متر بر ثانیه تجاوز نمی‌کند.

استندهای بالانس‌کننده که طبق طرح فوق تولید شده‌اند، در بالانس‌کردن سایر مکانیزم‌ها مانند فن‌ها نیز مؤثرند. نمونه‌هایی از استندهای طراحی‌شده برای بالانس‌کردن فن‌ها در شکل‌های 2.13 و 2.14 نشان داده شده‌اند.

شکل ۲.۱۳. پایهٔ تعادل‌دهندهٔ پروانه‌های فن

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

دستگاه‌های بالانس یاتاقان سخت با دستگاه‌های یاتاقان نرم که پیش‌تر مورد بحث قرار گرفتند، از نظر طراحی تکیه‌گاه‌هایشان متفاوت هستند. تکیه‌گاه‌های آن‌ها به‌صورت صفحات صلب با شکاف‌های پیچیده (برش‌خورده) ساخته شده‌اند. فرکانس‌های طبیعی این تکیه‌گاه‌ها به‌طور قابل‌توجهی (حداقل ۲ تا ۳ برابر) از حداکثر فرکانس چرخشی روتور بالانس‌شده روی دستگاه فراتر می‌روند.

دستگاه‌های یاتاقان سخت در مقایسه با دستگاه‌های یاتاقان نرم انعطاف‌پذیری بیشتری دارند، زیرا معمولاً امکان بالانس باکیفیت روتورها را در محدوده وسیع‌تری از ویژگی‌های جرمی و ابعادی آن‌ها فراهم می‌کنند. یکی از مزایای مهم این دستگاه‌ها این است که امکان بالانس دقیق روتورها را در سرعت‌های چرخشی نسبتاً پایین فراهم می‌آورند که می‌تواند در محدوده ۲۰۰ تا ۵۰۰ دور در دقیقه و کمتر باشد.

شکل ۲.۱۵ 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).

برای اندازه‌گیری این تغییرشکل‌های نسبی، دستگاه‌های یاتاقان سخت می‌توانند از حسگرهای نیرو یا حسگرهای ارتعاش بسیار حساس از انواع مختلف، از جمله حسگرهای جابجایی ارتعاش غیرتماسی، استفاده کنند.

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.

شکل‌های 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.

شکل ۲.۱۶.الف. دستگاه یاتاقان سخت برای بالانس شفت‌های محرک، ساخت ن. اوبیدکوف (مگنیتوگورسک)

شکل ۲.۱۶.ب عکسی از تکیه‌گاه جلویی ماشین همراه با دوک اصلی ۳ را نشان می‌دهد که همان‌طور که قبلاً اشاره شد، توسط یک سیستم تسمه‌ای از موتور الکتریکی آسنکرون ۴ به گردش درمی‌آید. این تکیه‌گاه به‌طور صلب به قاب متصل شده است.

شکل ۲.۱۶.ب. تکیه‌گاه جلویی (محور اصلی).

شکل ۲.۱۶.ج شامل عکسی از یکی از دو تکیه‌گاه میانی متحرک دستگاه است. این تکیه‌گاه روی اسلایدهای ۷ قرار گرفته و امکان حرکت طولی آن را در امتداد راهنماهای قاب فراهم می‌کند. این تکیه‌گاه شامل دستگاه ویژه‌ای (۸) است که برای نصب و تنظیم ارتفاع یاتاقان میانی شفت محرک متعادل طراحی شده است.

شکل 2.16.c. تکیه‌گاه متحرک میانی ماشین

شکل ۲.۱۶.د عکسی از تکیه‌گاه اسپیندل عقب (محرک) را نشان می‌دهد که مانند تکیه‌گاه‌های میانی، امکان حرکت در امتداد ریل‌های قاب دستگاه را فراهم می‌کند.

شکل 2.16.d. تکیه‌گاه اسپیندل عقب (محرک).

تمام تکیه‌گاه‌های مورد بحث در بالا، صفحات عمودی‌ای هستند که بر پایه‌های صاف نصب شده‌اند. این صفحات دارای شکاف‌های T‌شکل هستند (به شکل 2.16.d مراجعه کنید) که تکیه‌گاه را به بخش داخلی 9 (سخت‌تر) و بخش خارجی 10 (نرم‌تر) تقسیم می‌کنند. سختی متفاوت بخش‌های داخلی و خارجی تکیه‌گاه ممکن است در اثر نیروهای عدم تعادل ناشی از روتور متعادل، به تغییر شکل نسبی این بخش‌ها منجر شود.

سنسورهای نیرو معمولاً برای اندازه‌گیری تغییر شکل نسبی تکیه‌گاه‌ها در دستگاه‌های خانگی استفاده می‌شوند. مثالی از نحوه نصب یک سنسور نیرو روی تکیه‌گاه دستگاه بالانسینگ Hard Bearing در شکل 2.16e نشان داده شده است. همان‌طور که در این شکل دیده می‌شود، سنسور نیرو 11 توسط پیچ 12 که از یک سوراخ رزوه‌ای در بخش بیرونی تکیه‌گاه عبور می‌کند، به سطح جانبی بخش داخلی تکیه‌گاه فشار داده می‌شود.

برای اطمینان از فشار یکنواخت پیچ ۱۲ در سراسر سطح حسگر نیرو ۱۱، یک واشر تخت ۱۳ بین آن و حسگر قرار داده می‌شود.

شکل 2.16.d. نمونه نصب حسگر نیرو روی یک تکیه‌گاه.

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.

شکل ۲.۱۷.الف. 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.
• موتور الکتریکی ۳، 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

۳.۱.۱. مبانی نظری طراحی یاتاقان

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).

از این نمودارها برمی‌آید که با نزدیک شدن فرکانس چرخشی روتور متعادل به فرکانس طبیعی نوسانات تکیه‌گاه (یعنی زمانی که نسبت fp/fo به 1 نزدیک می‌شود)، افزایش قابل توجهی در دامنه نوسانات تشدیدی تکیه‌گاه رخ می‌دهد (به شکل 3.1.a مراجعه کنید). هم‌زمان، نمودار 3.1.b نشان می‌دهد که در ناحیهٔ تشدید، تغییر ناگهانی در زاویهٔ فاز ∆F° رخ می‌دهد که می‌تواند تا 180° برسد.

به عبارت دیگر، هنگام بالانس هر مکانیزم در ناحیهٔ تشدید، حتی تغییرات جزئی در فرکانس چرخش آن می‌تواند به ناپایداری قابل‌توجهی در نتایج اندازه‌گیری دامنه و فاز ارتعاش آن منجر شود که به خطا در محاسبهٔ پارامترهای وزنه‌های اصلاحی می‌انجامد و کیفیت بالانس را به‌طور منفی تحت تأثیر قرار می‌دهد.

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.

شکل ۳.۱. نمودارهایی که تغییرات دامنه و فاز نسبی ارتعاشات تکیه‌گاه ماشین توازن را بر حسب تغییرات فرکانس دورانی نشان می‌دهند.

• Ад – دامنه ارتعاشات دینامیکی تکیه‌گاه؛;
• e = m*r / M - عدم تعادل خاص روتور متعادل؛;
• m – عدم توازن جرم روتور؛;
• M – جرم روتور؛;
• r – شعاعی که جرم نامتعادل در روتور در آن قرار دارد؛;
• fp – فرکانس دورانی روتور؛;
• fo – فرکانس طبیعی ارتعاشات تکیه‌گاه

با توجه به اطلاعات ارائه‌شده، بهره‌برداری از دستگاه در ناحیهٔ تشدید تکیه‌گاه‌های آن (که در شکل ۳.۱ به رنگ قرمز برجسته شده است) توصیه نمی‌شود. نمودارهای شکل ۳.۱ همچنین نشان می‌دهند که برای همان عدم‌تعادل‌های روتور، ارتعاش‌های واقعی تکیه‌گاه‌های دستگاه یاتاقان نرم به‌طور قابل‌توجهی کمتر از ارتعاش‌های تکیه‌گاه‌های دستگاه یاتاقان نرم هستند.

از این رو، برمی‌آید که حسگرهای به‌کاررفته برای اندازه‌گیری ارتعاشات تکیه‌گاه‌ها در ماشین‌های یاتاقان سخت باید حساسیت بیشتری نسبت به حسگرهای به‌کاررفته در ماشین‌های یاتاقان نرم داشته باشند. این نتیجه با تجربه عملی استفاده از حسگرها به‌خوبی تأیید می‌شود؛ زیرا نشان می‌دهد حسگرهای ارتعاش مطلق (ویبرو-شتاب‌سنج‌ها و/یا ویبرو-سرعت‌سنج‌ها)، که با موفقیت در ماشین‌های بالانس یاتاقان نرم به‌کار رفته‌اند، اغلب قادر به دستیابی به کیفیت بالانس لازم در ماشین‌های یاتاقان سخت نیستند.

در این دستگاه‌ها توصیه می‌شود از حسگرهای لرزش نسبی، مانند حسگرهای نیرو یا حسگرهای جابجایی با حساسیت بالا استفاده شود.

۳.۱.۲. برآورد فرکانس‌های طبیعی تکیه‌گاه‌ها با استفاده از روش‌های محاسباتی

یک طراح می‌تواند با استفاده از فرمول ۳.۱، به‌طور تقریبی (تخمینی) فرکانس طبیعی یک پایهٔ ارتعاشی را محاسبه کند، با ساده‌انگاری آن به‌عنوان یک سامانهٔ ارتعاشی تک‌درجهٔ آزادی که (به شکل ۲.۱۹.الف مراجعه کنید) با جرمی M که روی فنری با سختی K نوسان می‌کند، نمایش داده می‌شود.

تودهٔ M مورد استفاده در محاسبه برای روتور متقارن بین یاتاقان‌ها را می‌توان با فرمول ۳.۲ تقریبی کرد.

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.

سختی K تکیه‌گاه با استفاده از فرمول ۳.۳ بر اساس نتایج مطالعات تجربی که شامل اندازه‌گیری تغییرشکل ΔL تکیه‌گاه هنگام اعمال نیروی ایستا P است، محاسبه می‌شود (رجوع شود به شکل‌های ۳.۲.الف و ۳.۲.ب).

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

مقدار نیروی بارگذاری P را می‌توان با استفاده از یک دستگاه اندازه‌گیری نیرو (مثلاً داینامومتر) اندازه‌گیری کرد. جابجایی تکیه‌گاه ΔL با استفاده از دستگاه اندازه‌گیری جابجایی‌های خطی (مثلاً نشانگر عقربه‌ای) تعیین می‌شود.

۳.۱.۳. روش‌های تجربی برای تعیین فرکانس‌های طبیعی تکیه‌گاه‌ها

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.

۳.۱.۳.۱. تعیین فرکانس‌های طبیعی تکیه‌گاه‌ها با روش برانگیختگی ضربه‌ای

روش برانگیختن ضربه‌ای ساده‌ترین و رایج‌ترین روش برای تعیین فرکانس طبیعی ارتعاشات یک تکیه‌گاه یا هر جزء دیگر ماشین است. این روش بر این واقعیت استوار است که وقتی هر شیئی، مانند یک زنگوله (به شکل 3.3 مراجعه کنید)، با ضربه برانگیخته می‌شود، پاسخ آن به صورت یک پاسخ ارتعاشی است که به تدریج کاهش می‌یابد. فرکانس سیگنال ارتعاشی توسط ویژگی‌های سازه‌ای جسم تعیین می‌شود و با فرکانس ارتعاشات طبیعی آن مطابقت دارد. برای تحریک ضربه‌ای ارتعاشات می‌توان از هر ابزار سنگینی مانند چکش لاستیکی یا چکش معمولی استفاده کرد.

شکل ۳.۳. نمودار تحریک ضربه‌ای مورد استفاده برای تعیین فرکانس‌های طبیعی یک جسم

تودهٔ چکش باید تقریباً ۱۰۱ برابر تودهٔ جسم تحریک‌شونده باشد. برای ثبت پاسخ ارتعاشی، یک حسگر ارتعاش باید روی جسم مورد بررسی نصب شود، به‌طوری‌که محور اندازه‌گیری آن هم‌راستا با جهت تحریک ضربه‌ای باشد. در برخی موارد، می‌توان از میکروفون دستگاه اندازه‌گیری صدا به‌عنوان حسگر برای دریافت پاسخ ارتعاشی جسم استفاده کرد.

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.

شکل ۳.۵. رابط کاربری برنامه نشان‌دهنده نمودارهای تابع زمان و طیف ارتعاشات ضربه‌ای در حال کاهش ساختار مورد بررسی

تحلیل نمودار طیفی ارائه‌شده در شکل ۳.۵ (به قسمت پایینی پنجرهٔ کار مراجعه کنید) نشان می‌دهد که مؤلفهٔ اصلی ارتعاشات طبیعی سازهٔ مورد بررسی، که نسبت به محور عرض‌الود نمودار تعیین شده است، در فرکانس ۹.۵ هرتز رخ می‌دهد. این روش می‌تواند برای مطالعات ارتعاشات طبیعی تکیه‌گاه‌های ماشین بالانس‌کنندهٔ Soft Bearing و Hard Bearing توصیه شود.

۳.۱.۳.۲. تعیین فرکانس‌های طبیعی تکیه‌گاه‌ها در حالت غلتش

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.

در این حالت، فرکانس‌های طبیعی تکیه‌گاه‌ها را می‌توان با دو ویژگی تعیین کرد:

• از طریق یک جهش موضعی در دامنه نوسان مشاهده‌شده در نواحی تشدید؛;
• با یک تغییر تند (تا ۱۸۰ درجه) در فاز ارتعاش که در ناحیه جهش دامنه مشاهده می‌شود.

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.

شایان ذکر است که به دلایل واضح (رجوع شود به بخش ۳.۱.۱)، روش شناسایی فرکانس‌های طبیعی تکیه‌گاه‌ها در سواحل تنها در مطالعه ماشین‌های بالانس‌کننده نرم‌بار قابل استفاده است، جایی که فرکانس‌های کاری چرخش روتور به‌طور قابل توجهی از فرکانس‌های طبیعی تکیه‌گاه‌ها در جهت عرضی فراتر می‌روند.

در مورد ماشین‌های دارای یاتاقان سخت، که در آن فرکانس‌های کاری چرخش روتور که باعث تحریک ارتعاشات تکیه‌گاه‌های ساحلی می‌شوند، به‌طور قابل‌توجهی پایین‌تر از فرکانس‌های طبیعی تکیه‌گاه‌ها است، استفاده از این روش عملاً غیرممکن است.

۳.۱.۴. توصیه‌های عملی برای طراحی و ساخت تکیه‌گاه‌های ماشین‌های بالانس

۳.۱.۲. محاسبه فرکانس‌های طبیعی تکیه‌گاه‌ها با روش‌های محاسباتی

محاسبات فرکانس‌های طبیعی تکیه‌گاه‌ها با استفاده از طرح محاسباتی فوق‌الذکر را می‌توان در دو جهت انجام داد:

• در جهت عرضی تکیه‌گاه‌ها، که با جهت اندازه‌گیری ارتعاشات آن‌ها ناشی از نیروهای عدم توازن روتور هم‌راستا است؛;
• در جهت محوری، هم‌محور با محور چرخش روتور متعادل نصب‌شده روی تکیه‌گاه‌های ماشین.

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.

۳.۱.۴.۱. دستگاه‌های یاتاقان نرم با فنرهای صفحه تخت

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.

روش‌های تنظیم فرکانس‌های طبیعی ارتعاشات تکیه‌گاه‌ها روی فنرهای تخت واضح است. این تنظیم را می‌توان با تغییر ابعاد هندسی یا شکل فنرهای تخت انجام داد که برای مثال با فرزکاری شیارهای طولی یا عرضی که سختی آن‌ها را کاهش می‌دهد، حاصل می‌شود.

همان‌طور که قبلاً ذکر شد، اعتبارسنجی نتایج چنین تنظیمی را می‌توان با شناسایی فرکانس‌های طبیعی ارتعاشات تکیه‌گاه‌ها با استفاده از روش‌های توصیف‌شده در بخش‌های 3.1.3.1 و 3.1.3.2 انجام داد.

شکل ۳.۶ نسخهٔ کلاسیکی از طراحی یاتاقان روی فنرهای تخت را ارائه می‌دهد که توسط ا. سینیتسین در یکی از ماشین‌هایش به‌کار رفته است. همان‌طور که در شکل نشان داده شده است، یاتاقان شامل اجزای زیر است:

• صفحه بالایی ۱؛;
• دو فنر تخت ۲ و ۳؛;
• صفحهٔ پایینی ۴؛;
• پایه نگهدارنده ۵.

شکل ۳.۶. تغییر در طراحی یک تکیه‌گاه روی فنرهای تخت

صفحه بالایی ۱ پایه می‌تواند برای نصب اسپیندل یا یک یاتاقان میانی استفاده شود. بسته به هدف پایه، صفحه پایینی ۴ می‌تواند به‌طور صلب به راهنماهای ماشین متصل شود یا روی اسلایدهای متحرک نصب گردد که امکان حرکت پایه در امتداد راهنماها را فراهم می‌کند. براکت ۵ برای نصب مکانیزم قفل‌کننده پایه به‌کار می‌رود و امکان ثابت نگه‌داشتن آن را در حین شتاب‌گیری و کاهش سرعت روتور متعادل فراهم می‌آورد.

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.

شکل ۳.۷. دستگاه بالانس روتور موتورهای الکتریکی مونتاژشده، توسعه یافته توسط ا. موخوف.

شکل ۳.۸. دستگاه بالانس روتورهای توربوپمپ، توسعه یافته توسط جی. گلازوف (بیشکک)

۳.۱.۴.۲. تکیه‌گاه‌های ماشین یاتاقان نرم با تعلیق روی فنرهای نواری

در طراحی فنرهای نواری مورد استفاده برای تکیه‌گاه‌های معلق، باید به انتخاب ضخامت و عرض نوار فنری توجه شود؛ به‌طوری‌که از یک سو بتواند بارهای استاتیکی و دینامیکی روتور را در تکیه‌گاه تحمل کند و از سوی دیگر از احتمال ایجاد ارتعاشات پیچشی در تکیه‌گاه معلق که به صورت انحراف محوری بروز می‌کند، جلوگیری نماید.

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

۳.۱.۴.۳. پشتیبان‌های ماشین یاتاقان نرم ساخته‌شده با استفاده از فنرهای استوانه‌ای

نمونه‌ای از یک دستگاه بالانس بلبرینگ نرم، که در طراحی تکیه‌گاه‌های آن از فنرهای فشاری استوانه‌ای استفاده شده است، در شکل ۳.۹ نشان داده شده است. عیب اصلی این راه‌حل طراحی به درجات متغیر تغییر شکل فنر در تکیه‌گاه‌های جلو و عقب مربوط می‌شود، که در صورت نامتقارن بودن بارهای وارد بر تکیه‌گاه‌ها در حین بالانس روتورهای نامتقارن رخ می‌دهد. این امر به طور طبیعی منجر به ناهمسو شدن یاتاقان‌ها و کج شدن محور روتور در صفحه عمودی می‌شود. یکی از پیامدهای منفی این نقص می‌تواند ایجاد نیروهایی باشد که باعث جابجایی محوری روتور در حین چرخش می‌شود.

شکل ۳.۹. نوع سازه‌ای تکیه‌گاه یاتاقان نرم برای ماشین‌های بالانس با استفاده از فنرهای استوانه‌ای.

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.

شکل ۳.۱۰. طرح کلی تکیه‌گاه یاتاقان سخت برای ماشین تراز

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.

شکل ۳.۱۱. تکیه‌گاه‌های یاتاقان سخت برای ماشین ترازو، ساخت آ. سینیتسین

شکل ۳.۱۲. تکیه‌گاه یاتاقان سخت برای دستگاه ترازو، ساخت دی. کراسیلنیکوف

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.

۳.۲. پشتیبانی از مجموعه‌های ماشین‌های بالانس

۳.۲.۱. انواع اصلی مجموعه‌های پشتیبان

در ساخت هر دو ماشین بالانس یاتاقان سخت و یاتاقان نرم، می‌توان انواع شناخته‌شدهٔ زیر از مجموعه‌های پشتیبان را که برای نصب و چرخش روتورهای بالانس‌شده روی پشتیبان‌ها استفاده می‌شوند، توصیه کرد، از جمله:

• مجموعه‌های پشتیبان منشوری;
• پشتیبانی از مونتاژها با غلتک‌های چرخان؛;
• مجموعه‌های نگهدارندهٔ اسپیندل.

۳.۲.۱.۱. مجموعه‌های پشتیبان منشوری

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.

۳.۱۳. نوع اجرایی مجموعهٔ نگهدارندهٔ منشوری، مورد استفاده در دستگاه توازن توربین‌های خودرو

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.

۳.۲.۱.۲. مجموعه‌های تکیه‌گاهی غلتکی

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.

شکل ۳.۱۵. نمونه‌ای از طراحی مجموعهٔ تکیه‌گاه غلتکی

شکل ۳.۱۶. نمونه‌ای از طراحی مجموعهٔ تکیه‌گاهی غلتکی با دو یاتاقان غلتشی

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.

شکل ۳.۱۷. مثال طراحی مجموعهٔ تکیه‌گاهی غلتکی خودتراز

همان‌طور که قبلاً ذکر شد، مجموعه‌های پشتیبان غلتک معمولاً نیازهای نسبتاً بالایی برای ساخت دقیق و صلبیت دارند. به‌ویژه، تلرانس‌های تعیین‌شده برای انحراف شعاعی غلتک‌ها نباید از ۳–۵ میکرومتر تجاوز کنند.

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.

۳.۲.۱.۳. مجموعه‌های نگهدارندهٔ اسپیندل

هنگام بالانس روتورها با نصب فلنجی (برای مثال شفت‌های کاردان) روی دستگاه‌های بالانس، از اسپیندل‌ها به‌عنوان مجموعه‌های نگهدارنده برای قراردهی، نصب و چرخش قطعات بالانس‌شده استفاده می‌شود.

میل‌ها یکی از پیچیده‌ترین و حیاتی‌ترین اجزای دستگاه‌های بالانس هستند که عمدتاً مسئول دستیابی به کیفیت بالانس مورد نیاز می‌باشند.

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.

در میان الزامات اصلی که باید در طراحی و ساخت اسپیندل‌های ماشین ترازبندی در نظر گرفته شوند، موارد زیر باید در اولویت قرار گیرند:

الف) فراهم کردن صلبیت بالای ساختار مجموعهٔ شفت، به اندازه‌ای که از انحرافات غیرقابل قبول ناشی از نیروهای عدم تعادل روتور متعادل‌شده جلوگیری کند؛;

ب) تضمین پایداری موقعیت محور چرخش اسپیندل، که با مقادیر مجاز انحراف شعاعی، محوری و محوری اسپیندل مشخص می‌شود؛;

ج) اطمینان از مقاومت مناسب در برابر سایش یاتاقان‌های شفت، و همچنین سطوح نشیمنگاه و تکیه‌گاهی که برای نصب محصولات متعادل استفاده می‌شوند.

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

به‌ویژه روش‌هایی برای تأیید صلبیت و دقت چرخشی اسپیندل‌ها، توصیه‌هایی برای انتخاب یاتاقان‌ها، انتخاب جنس اسپیندل و روش‌های سخت‌کاری آن، و همچنین اطلاعات مفید فراوان دیگری در این زمینه وجود دارد.

کار [۱] اشاره می‌کند که در طراحی دوک‌ها برای اکثر انواع ماشین‌آلات تراش‌کاری فلزات، عمدتاً از طرح دو یاتاقان استفاده می‌شود.

یک نمونه از نوع طراحی متغیر چنین طرح دو یاتاقانی که در محورهای دستگاه فرزکاری استفاده می‌شود (جزئیات را می‌توان در کار [۱] یافت) در شکل ۳.۱۸ نشان داده شده است.

این طرح برای ساخت محورهای ماشین تراز بسیار مناسب است، نمونه‌هایی از گونه‌های طراحی آن در شکل‌های 3.19 تا 3.22 نشان داده شده است.

شکل ۳.۱۸. طرح کلی شفت دستگاه فرز دو یاتاقانی

شکل ۳.۱۹ یکی از انواع طراحی مجموعهٔ دوک اصلی دستگاه ترازکننده را نشان می‌دهد که روی دو بلبرینگ محوری شعاعی می‌چرخد و هر یک از آن‌ها دارای محفظهٔ مستقل ۱ و ۲ است. فلنج ۴ که برای نصب فلنجی شفت کاردان در نظر گرفته شده و قرقرهٔ ۵ که برای انتقال چرخش از موتور الکتریکی به دوک از طریق تسمهٔ V-belt استفاده می‌شود، روی شفت دوک ۳ نصب شده‌اند.

شکل ۳.۱۹. نمونه‌ای از طراحی اسپیندل روی دو تکیه‌گاه یاتاقان مستقل

شکل‌های 3.20 و 3.21 دو طرح مرتبط با هم از مجموعه‌های محور اصلی را نشان می‌دهد. در هر دو حالت، یاتاقان‌های محور در یک محفظه مشترک ۱ نصب شده‌اند که دارای یک سوراخ محوری عبوری است که برای نصب شفت محور لازم است. در ورودی و خروجی این سوراخ، محفظه دارای حفره‌های ویژه‌ای (در شکل‌ها نشان داده نشده) است که برای جای دادن یاتاقان‌های رانش شعاعی (غلتکی یا کروی) و پوشش‌های فلنجی ویژه ۵ طراحی شده‌اند که برای محکم کردن حلقه‌های بیرونی یاتاقان‌ها استفاده می‌شوند.

شکل ۳.۲۰. مثال ۱ از طراحی اسپیندل پیشرونده روی دو تکیه‌گاه یاتاقانی نصب‌شده در یک محفظه مشترک

شکل ۳.۲۱. مثال ۲ از طراحی اسپیندل پیشرونده روی دو تکیه‌گاه یاتاقانی نصب‌شده در یک محفظه مشترک

همانند نسخه قبلی (به شکل ۳.۱۹ مراجعه کنید)، یک صفحه روپوش ۲ روی شفت اسپیندل نصب شده است که برای نصب فلنجی شفت محرک در نظر گرفته شده است، و یک پولی ۳ که برای انتقال چرخش از موتور الکتریکی به اسپیندل از طریق یک سیستم تسمه‌ای استفاده می‌شود. یک بازو ۴ نیز به شفت اسپیندل متصل است که برای تعیین موقعیت زاویه‌ای اسپیندل استفاده می‌شود و هنگام نصب وزنه‌های آزمایشی و اصلاحی روی روتور در حین بالانس به کار می‌رود.

شکل ۳.۲۲. نمونه‌ای از طراحی اسپیندل محرک (عقب)

شکل ۳.۲۲ نشان‌دهنده یک نوع طراحی متغیر از مجموعه اسپیندل محرک (عقب) یک ماشین است که تنها با عدم وجود پولی محرک و بازوی آن از اسپیندل اصلی متمایز می‌شود، زیرا به آن‌ها نیازی نیست.

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

همان‌طور که در شکل‌های 3.20 – 3.22, مجموعه‌های شفت مذکور در بالا با استفاده از گیره‌های ویژه (کمربندها) ۶ به تکیه‌گاه‌های یاتاقان نرم دستگاه‌های ترازبندی متصل می‌شوند. در صورت لزوم می‌توان از روش‌های اتصال دیگری نیز استفاده کرد، به شرط آنکه سفتی و دقت لازم در جای‌گذاری مجموعه شفت روی تکیه‌گاه تضمین شود.

شکل ۳.۲۳ طراحی یک پایه فلنجی مشابه آن شفت را نشان می‌دهد که می‌توان از آن برای نصب آن بر روی تکیه‌گاه یاتاقان سخت یک ماشین بالانس استفاده کرد.

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):

کجا:

• 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:

کجا:

• ∆ 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:

• استفاده از حسگرهای لرزش با ضریب تبدیل سیگنال بالا؛;
• استفاده از حسگرهای زاویه فاز لیزری مدرن؛;
• تولید (یا استفاده) از سخت‌افزاری که امکان تقویت و تبدیل دیجیتال سیگنال‌های حسگر (پردازش اولیه سیگنال) را فراهم می‌کند؛;
• 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

در سیستم‌های اندازه‌گیری دستگاه‌های تراز، انواع مختلف حسگرهای ارتعاش (تبدیل‌کننده‌ها) قابل استفاده هستند، از جمله:

• سنسورهای شتاب لرزش (شتاب‌سنج‌ها);
• سنسورهای سرعت ارتعاش؛;
• سنسورهای جابجایی لرزشی;
• سنسورهای نیرو.

۴.۱.۱. حسگرهای شتاب لرزش

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.

شکل ۴.۱. شتاب‌سنج‌های پیزو DN 3M1 و DN 3M1V6

برای اتصال چنین حسگرهایی به دستگاه‌ها و سیستم‌های اندازه‌گیری ارتعاش، لازم است از تقویت‌کننده‌های بار خارجی یا داخلی استفاده شود.

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

شایان ذکر است که این حسگرها، از جمله بردهای بازار پرکاربرد شتاب‌سنج‌های خازنی ADXL 345 (رجوع شود به شکل 4.3)، چندین مزیت مهم نسبت به شتاب‌سنج‌های پیزوالکتریک دارند. به‌طور مشخص، آن‌ها با مشخصات فنی مشابه، ۴ تا ۸ برابر ارزان‌تر هستند. علاوه بر این، آن‌ها نیازی به استفاده از تقویت‌کننده‌های شارژ پرهزینه و حساس مورد نیاز در شتاب‌سنج‌های پیزوالکتریک ندارند.

در مواردی که هر دو نوع شتاب‌سنج در سیستم‌های اندازه‌گیری ماشین‌های تراز استفاده می‌شوند، معمولاً ادغام سخت‌افزاری (یا انتگرال‌گیری دوباره‌ی) سیگنال‌های حسگر انجام می‌شود.

شکل ۴.۲. شتاب‌سنج‌های خازنی AD 1، مونتاژشده.

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

شایان ذکر است که این حسگرها، از جمله بردهای بازار پرکاربرد شتاب‌سنج‌های خازنی ADXL 345 (رجوع شود به شکل 4.3)، چندین مزیت مهم نسبت به شتاب‌سنج‌های پیزوالکتریک دارند. به‌طور مشخص، آن‌ها با مشخصات فنی مشابه، ۴ تا ۸ برابر ارزان‌تر هستند. علاوه بر این، آن‌ها نیازی به استفاده از تقویت‌کننده‌های شارژ پرهزینه و حساس مورد نیاز در شتاب‌سنج‌های پیزوالکتریک ندارند.

شکل ۴.۳. برد شتاب‌سنج خازنی ADXL 345.

در این حالت، سیگنال اولیه حسگر که متناسب با شتاب ارتعاش است، به تبع آن به سیگنالی متناسب با سرعت یا جابجایی ارتعاش تبدیل می‌شود. فرآیند انتگرال‌گیری مضاعف از سیگنال ارتعاش به‌ویژه در کاربرد شتاب‌سنج‌ها به‌عنوان بخشی از سیستم‌های اندازه‌گیری ماشین‌های بالانس سرعت پایین اهمیت دارد، جایی که محدوده فرکانس دورانی پایین‌تر روتور در حین بالانس می‌تواند به ۱۲۰ دور در دقیقه و کمتر برسد. هنگام استفاده از شتاب‌سنج‌های خازنی در سیستم‌های اندازه‌گیری ماشین‌های بالانس، باید در نظر داشت که پس از انتگرال‌گیری، سیگنال‌های آن‌ها ممکن است حاوی تداخل فرکانس پایین باشد که در بازه فرکانسی 0.5 تا 3 هرتز خود را نشان می‌دهد. این امر ممکن است بازه فرکانسی پایین‌تر بالانس را در ماشین‌هایی که برای استفاده از این حسگرها در نظر گرفته شده‌اند، محدود کند.

۴.۱.۲. حسگرهای سرعت ارتعاش

۴.۱.۲.۱. حسگرهای سرعت ارتعاش القایی.

این حسگرها شامل یک سیم‌پیچ القایی و یک هسته مغناطیسی هستند. وقتی سیم‌پیچ نسبت به یک هسته ثابت (یا هسته نسبت به یک سیم‌پیچ ثابت) می‌لرزد، یک ولتاژ الکتریکی القایی در سیم‌پیچ ایجاد می‌شود که ولتاژ آن مستقیماً با سرعت ارتعاش عنصر متحرک حسگر متناسب است. ضرایب تبدیل (Кпр) حسگرهای القایی معمولاً بسیار بالا است و به ده‌ها یا حتی صدها میلی‌ولت بر میلی‌متر در ثانیه می‌رسد. به طور خاص، ضریب تبدیل حسگر مدل T77 شرکت شنک ۸۰ میلی‌ولت بر میلی‌متر در ثانیه و برای حسگر مدل 544M شرکت IRD Mechanalysis، ۴۰ میلی‌ولت بر میلی‌متر در ثانیه است. در برخی موارد (به عنوان مثال، در دستگاه‌های ترازشکن)، از حسگرهای القایی سرعت ارتعاش ویژه و بسیار حساس با یک تقویت‌کننده مکانیکی استفاده می‌شود که در آن Кпр می‌تواند از ۱۰۰۰ میلی‌ولت بر میلی‌متر بر ثانیه فراتر رود. اگر از حسگرهای القایی سرعت ارتعاش در سیستم‌های اندازه‌گیری دستگاه‌های ترازشکن استفاده شود، می‌توان یکپارچه‌سازی سخت‌افزاری سیگنال الکتریکی متناسب با سرعت ارتعاش را نیز انجام داد و آن را به سیگنالی متناسب با جابجایی ارتعاش تبدیل کرد.

شکل 4.4. حسگر مدل 544M ساخت IRD Mechanalysis.

شکل ۴.۵. حسگر مدل T77 ساخت شنک

شایان ذکر است که به دلیل شدت نیروی کار در تولید آن‌ها، حسگرهای سرعت ارتعاش القایی کالاهایی نسبتاً کمیاب و گران‌قیمت هستند. بنابراین، با وجود مزایای آشکار این حسگرها، سازندگان آماتور دستگاه‌های بالانس به ندرت از آن‌ها استفاده می‌کنند.

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. مزایای آشکار این حسگر عبارتند از:

• دامنه عملیاتی گسترده، که امکان اندازه‌گیری فرکانس چرخش روتور را از ۲.۵ تا ۹۹٬۹۹۹ دور در دقیقه با وضوحی کمتر از یک دور فراهم می‌کند؛;
• نمایشگر دیجیتال;
• آسانی راه‌اندازی تاکو‌متر برای اندازه‌گیری‌ها؛;
• قابلیت پرداخت و هزینه پایین در بازار;
• سادگی نسبی اصلاح برای ادغام در سیستم اندازه‌گیری دستگاه ترازو.

شکل ۴.۱۲: تاکوگراف لیزری مدل 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.

شکل ۴.۶. مدل سنسور AV02 ساخت ZETLAB (روسیه)

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

چنین حسگرهایی توسط تولیدکنندگان مختلف (داخلی و خارجی) تولید می‌شوند و در حال حاضر به‌ویژه در تجهیزات لرزشی قابل‌حمل به‌طور گسترده مورد استفاده قرار می‌گیرند. هزینهٔ این حسگرها نسبتاً بالا است و حتی از تولیدکنندگان داخلی می‌تواند به ۲۰٬۰۰۰ تا ۳۰٬۰۰۰ روبل برای هر عدد برسد.

۴.۱.۳. حسگرهای جابجایی

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.

شکل ۴.۸. مدل حسگر جابجایی القایی ISAN E41A ساخت TEKO (روسیه)

۴.۱.۴. حسگرهای نیرو

همان‌طور که قبلاً اشاره شد، حسگرهای نیرو در سیستم‌های اندازه‌گیری نصب‌شده روی دستگاه‌های بالانس یاتاقان سخت به کار می‌روند. این حسگرها، به‌ویژه به‌دلیل سادگی ساخت و هزینه نسبتاً پایین، معمولاً حسگرهای پیزوالکتریک نیرو هستند. نمونه‌هایی از این حسگرها در شکل‌های 4.9 و 4.10 نشان داده شده‌اند.

شکل ۴.۹. حسگر نیرو SD 1 توسط شرکت Kinematika LLC

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

سنسورهای نیروی گیج کرنش، که توسط طیف گسترده‌ای از تولیدکنندگان داخلی و خارجی تولید می‌شوند، می‌توانند برای اندازه‌گیری تغییرشکل‌های نسبی در تکیه‌گاه‌های ماشین‌های بالانس یاتاقان سخت نیز استفاده شوند.

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"."