1. Introduction

(Why was there a need to write this work?)

Analiza strukture potrošnje uređaja za balansiranje koje proizvodi LLC "Kinematics" (Vibromera) pokazuje da se oko 30% kupuje za korištenje kao stacionarni mjerni i računalni sustavi za strojeve za balansiranje i/ili postolja. Moguće je identificirati dvije skupine potrošača (kupaca) naše opreme.

The first group includes enterprises that specialize in the mass production of balancing machines and selling them to external customers. These enterprises employ highly qualified specialists with deep knowledge and extensive experience in designing, manufacturing, and operating various types of balancing machines. The challenges that arise in interactions with this group of consumers are most often related to adapting our measuring systems and software to existing or newly developed machines, without addressing issues of their structural execution.

The second group consists of consumers who develop and manufacture machines (stands) for their own needs. This approach is mostly explained by the desire of independent manufacturers to reduce their own production costs, which in some cases can decrease by two to three times or more. This group of consumers often lacks proper experience in creating machines and typically relies on the use of common sense, information from the internet, and any available analogs in their work.

Interacting with them raises many questions, which, in addition to additional information about the measuring systems of balancing machines, cover a wide range of issues related to the structural execution of the machines, methods of their installation on the foundation, selection of drives, and achieving proper balancing accuracy, etc.

S obzirom na značajan interes koji je pokazala velika skupina naših potrošača za pitanja samostalne proizvodnje strojeva za balansiranje, stručnjaci iz tvrtke LLC "Kinematics" (Vibromera) pripremili su kompilaciju s komentarima i preporukama o najčešće postavljanim pitanjima.

2. Types of Balancing Machines (Stands) and Their Design Features

Balansirajući stroj je tehnološki uređaj dizajniran za uklanjanje statičke ili dinamičke neravnoteže rotora u različite svrhe. Uključuje mehanizam koji ubrzava uravnoteženi rotor do određene frekvencije vrtnje i specijalizirani mjerni i računalni sustav koji određuje mase i položaj korektivnih utega potrebnih za kompenzaciju neravnoteže rotora.

Konstrukcija mehaničkog dijela stroja obično se sastoji od okvira na koji su ugrađeni potporni stupovi (ležajevi). Oni se koriste za montažu uravnoteženog proizvoda (rotora) i uključuju pogon namijenjen za rotaciju rotora. Tijekom procesa balansiranja, koji se izvodi dok se proizvod rotira, senzori mjernog sustava (čiji tip ovisi o dizajnu stroja) registriraju vibracije u ležajevima ili sile na ležajevima.

The data obtained in this manner allows for determining the masses and installation locations of the corrective weights necessary to compensate for the imbalance.

Currently, two types of balancing machine (stand) designs are most prevalent:

• Soft Bearing machines (with flexible supports);
• Hard Bearing machines (with rigid supports).

2.1. Soft Bearing Machines and Stands

The fundamental feature of Soft Bearing balancing machines (stands) is that they have relatively flexible supports, made on the basis of spring suspensions, spring-mounted carriages, flat or cylindrical spring supports, etc. The natural frequency of these supports is at least 2-3 times lower than the rotation frequency of the balanced rotor mounted on them. A classic example of the structural execution of flexible Soft Bearing supports can be seen in the support of the machine model DB-50, a photograph of which is shown in Figure 2.1.

Figure 2.1. Support of the balancing machine model DB-50.

As shown in Figure 2.1, the movable frame (slider) 2 is attached to the stationary posts 1 of the support using a suspension on strip springs 3. Under the influence of the centrifugal force caused by the imbalance of the rotor installed on the support, the carriage (slider) 2 can perform horizontal oscillations relative to the stationary post 1, which are measured using a vibration sensor.

The structural execution of this support ensures achieving a low natural frequency of carriage oscillations, which can be around 1-2 Hz. This allows for the balancing of the rotor over a wide range of its rotational frequencies, starting from 200 RPM. This feature, along with the relative simplicity of manufacturing such supports, makes this design attractive to many of our consumers who manufacture balancing machines for their own needs of various purposes.

Slika 2.2. Mekani ležajni nosač stroja za balansiranje, proizvođača "Polymer LTD", Mahačkala

Slika 2.2 prikazuje fotografiju stroja za balansiranje mekih ležajeva s nosačima izrađenim od opruga, proizvedenog za interne potrebe tvrtke "Polymer LTD" u Mahačkali. Stroj je namijenjen za balansiranje valjaka koji se koriste u proizvodnji polimernih materijala.

Figure 2.3 features a photograph of a balancing machine with a similar strip suspension for the carriage, intended for balancing specialized tools.

Figures 2.4.a and 2.4.b show photographs of a homemade Soft Bearing machine for balancing drive shafts, whose supports are also made using strip suspension springs.

Figure 2.5 prikazuje fotografiju stroja s mekim ležajevima dizajniranog za balansiranje turbopunjača, s nosačima kolica također ovješenim na trakaste opruge. Stroj, izrađen za privatnu upotrebu A. Shahgunyana (Sankt Peterburg), opremljen je mjernim sustavom "Balanset 1".

According to the manufacturer (see Fig. 2.6), this machine provides the capability to balance turbines with residual unbalance not exceeding 0.2 g*mm.

Figure 2.3. Soft Bearing Machine for Balancing Tools with Support Suspension on Strip Springs

Figure 2.4.a. Soft Bearing Machine for Balancing Drive Shafts (Machine Assembled)

Figure 2.4.b. Soft Bearing Machine for Balancing Drive Shafts with Carriage Supports Suspended on Strip Springs. (Leading Spindle Support with Spring Strip Suspension)

Figure 2.5. Soft Bearing Machine for Balancing Turbochargers with Supports on Strip Springs, Manufactured by A. Shahgunyan (St. Petersburg)

Slika 2.6. Snimka zaslona mjernog sustava 'Balanset 1' koja prikazuje rezultate balansiranja rotora turbine na stroju A. Shahgunyana

In addition to the classic version of the Soft Bearing balancing machine supports discussed above, other structural solutions have also become widespread.

Figure 2.7 and 2.8 prikazuju fotografije strojeva za balansiranje pogonskih vratila čiji su nosači izrađeni na bazi ravnih (pločastih) opruga. Ovi strojevi proizvedeni su za vlastite potrebe privatnog poduzeća "Dergacheva" i LLC "Tatcardan" ("Kinetika-M").

Strojeve za balansiranje mekih ležajeva s takvim nosačima često reproduciraju amaterski proizvođači zbog njihove relativne jednostavnosti i proizvodljivosti. Ti prototipovi su uglavnom ili strojevi serije VBRF tvrtke "K. Schenck" ili slični strojevi domaće proizvodnje.

The machines shown in Figures 2.7 and 2.8 are designed for balancing two-support, three-support, and four-support drive shafts. They have a similar construction, including:

• a welded bedframe 1, based on two I-beams connected by cross ribs;
• a stationary (front) spindle support 2;
• a movable (rear) spindle support 3;
• one or two movable (intermediate) supports 4. Supports 2 and 3 house spindle units 5 and 6, intended for mounting the balanced drive shaft 7 on the machine.

Slika 2.7. Stroj s mekim ležajevima za balansiranje pogonskih vratila privatnog poduzeća "Dergacheva" s osloncima na ravnim (pločastim) oprugama

Slika 2.8. Stroj s mekim ležajevima za balansiranje pogonskih vratila tvrtke LLC "Tatcardan" ("Kinetika-M") s nosačima na ravnim oprugama

Vibration sensors 8 are installed on all supports, which are used to measure the transverse oscillations of the supports. The leading spindle 5, mounted on support 2, is rotated by an electric motor via a belt drive.

Figures 2.9.a and 2.9.b show photographs of the support of the balancing machine, which is based on flat springs.

Figure 2.9. Soft Bearing Balancing Machine Support with Flat Springs

• a) Side view;
• b) Front view

Given that amateur manufacturers frequently use such supports in their designs, it is useful to examine the features of their construction in more detail. As shown in Figure 2.9.a, this support consists of three main components:

• Lower support plate 1: For the front spindle support, the plate is rigidly attached to the guides; for intermediate supports or rear spindle supports, the lower plate is designed as a carriage that can move along the frame guides.
• Upper support plate 2, on which the support units are mounted (roller supports 4, spindles, intermediate bearings, etc.).
• Two flat springs 3, connecting the lower and upper bearing plates.

To prevent the risk of increased vibration of the supports during operation, which can occur during the acceleration or deceleration of the balanced rotor, the supports may include a locking mechanism (see Fig. 2.9.b). This mechanism consists of a rigid bracket 5, which can be engaged by an eccentric lock 6 connected to one of the flat springs of the support. When the lock 6 and bracket 5 are engaged, the support is locked, eliminating the risk of increased vibration during acceleration and deceleration.

When designing supports made with flat (plate) springs, the machine manufacturer must assess the frequency of their natural oscillations, which depends on the stiffness of the springs and the mass of the balanced rotor. Knowing this parameter allows the designer to consciously choose the range of operational rotational frequencies of the rotor, avoiding the danger of resonant oscillations of the supports during balancing.

Recommendations for calculating and experimentally determining the natural frequencies of oscillations of supports, as well as other components of balancing machines, are discussed in Section 3.

As noted earlier, the simplicity and manufacturability of the support design using flat (plate) springs attract amateur developers of balancing machines for various purposes, including machines for balancing crankshafts, automotive turbocharger rotors, etc.

Kao primjer, slike 2.10.a i 2.10.b prikazuju opći prikaz stroja dizajniranog za balansiranje rotora turbopunjača. Ovaj stroj je proizveden i koristi se za interne potrebe u tvrtki LLC "SuraTurbo" u Penzi.

2.10.a. Machine for Balancing Turbocharger Rotors (Side View)

2.10.b. Machine for Balancing Turbocharger Rotors (View from the Front Support Side)

In addition to the previously discussed Soft Bearing balancing machines, relatively simple Soft Bearing stands are sometimes created. These stands allow for high-quality balancing of rotary mechanisms for various purposes with minimal costs.

U nastavku se razmatra nekoliko takvih stalaka, izgrađenih na temelju ravne ploče (ili okvira) postavljene na cilindrične tlačne opruge. Ove opruge se obično odabiru tako da je prirodna frekvencija oscilacija ploče s ugrađenim uravnoteženim mehanizmom 2 do 3 puta niža od frekvencije vrtnje rotora tog mehanizma tijekom uravnoteženja.

Figure 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.

Ključna značajka ovog stalka je uključivanje impulsnog senzora 5 za kut rotacije rotora elektromotora, koji se koristi kao dio mjernog sustava stalka ("Balanset 2C") za određivanje kutnog položaja za uklanjanje korektivne mase s abrazivnog kotača.

Figure 2.12 prikazuje fotografiju stalka koji se koristi za balansiranje vakuumskih pumpi. Ovaj stalak je razvijen po narudžbi tvrtke JSC "Measurement Plant".

Slika 2.12. Stalak za balansiranje vakuumskih pumpi tvrtke JSC "Mjerni pogon""

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.

Za sinkronizaciju procesa mjerenja vibracija s kutom rotacije rotora pumpe, na stalku se koristi laserski senzor faznog kuta 5. Unatoč naizgled jednostavnoj vanjskoj konstrukciji takvih stalkova, on omogućuje postizanje vrlo kvalitetnog balansiranja rotora pumpe.

Na primjer, pri subkritičnim frekvencijama vrtnje, preostala neravnoteža rotora pumpe zadovoljava zahtjeve postavljene za klasu kvalitete ravnoteže G0.16 prema normi ISO 1940-1-2007 "Vibracije. Zahtjevi za kvalitetu ravnoteže krutih rotora. Dio 1. Određivanje dopuštene neravnoteže.""

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

Kvaliteta balansiranja ventilatora postignuta na takvim stalcima je prilično visoka. Prema stručnjacima tvrtke "Atlant-project" LLC, na stalku koji su oni dizajnirali na temelju preporuka tvrtke "Kinematics" LLC (vidi sliku 2.14), razina preostalih vibracija postignuta pri balansiranju ventilatora bila je 0,8 mm/s. To je više od tri puta bolje od tolerancije postavljene za ventilatore u kategoriji BV5 prema normi ISO 31350-2007 "Vibracije. Industrijski ventilatori. Zahtjevi za proizvedene vibracije i kvalitetu balansiranja"."

Slika 2.14. Stalak za balansiranje rotora ventilatora opreme otporne na eksploziju tvrtke "Atlant-project" LLC, Podolsk

Slični podaci dobiveni u JSC "Lissant Fan Factory" pokazuju da su takvi stalci, korišteni u serijskoj proizvodnji kanalskih ventilatora, dosljedno osiguravali zaostalu vibraciju koja nije prelazila 0,1 mm/s.

2.2. Hard Bearing Machines

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 prikazuje fotografiju tipičnog stroja za balansiranje tvrdih ležajeva proizvođača "K. Schenk". Iz ove slike je vidljivo da pojedini dijelovi nosača, oblikovani zamršenim utorima, imaju različitu krutost. Pod utjecajem sila neravnoteže rotora, to može dovesti do deformacija (pomaka) nekih dijelova nosača u odnosu na druge. (Na slici 2.15, krući dio nosača označen je crvenom isprekidanom linijom, a njegov relativno poslušan dio plavom bojom).

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.

Slika 2.15. Stroj za balansiranje tvrdih ležajeva tvrtke "K. Schenk""

Kao što je pokazala analiza zahtjeva kupaca za instrumente serije "Balanset", interes za proizvodnju strojeva za balansiranje tvrdih ležajeva za vlastitu upotrebu kontinuirano raste. To je olakšano široko rasprostranjenim širenjem reklamnih informacija o dizajnerskim značajkama domaćih strojeva za balansiranje, koje amaterski proizvođači koriste kao analoge (ili prototipove) za vlastite razvojne projekte.

Razmotrimo neke varijacije strojeva s tvrdim ležajevima proizvedenih za interne potrebe brojnih potrošača instrumenata serije "Balanset".

Figures 2.16.a – 2.16.d prikazuju fotografije stroja za tvrde ležajeve dizajniranog za balansiranje pogonskih vratila, kojeg je proizveo N. Obyedkov (grad Magnitogorsk). Kao što se vidi na slici 2.16.a, stroj se sastoji od krutog okvira 1, na kojem su ugrađeni nosači 2 (dva vretena i dva međuvretena). Glavno vreteno 3 stroja okreće asinhroni elektromotor 4 putem remenskog pogona. Frekvencijski regulator 6 koristi se za kontrolu brzine vrtnje elektromotora 4. Stroj je opremljen mjerno-računalnim sustavom 5 "Balanset 4", koji uključuje mjernu jedinicu, računalo, četiri senzora sile i senzor faznog kuta (senzori nisu prikazani na slici 2.16.a).

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 prikazuje fotografiju stražnjeg (pogonskog) nosača vretena, koji, poput međunosača, omogućuje kretanje duž vodilica okvira stroja.

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.

Tijekom rada stroja, sile neravnoteže s uravnoteženog rotora djeluju preko potpornih jedinica (vretena ili međuležajeva) na vanjski dio nosača, koji se počinje ciklički pomicati (deformirati) u odnosu na svoj unutarnji dio frekvencijom vrtnje rotora. To rezultira promjenjivom silom koja djeluje na senzor 11, proporcionalnom sili neravnoteže. Pod njezinim utjecajem, na izlazu senzora sile generira se električni signal proporcionalan veličini neravnoteže rotora.

Signali sa senzora sile, postavljenih na svim nosačima, dovode se u mjerni i računalni sustav stroja, gdje se koriste za određivanje parametara korektivnih utega.

Figure 2.17.a. prikazuje fotografiju visoko specijaliziranog stroja za tvrde ležajeve koji se koristi za balansiranje "vijčanih" osovina. Ovaj stroj je proizveden za internu upotrebu u tvrtki LLC "Ufatverdosplav".

As seen in the figure, the spin-up mechanism of the machine has a simplified construction, which consists of the following main components:

• Welded frame 1, serving as the bed;
• Two stationary supports 2, rigidly fixed to the frame;
• Electric motor 3, which drives the balanced shaft (screw) 5 via a belt drive 4.

Slika 2.17.a. Stroj s tvrdim ležajevima za balansiranje vijčanih osovina, proizvođača LLC "Ufatverdosplav""

The supports 2 of the machine are vertically installed steel plates with T-shaped slots. At the top of each support, there are support rollers manufactured using rolling bearings, on which the balanced shaft 5 rotates.

Za mjerenje deformacije nosača, koja nastaje pod djelovanjem neravnoteže rotora, koriste se senzori sile 6 (vidi sliku 2.17.b), koji su ugrađeni u utore nosača. Ovi senzori su spojeni na uređaj "Balanset 1", koji se na ovom stroju koristi kao mjerni i računalni sustav.

Unatoč relativnoj jednostavnosti mehanizma za zavrtanje stroja, on omogućuje dovoljno kvalitetno balansiranje vijaka, koji, kao što se vidi na slici 2.17.a., imaju složenu spiralnu površinu.

Prema podacima tvrtke LLC "Ufatverdosplav", početna neravnoteža vijka smanjena je gotovo 50 puta na ovom stroju tijekom procesa balansiranja.

Figure 2.17.b. Hard Bearing Machine Support for Balancing Screw Shafts with Force Sensor

Postignuta zaostala neravnoteža iznosila je 3552 g*mm (19,2 g na radijusu od 185 mm) u prvoj ravnini vijka, a 2220 g*mm (12,0 g na radijusu od 185 mm) u drugoj ravnini. Za rotor mase 500 kg koji radi na frekvenciji vrtnje od 3500 okretaja u minuti, ova neravnoteža odgovara klasi G6.3 prema normi ISO 1940-1-2007, što zadovoljava zahtjeve navedene u njezinoj tehničkoj dokumentaciji.

Originalni dizajn (vidi sliku 2.18), koji uključuje korištenje jedne baze za istovremenu ugradnju nosača za dva stroja za balansiranje tvrdih ležajeva različitih veličina, predložio je SV Morozov. Očite prednosti ovog tehničkog rješenja, koje omogućuju minimiziranje proizvodnih troškova proizvođača, uključuju:

• Saving production space;
• Use of one electric motor with a variable frequency drive for operating two different machines;
• Use of one measuring system for operating two different machines.

Slika 2.18. Stroj za balansiranje tvrdih ležajeva ("Tandem"), proizvođača SV Morozov

3. Requirements for the Construction of Basic Units and Mechanisms of Balancing Machines

3.1. Bearings

3.1.1. Theoretical Foundations of Bearing Design

U prethodnom odjeljku detaljno su raspravljene glavne izvedbe konstrukcija mekih i tvrdih nosača za balansirajuće strojeve. Ključni parametar koji konstruktori moraju uzeti u obzir prilikom projektiranja i proizvodnje ovih nosača su njihove prirodne frekvencije oscilacija. To je važno jer je za izračun parametara korektivnih utega pomoću mjernih i računalnih sustava stroja potrebno mjerenje ne samo amplitude vibracija (cikličke deformacije) nosača već i faze vibracija.

Ako se prirodna frekvencija nosača podudara s frekvencijom vrtnje uravnoteženog rotora (rezonancija nosača), točno mjerenje amplitude i faze vibracija praktički je nemoguće. To je jasno ilustrirano na grafovima koji prikazuju promjene amplitude i faze oscilacija nosača kao funkciju frekvencije vrtnje uravnoteženog rotora (vidi sliku 3.1).

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.

Gornji grafovi potvrđuju ranije preporuke da za strojeve s tvrdim ležajevima gornja granica radnih frekvencija rotora treba biti (barem) 2-3 puta niža od prirodne frekvencije nosača. Za strojeve s mekim ležajevima donja granica dopuštenih radnih frekvencija uravnoteženog rotora treba biti (barem) 2-3 puta veća od prirodne frekvencije nosača.

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 - Specifični disbalans uravnoteženog rotora;
• 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.

gdje je Mo masa pokretnog dijela nosača u kg; Mr masa uravnoteženog rotora u kg; n je broj nosača stroja uključenih u uravnoteženje.

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).

gdje je ΔL deformacija nosača u metrima; P je statička sila u Newtonima.

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

S obzirom na to da gore opisani izračun prirodnih frekvencija nosača, izveden pojednostavljenom metodom, može dovesti do značajnih pogrešaka, većina amaterskih programera preferira određivanje tih parametara eksperimentalnim metodama. Za to koriste mogućnosti koje pružaju moderni sustavi za mjerenje vibracija strojeva za balansiranje, uključujući instrumente serije "Balanset".

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.

Vibracije objekta senzor pretvara u električni signal, koji se zatim šalje mjernom instrumentu, poput ulaza analizatora spektra. Ovaj instrument bilježi vremensku funkciju i spektar procesa opadanja vibracija (vidi sliku 3.4), čija analiza omogućuje određivanje frekvencije (frekvencija) vlastitih vibracija objekta.

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

U nekim slučajevima, prirodne frekvencije nosača mogu se odrediti cikličkim mjerenjem amplitude i faze vibracija "na obali". Pri primjeni ove metode, rotor ugrađen na ispitivani stroj se u početku ubrzava do maksimalne brzine vrtnje, nakon čega se njegov pogon isključuje, a frekvencija uznemirujuće sile povezane s neravnotežom rotora postupno se smanjuje od maksimuma do točke zaustavljanja.

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.

U uređajima serije "Balanset", način rada "Vibrometar" ("Balanset 1") ili način rada "Balansiranje. Praćenje" ("Balanset 2C" i "Balanset 4") mogu se koristiti za detekciju prirodnih frekvencija objekata "na obali", što omogućuje ciklička mjerenja amplitude i faze vibracija na frekvenciji rotacije rotora.

Nadalje, softver "Balanset 1" dodatno uključuje specijalizirani način rada "Grafovi. Obilazak", koji omogućuje crtanje grafova promjena amplitude i faze vibracija nosača na obali kao funkcije promjene frekvencije rotacije, što značajno olakšava proces dijagnosticiranja rezonancija.

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.

Izračun prirodnih frekvencija nosača u vertikalnom smjeru zahtijeva korištenje složenije tehnike izračuna, koja (osim parametara samog nosača i uravnoteženog rotora) mora uzeti u obzir parametre okvira i specifičnosti ugradnje stroja na temelj. Ova metoda nije opisana u ovoj publikaciji. Analiza formule 3.1 omogućuje neke jednostavne preporuke koje bi konstruktori strojeva trebali uzeti u obzir u svojim praktičnim aktivnostima. Konkretno, prirodna frekvencija nosača može se mijenjati promjenom njegove krutosti i/ili mase. Povećanje krutosti povećava prirodnu frekvenciju nosača, dok povećanje mase smanjuje. Ove promjene imaju nelinearni, kvadratno-inverzni odnos. Na primjer, udvostručenje krutosti nosača povećava njegovu prirodnu frekvenciju samo za faktor 1,4. Slično tome, udvostručenje mase pokretnog dijela nosača smanjuje njegovu prirodnu frekvenciju samo za faktor 1,4.

3.1.4.1. Soft Bearing Machines with Flat Plate Springs

Nekoliko varijacija dizajna nosača strojeva za balansiranje izrađenih s ravnim oprugama raspravljeno je gore u odjeljku 2.1 i prikazano na slikama 2.7 - 2.9. Prema našim informacijama, takvi se dizajni najčešće koriste u strojevima namijenjenima za balansiranje pogonskih vratila.

Kao primjer, razmotrimo parametre opruga koje je koristio jedan od klijenata (LLC "Rost-Service", Sankt Peterburg) u proizvodnji vlastitih nosača stroja. Ovaj stroj bio je namijenjen za balansiranje pogonskih vratila s 2, 3 i 4 nosača, mase ne veće od 200 kg. Geometrijske dimenzije opruga (visina * širina * debljina) korištenih u nosačima vodećeg i pogonjenog vretena stroja, koje je odabrao klijent, bile su 300*200*3 mm.

Prirodna frekvencija neopterećenog nosača, eksperimentalno određena metodom udarnog pobuđivanja korištenjem standardnog mjernog sustava stroja "Balanset 4", iznosila je 11 - 12 Hz. Pri takvoj prirodnoj frekvenciji vibracija nosača, preporučena frekvencija vrtnje uravnoteženog rotora tijekom balansiranja ne bi trebala biti niža od 22-24 Hz (1320 – 1440 okretaja u minuti).

Geometrijske dimenzije ravnih opruga koje je isti proizvođač koristio na međunosačima bile su 200*200*3 mm. Štoviše, kako su studije pokazale, prirodne frekvencije ovih nosača bile su više, dosežući 13-14 Hz.

Na temelju rezultata ispitivanja, proizvođačima stroja savjetovano je poravnavanje (izjednačavanje) vlastitih frekvencija vretena i međuoslonaca. To bi trebalo olakšati odabir raspona radnih frekvencija rotacije pogonskih vratila tijekom balansiranja i izbjeći potencijalne nestabilnosti očitanja mjernog sustava zbog ulaska oslonaca u područje rezonantnih vibracija.

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.

Ravne opruge za nosače strojeva s mekim ležajevima trebaju biti izrađene od lisnato-opružnog ili visokokvalitetnog legiranog čelika. Upotreba običnih konstrukcijskih čelika s niskom granicom razvlačenja nije preporučljiva, jer mogu razviti zaostalu deformaciju pod statičkim i dinamičkim opterećenjima tijekom rada, što dovodi do smanjenja geometrijske točnosti stroja, pa čak i do gubitka stabilnosti nosača.

Za strojeve s uravnoteženom masom rotora koja ne prelazi 300 - 500 kg, debljina nosača može se povećati na 30 – 40 mm, a za strojeve dizajnirane za balansiranje rotora s maksimalnim masama u rasponu od 1000 do 3000 kg, debljina nosača može doseći 50 – 60 mm ili više. Kao što pokazuje analiza dinamičkih karakteristika gore navedenih nosača, njihove vlastite frekvencije vibracija, mjerene u poprečnoj ravnini (ravnina mjerenja relativnih deformacija "fleksibilnih" i "krutih" dijelova), obično prelaze 100 Hz ili više. Vlastite frekvencije vibracija postolja nosača Hard Bearing u frontalnoj ravnini, mjerene u smjeru koji se podudara s osi rotacije uravnoteženog rotora, obično su znatno niže. I upravo te frekvencije treba prvenstveno uzeti u obzir pri određivanju gornje granice raspona radnih frekvencija za rotirajuće rotore uravnotežene na stroju. Kao što je gore navedeno, određivanje tih frekvencija može se izvršiti metodom pobuđivanja udarom opisanom u odjeljku 3.1.

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.

Primjeri strukturne izvedbe strojeva za balansiranje korištenjem ovjesa s trakastim oprugama prikazani su na slikama 2.1 - 2.5 (vidi odjeljak 2.1), kao i na slikama 3.7 i 3.8 ovog odjeljka.

3.1.4.4. Tvrdi ležajevi za strojeve

Kao što pokazuje naše opsežno iskustvo s klijentima, značajan dio proizvođača samostalno izrađenih balansera nedavno je počeo preferirati strojeve s tvrdim ležajevima i krutim nosačima. U odjeljku 2.2, slike 2.16 – 2.18 prikazuju fotografije različitih konstrukcijskih izvedbi strojeva koji koriste takve nosače. Tipična skica krutog nosača, koju je razvio jedan od naših klijenata za svoju konstrukciju stroja, prikazana je na slici 3.10. Ovaj nosač sastoji se od ravne čelične ploče s utorom u obliku slova P, koji konvencionalno dijeli nosač na "krute" i "fleksibilne" dijelove. Pod utjecajem sile neravnoteže, "fleksibilni" dio nosača može se deformirati u odnosu na svoj "kruti" dio. Veličina ove deformacije, određena debljinom nosača, dubinom utora i širinom mosta koji spaja "fleksibilne" i "krute" dijelove nosača, može se izmjeriti pomoću odgovarajućih senzora mjernog sustava stroja. Zbog nedostatka metode za izračunavanje poprečne krutosti takvih nosača, uzimajući u obzir dubinu h utora u obliku slova P, širinu t mosta, kao i debljinu nosača r (vidi sliku 3.10), ove parametre dizajna obično eksperimentalno određuju programeri.

Za strojeve s uravnoteženom masom rotora koja ne prelazi 300 - 500 kg, debljina nosača može se povećati na 30 – 40 mm, a za strojeve dizajnirane za balansiranje rotora s maksimalnim masama u rasponu od 1000 do 3000 kg, debljina nosača može doseći 50 – 60 mm ili više. Kao što pokazuje analiza dinamičkih karakteristika gore navedenih nosača, njihove vlastite frekvencije vibracija, mjerene u poprečnoj ravnini (ravnina mjerenja relativnih deformacija "fleksibilnih" i "krutih" dijelova), obično prelaze 100 Hz ili više. Vlastite frekvencije vibracija postolja tvrdih ležajeva u frontalnoj ravnini, mjerene u smjeru koji se podudara s osi rotacije uravnoteženog rotora, obično su znatno niže. I upravo te frekvencije treba prvenstveno uzeti u obzir pri određivanju gornje granice raspona radnih frekvencija za rotirajuće rotore uravnotežene na stroju.

Slika 3.26. Primjer korištenja rabljenog ležaja tokarilice za proizvodnju stroja s tvrdim ležajevima za balansiranje pužnica.

Slika 3.27. Primjer korištenja rabljenog ležaja tokarilice za proizvodnju stroja s mekim ležajevima za balansiranje osovina.

Slika 3.28. Primjer izrade montažnog kreveta od kanala

Slika 3.29. Primjer izrade zavarenog kreveta od kanala

Slika 3.30. Primjer izrade zavarenog kreveta od kanala

Slika 3.31. Primjer kreveta stroja za balansiranje od polimer betona

Tipično, pri proizvodnji takvih kreveta, njihov gornji dio je ojačan čeličnim umetcima koji se koriste kao vodilice na kojima se temelje potporni stalci stroja za balansiranje. Nedavno su se široko koristili kreveti izrađeni od polimernog betona s premazima za prigušivanje vibracija. Ova tehnologija za proizvodnju kreveta dobro je opisana na internetu i proizvođači je mogu lako implementirati. Zbog relativne jednostavnosti i niske cijene proizvodnje, ovi kreveti imaju nekoliko ključnih prednosti u odnosu na svoje metalne kolege:

• Veći koeficijent prigušenja vibracijskih oscilacija;
• Niža toplinska vodljivost, osiguravajući minimalnu toplinsku deformaciju kreveta;
• Veća otpornost na koroziju;
• Odsutnost unutarnjih naprezanja.

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.

3.1.4.4. Tvrdi ležajevi za strojeve

Kao što pokazuje naše opsežno iskustvo s klijentima, značajan dio proizvođača samostalno izrađenih balansera nedavno je počeo preferirati strojeve s tvrdim ležajevima i krutim nosačima. U odjeljku 2.2, slike 2.16 – 2.18 prikazuju fotografije različitih konstrukcijskih izvedbi strojeva koji koriste takve nosače. Tipična skica krutog nosača, koju je razvio jedan od naših klijenata za svoju konstrukciju stroja, prikazana je na slici 3.10. Ovaj nosač sastoji se od ravne čelične ploče s utorom u obliku slova P, koji konvencionalno dijeli nosač na "krute" i "fleksibilne" dijelove. Pod utjecajem sile neravnoteže, "fleksibilni" dio nosača može se deformirati u odnosu na svoj "kruti" dio. Veličina ove deformacije, određena debljinom nosača, dubinom utora i širinom mosta koji spaja "fleksibilne" i "krute" dijelove nosača, može se izmjeriti pomoću odgovarajućih senzora mjernog sustava stroja. Zbog nedostatka metode za izračunavanje poprečne krutosti takvih nosača, uzimajući u obzir dubinu h utora u obliku slova P, širinu t mosta, kao i debljinu nosača r (vidi sliku 3.10), ove parametre dizajna obično eksperimentalno određuju programeri.

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

Fotografije koje prikazuju različite izvedbe takvih nosača, proizvedenih za vlastite strojeve naših klijenata, prikazane su na slikama 3.11 i 3.12. Sumiranjem podataka dobivenih od nekoliko naših klijenata koji su proizvođači strojeva, mogu se formulirati zahtjevi za debljinu nosača, postavljeni za strojeve različitih veličina i nosivosti. Na primjer, za strojeve namijenjene balansiranju rotora težine od 0,1 do 50-100 kg, debljina nosača može biti 20 mm.

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

Za strojeve s uravnoteženom masom rotora koja ne prelazi 300 - 500 kg, debljina nosača može se povećati na 30 – 40 mm, a za strojeve dizajnirane za balansiranje rotora s maksimalnim masama u rasponu od 1000 do 3000 kg, debljina nosača može doseći 50 – 60 mm ili više. Kao što pokazuje analiza dinamičkih karakteristika gore navedenih nosača, njihove vlastite frekvencije vibracija, mjerene u poprečnoj ravnini (ravnina mjerenja relativnih deformacija "fleksibilnih" i "krutih" dijelova), obično prelaze 100 Hz ili više. Vlastite frekvencije vibracija postolja nosača Hard Bearing u frontalnoj ravnini, mjerene u smjeru koji se podudara s osi rotacije uravnoteženog rotora, obično su znatno niže. I upravo te frekvencije treba prvenstveno uzeti u obzir pri određivanju gornje granice raspona radnih frekvencija za rotirajuće rotore uravnotežene na stroju. Kao što je gore navedeno, određivanje tih frekvencija može se izvršiti metodom pobuđivanja udarom opisanom u odjeljku 3.1.

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

Ovi sklopovi, s različitim mogućnostima dizajna, obično se ugrađuju na nosače malih i srednjih strojeva, na kojima se mogu balansirati rotori s masama koje ne prelaze 50 - 100 kg. Primjer najjednostavnije verzije prizmatskog potpornog sklopa prikazan je na slici 3.13. Ovaj potporni sklop izrađen je od čelika i koristi se na stroju za balansiranje turbina. Brojni proizvođači malih i srednjih balansirajućih strojeva, pri proizvodnji prizmatičnih potpornih sklopova, preferiraju korištenje nemetalnih materijala (dielektrika), poput tekstolita, fluoroplastike, kaprolona itd.

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

Slične potporne sklopove (vidi sliku 3.8 gore) implementira, na primjer, G. Glazov u svom stroju, također namijenjenom za balansiranje automobilskih turbina. Izvorno tehničko rješenje prizmatične potporne sklopove, izrađene od fluoroplastike (vidi sliku 3.14), predlaže LLC "Technobalance".

Sl. 3.14. Sklop prizmatične potpore tvrtke LLC "Technobalance""

Ovaj poseban potporni sklop oblikovan je pomoću dva cilindrična rukavca 1 i 2, postavljena pod kutom jedan prema drugome i pričvršćena na potporne osi. Uravnoteženi rotor dodiruje površine rukava duž generatorskih linija cilindara, što minimizira površinu kontakta između osovine rotora i nosača, posljedično smanjujući silu trenja u nosaču. Ako je potrebno, u slučaju habanja ili oštećenja potporne površine u području njenog kontakta s osovinom rotora, mogućnost kompenzacije habanja osigurava se okretanjem rukavca oko svoje osi za određeni kut. Treba napomenuti da je pri korištenju potpornih sklopova izrađenih od nemetalnih materijala potrebno osigurati strukturnu mogućnost uzemljenja uravnoteženog rotora na tijelo stroja, što eliminira rizik od snažnih naboja statičkog elektriciteta koji se javljaju tijekom rada. To, prvo, pomaže u smanjenju električnih smetnji i poremećaja koji mogu utjecati na performanse mjernog sustava stroja, a drugo, eliminira rizik od utjecaja statičkog elektriciteta na osoblje.

3.2.1.2. Roller Supporting Assemblies

Ovi sklopovi se obično ugrađuju na nosače strojeva dizajniranih za balansiranje rotora s masama većim od 50 kilograma i više. Njihova upotreba značajno smanjuje sile trenja u nosačima u usporedbi s prizmatičnim nosačima, olakšavajući rotaciju uravnoteženog rotora. Kao primjer, slika 3.15 prikazuje varijantu dizajna sklopa nosača gdje se za pozicioniranje proizvoda koriste valjci. U ovom dizajnu, standardni kotrljajući ležajevi koriste se kao valjci 1 i 2, čiji se vanjski prstenovi okreću na stacionarnim osima učvršćenim u tijelu nosača stroja 3. Slika 3.16 prikazuje skicu složenijeg dizajna sklopa nosača valjka koji je u svom projektu implementirao jedan od vlastitih proizvođača strojeva za balansiranje. Kao što se vidi iz crteža, kako bi se povećala nosivost valjka (a posljedično i nosivog sklopa u cjelini), u tijelo valjka 3 ugrađen je par kotrljajućih ležajeva 1 i 2. Praktična provedba ovog dizajna, unatoč svim njegovim očitim prednostima, čini se prilično složenim zadatkom, povezanim s potrebom za samostalnom izradom tijela valjka 3, kojem se nameću vrlo visoki zahtjevi za geometrijsku točnost i mehaničke karakteristike materijala.

Fig. 3.15. Example of Roller Supporting Assembly Design

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

Slika 3.17 prikazuje varijantu dizajna samoporavnavajućeg potpornog sklopa valjka koji su razvili stručnjaci tvrtke LLC "Technobalance". U ovom dizajnu, sposobnost samoporavnavanja valjaka postiže se pružanjem dva dodatna stupnja slobode, što valjcima omogućuje male kutne pokrete oko osi X i Y. Takvi potporni sklopovi, koji osiguravaju visoku preciznost pri ugradnji uravnoteženih rotora, obično se preporučuju za upotrebu na nosačima teških strojeva za balansiranje.

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.

U praksi to ne postižu uvijek čak ni poznati proizvođači. Na primjer, tijekom autorovog ispitivanja radijalnog odstupanja kompleta novih sklopova nosača valjaka, kupljenih kao rezervni dijelovi za balansirajući stroj model H8V, marke "K. Shenk", radijalno odstupanje njihovih valjaka doseglo je 10-11 mikrona.

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.

Teorija i praksa projektiranja i proizvodnje vretena prilično su dobro razvijene i odražavaju se u širokom rasponu publikacija, među kojima se kao najkorisnija i najpristupačnija za programere ističe monografija "Detalji i mehanizmi alatnih strojeva za rezanje metala" [1], urednika dr. sc. DN Reshetova.

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.

Praktična provedba ovih zahtjeva detaljno je opisana u Odjeljku VI "Vretena i njihovi nosači" rada [1].

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.

Slika 3.23. Primjer izvedbe konstrukcije pogonjenog (stražnjeg) vretena

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.

3.2.1.3.4. Izračun krutosti vretena i radijalnog odstupanja

Za određivanje krutosti vretena i očekivanog radijalnog odstupanja može se koristiti formula 3.4 (vidi shemu izračuna na slici 3.24):

gdje:

• Y - elastični pomak vretena na kraju konzole vretena, cm;
• P - izračunato opterećenje koje djeluje na konzolu vretena, kg;
• A - stražnji ležajni oslonac vretena;
• B - prednji ležajni oslonac vretena;
• g - duljina konzole vretena, cm;
• c - udaljenost između nosača A i B vretena, cm;
• J1 - prosječni moment tromosti presjeka vretena između nosača, cm⁴;
• J2 - prosječni moment inercije presjeka konzole vretena, cm⁴;
• jB i jA - krutost ležajeva za prednji i stražnji nosač vretena, kg/cm.

Transformacijom formule 3.4 željena izračunata vrijednost krutosti sklopa vretena jšp može se odrediti:

Uzimajući u obzir preporuke iz rada [1] za srednje velike strojeve za balansiranje, ova vrijednost ne smije biti ispod 50 kg/µm.

Za izračun radijalnog odstupanja koristi se formula 3.5:

gdje:

• ∆ je radijalno odstupanje na kraju konzole vretena, µm;
• ∆B je radijalno odstupanje ležaja prednjeg vretena, µm;
• ∆A je radijalno odstupanje stražnjeg ležaja vretena, µm;
• g je duljina konzole vretena, cm;
• c je udaljenost između nosača A i B vretena, cm.

3.2.1.3.5. Osiguravanje zahtjeva za ravnotežu vretena

Sklopovi vretena strojeva za balansiranje moraju biti dobro uravnoteženi, jer će se svaka stvarna neravnoteža prenijeti na rotor koji se balansira kao dodatna pogreška. Prilikom postavljanja tehnoloških tolerancija za preostalu neravnotežu vretena, općenito se preporučuje da klasa točnosti njegovog balansiranja bude barem 1-2 klase viša od klase proizvoda koji se balansira na stroju.

Uzimajući u obzir značajke dizajna vretena o kojima se govori gore, njihovo balansiranje treba izvesti u dvije ravnine.

3.2.1.3.6. Osiguravanje nosivosti ležaja i zahtjeva trajnosti za ležajeve vretena

Prilikom projektiranja vretena i odabira veličina ležajeva, preporučljivo je prethodno procijeniti trajnost i nosivost ležajeva. Metodologija za izvođenje ovih izračuna može se detaljno opisati u normi ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Kotrljajući ležajevi - Dinamička opterećenja i vijek trajanja" [3], kao i u brojnim (uključujući digitalne) priručnicima o kotrljajućim ležajevima.

3.2.1.3.7. Osiguravanje zahtjeva za prihvatljivo zagrijavanje ležajeva vretena

Prema preporukama iz rada [1], maksimalno dopušteno zagrijavanje vanjskih prstenova ležajeva vretena ne smije prelaziti 70°C. Međutim, kako bi se osiguralo visokokvalitetno balansiranje, preporučeno zagrijavanje vanjskih prstenova ne smije prelaziti 40 – 45°C.

3.2.1.3.8. Odabir vrste remenskog pogona i dizajna pogonske remenice za vreteno

Prilikom projektiranja pogonskog vretena stroja za balansiranje, preporuča se osigurati njegovu rotaciju pomoću ravnog remenskog pogona. Primjer pravilne uporabe takvog pogona za rad vretena prikazan je u Slike 3.20 i 3.23. Korištenje pogona s klinastim ili nazubljenim remenom nije poželjno, jer mogu primijeniti dodatna dinamička opterećenja na vreteno zbog geometrijskih netočnosti u remenima i remenicama, što zauzvrat može dovesti do dodatnih pogrešaka u mjerenju tijekom balansiranja. Preporučeni zahtjevi za remenice za ravne pogonske remene navedeni su u normi ISO 17383-73 "Remenice za ravne pogonske remene" [4].

Pogonsku remenicu treba postaviti na stražnji kraj vretena, što je moguće bliže sklopu ležaja (s minimalnim mogućim prepustom). Odluka o dizajnu za prevjesni položaj remenice, napravljena u proizvodnji vretena prikazana na Slika 3.19, može se smatrati neuspješnim, jer značajno povećava moment dinamičkog pogonskog opterećenja koji djeluje na nosače vretena.

Još jedan značajan nedostatak ovog dizajna je korištenje klinastog remenskog pogona, čija netočnost u proizvodnji i montaži također može biti izvor neželjenog dodatnog opterećenja na vretenu.

3.3. Loš okvir)

Krevet je glavna potporna struktura stroja za balansiranje, na kojoj se temelje njegovi glavni elementi, uključujući potporne stupove i pogonski motor. Prilikom odabira ili proizvodnje kreveta stroja za balansiranje potrebno je osigurati da zadovoljava nekoliko zahtjeva, uključujući potrebnu krutost, geometrijsku preciznost, otpornost na vibracije i otpornost na habanje njegovih vodilica.

Praksa pokazuje da se pri proizvodnji strojeva za vlastite potrebe najčešće koriste sljedeće opcije kreveta:

• kreveti od lijevanog željeza od rabljenih strojeva za rezanje metala (strugovi, obrada drva, itd.);
• sklopljeni kreveti na temelju kanala, sastavljeni pomoću vijčanih veza;
• zavareni kreveti na temelju kanala;
• polimerbetonski kreveti s oblogama koje apsorbiraju vibracije.

Slika 3.25. Primjer korištenja rabljenog postolja stroja za obradu drva za proizvodnju stroja za balansiranje kardanskih vratila.

3.4. Pogoni za strojeve za balansiranje

Kao što pokazuje analiza dizajnerskih rješenja koja koriste naši klijenti u proizvodnji strojeva za balansiranje, oni se tijekom projektiranja pogona uglavnom fokusiraju na korištenje AC motora opremljenih pogonima promjenjive frekvencije. Ovaj pristup omogućuje širok raspon podesivih brzina vrtnje za uravnotežene rotore uz minimalne troškove. Snaga glavnih pogonskih motora koji se koriste za okretanje uravnoteženih rotora obično se odabire na temelju mase tih rotora i približno može biti:

• 0,25 - 0,72 kW za strojeve konstruirane za balansiranje rotora mase ≤ 5 kg;
• 0,72 - 1,2 kW za strojeve konstruirane za balansiranje rotora s masom > 5 ≤ 50 kg;
• 1,2 - 1,5 kW za strojeve konstruirane za balansiranje rotora mase > 50 ≤ 100 kg;
• 1,5 - 2,2 kW za strojeve konstruirane za balansiranje rotora mase > 100 ≤ 500 kg;
• 2,2 - 5 kW za strojeve konstruirane za balansiranje rotora mase > 500 ≤ 1000 kg;
• 5 - 7,5 kW za strojeve dizajnirane za balansiranje rotora mase > 1000 ≤ 3000 kg.

Ovi motori trebaju biti čvrsto montirani na postolje stroja ili njegov temelj. Prije ugradnje na stroj (ili na mjesto ugradnje), glavni pogonski motor, zajedno s remenicom montiranom na njegovom izlaznom vratilu, treba pažljivo balansirati. Kako bi se smanjile elektromagnetske smetnje uzrokovane frekventnim pretvaračem, preporučuje se ugradnja mrežnih filtara na njegov ulaz i izlaz. To mogu biti standardni proizvodi koje isporučuju proizvođači pogona ili domaći filtri izrađeni pomoću feritnih prstenova.

4. Measuring Systems of Balancing Machines

Većina amaterskih proizvođača balansirajućih strojeva, koji kontaktiraju LLC "Kinematics" (Vibromera), planiraju u svojim projektima koristiti mjerne sustave serije "Balanset" koje proizvodi naša tvrtka. Međutim, postoje i neki kupci koji planiraju samostalno proizvoditi takve mjerne sustave. Stoga je logično detaljnije raspraviti o konstrukciji mjernog sustava za balansirajući stroj. Glavni zahtjev za ove sustave je potreba za visokopreciznim mjerenjima amplitude i faze rotacijske komponente vibracijskog signala, koja se pojavljuje na frekvenciji vrtnje uravnoteženog rotora. Taj se cilj obično postiže kombinacijom tehničkih rješenja, uključujući:

• 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);
• Implementacija softverske obrade vibracijskog signala, koja bi trebala omogućiti visokorezolucijsku i stabilnu ekstrakciju rotacijske komponente vibracijskog signala, koja se manifestira na frekvenciji vrtnje uravnoteženog rotora (sekundarna obrada).

U nastavku razmatramo poznate varijante takvih tehničkih rješenja, implementiranih u nizu poznatih instrumenata za balansiranje.

4.1. Selection of Vibration Sensors

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

Među senzorima ubrzanja vibracija, piezo i kapacitivni (čip) akcelerometri su najčešće korišteni, koji se mogu učinkovito koristiti u strojevima za balansiranje tipa mekih ležajeva. U praksi je općenito dopušteno koristiti senzore ubrzanja vibracija s koeficijentima pretvorbe (Kpr) u rasponu od 10 do 30 mV/(m/s²). U strojevima za balansiranje koji zahtijevaju posebno visoku točnost balansiranja, preporučljivo je koristiti akcelerometre s Kpr koji doseže razine od 100 mV/(m/s²) i više. Kao primjer piezo akcelerometara koji se mogu koristiti kao senzori vibracija za strojeve za balansiranje, slika 4.1 prikazuje piezo akcelerometre DN3M1 i DN3M1V6 proizvođača LLC "Izmeritel".

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.

Slika 4.2. Kapacitivni akcelerometri AD1 proizvođača 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.

Slika 4.2. Kapacitivni akcelerometri AD1 proizvođača 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. Phase Angle Sensors

Za sinkronizaciju procesa mjerenja vibracija s kutom rotacije uravnoteženog rotora koriste se senzori faznog kuta, poput laserskih (fotoelektričnih) ili induktivnih senzora. Ove senzore proizvode u različitim izvedbama domaći i međunarodni proizvođači. Raspon cijena za ove senzore može značajno varirati, od otprilike 40 do 200 dolara. Primjer takvog uređaja je senzor faznog kuta proizvođača "Diamex", prikazan na slici 4.11.

Slika 4.11: Senzor faznog kuta tvrtke "Diamex""

Kao još jedan primjer, slika 4.12 prikazuje model koji je implementirala tvrtka LLC "Kinematics" (Vibromera), a koji kao senzore faznog kuta koristi laserske tahometre modela DT 2234C proizvedene u Kini. 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

U nekim slučajevima, kada je uporaba optičkih laserskih senzora iz bilo kojeg razloga nepoželjna, oni se mogu zamijeniti induktivnim beskontaktnim senzorima pomaka, kao što je prethodno spomenuti model ISAN E41A ili sličnim proizvodima drugih proizvođača.

4.3. Značajke obrade signala u senzorima vibracija

Za precizno mjerenje amplitude i faze rotacijske komponente vibracijskog signala u opremi za balansiranje obično se koristi kombinacija hardverskih i softverskih alata za obradu. Ovi alati omogućuju:

• Širokopojasno hardversko filtriranje analognog signala senzora;
• Pojačavanje analognog signala senzora;
• Integracija i/ili dvostruka integracija (ako je potrebno) analognog signala;
• Uskopojasno filtriranje analognog signala pomoću filtra za praćenje;
• Analogno-digitalna pretvorba signala;
• Sinkrono filtriranje digitalnog signala;
• Harmonijska analiza digitalnog signala.

4.3.1. Filtriranje širokopojasnog signala

Ovaj postupak je ključan za čišćenje signala vibracijskog senzora od potencijalnih smetnji koje se mogu pojaviti i na donjoj i na gornjoj granici frekvencijskog raspona uređaja. Preporučljivo je da mjerni uređaj balansirajućeg stroja postavi donju granicu pojasnog filtra na 2-3 Hz, a gornju granicu na 50 (100) Hz. "Donje" filtriranje pomaže u suzbijanju niskofrekventnih šumova koji se mogu pojaviti na izlazu različitih vrsta mjernih pojačala senzora. "Gornje" filtriranje eliminira mogućnost smetnji zbog kombiniranih frekvencija i potencijalnih rezonantnih vibracija pojedinačnih mehaničkih komponenti stroja.

4.3.2. Pojačanje analognog signala iz senzora

Ako je potrebno povećati osjetljivost mjernog sustava balansirajućeg stroja, signali s vibracijskih senzora na ulaz mjerne jedinice mogu se pojačati. Mogu se koristiti i standardna pojačala s konstantnim pojačanjem i višestupanjska pojačala čije se pojačanje može programski mijenjati ovisno o stvarnoj razini signala sa senzora. Primjer programabilnog višestupanjskog pojačala uključuje pojačala implementirana u pretvarače mjerenja napona poput E154 ili E14-140 tvrtke LLC "L-Card".

4.3.3. Integracija

Kao što je ranije navedeno, integracija hardvera i/ili dvostruka integracija signala senzora vibracija preporučuje se u mjernim sustavima strojeva za balansiranje. Dakle, početni signal akcelerometra, proporcionalan vibro-ubrzanju, može se transformirati u signal proporcionalan vibro-brzini (integracija) ili vibro-pomaku (dvostruka integracija). Slično, signal senzora vibrobrzine nakon integracije može se transformirati u signal proporcionalan vibropomaku.

4.3.4. Uskopojasno filtriranje analognog signala pomoću filtra za praćenje

Za smanjenje smetnji i poboljšanje kvalitete obrade vibracijskih signala u mjernim sustavima strojeva za balansiranje mogu se koristiti uskopojasni filtri za praćenje. Središnja frekvencija ovih filtara automatski se podešava na frekvenciju vrtnje uravnoteženog rotora pomoću signala senzora okretaja rotora. Za izradu takvih filtara mogu se koristiti moderni integrirani krugovi, kao što su MAX263, MAX264, MAX267, MAX268 tvrtke "MAXIM".

4.3.5. Analogno-digitalna pretvorba signala

Analogno-digitalna pretvorba ključni je postupak koji osigurava mogućnost poboljšanja kvalitete obrade vibracijskih signala tijekom mjerenja amplitude i faze. Ovaj postupak implementiran je u svim modernim mjernim sustavima strojeva za balansiranje. Primjer učinkovite implementacije takvih ADC-ova uključuje pretvarače mjerenja napona tipa E154 ili E14-140 tvrtke LLC "L-Card", koji se koriste u nekoliko mjernih sustava strojeva za balansiranje koje proizvodi LLC "Kinematics" (Vibromera). Osim toga, LLC "Kinematics" (Vibromera) ima iskustva s korištenjem jeftinijih mikroprocesorskih sustava temeljenih na "Arduino" kontrolerima, mikrokontroleru PIC18F4620 tvrtke "Microchip" i sličnim uređajima.

4.1.2.2. Senzori brzine vibracija temeljeni na piezoelektričnim akcelerometrima

Senzor ovog tipa razlikuje se od standardnog piezoelektričnog akcelerometra po tome što unutar kućišta ima ugrađeno pojačalo naboja i integrator, što mu omogućuje izlaz signala proporcionalnog brzini vibracija. Na primjer, piezoelektrični senzori brzine vibracija koje proizvode domaći proizvođači (tvrtka ZETLAB i LLC "Vibropribor") prikazani su na slikama 4.6 i 4.7.

Figure 4.6. Model AV02 sensor by ZETLAB (Russia)

Slika 4.7. Model DVST 2 senzora tvrtke 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

U mjernim sustavima balansirajućih strojeva mogu se koristiti i beskontaktni senzori pomaka - kapacitivni ili induktivni. Ovi senzori mogu raditi u statičkom načinu rada, omogućujući registraciju vibracijskih procesa počevši od 0 Hz. Njihova upotreba može biti posebno učinkovita u slučaju balansiranja rotora niske brzine s brzinama vrtnje od 120 o/min i manje. Koeficijenti pretvorbe ovih senzora mogu doseći 1000 mV/mm i više, što osigurava visoku točnost i rezoluciju pri mjerenju pomaka, čak i bez dodatnog pojačanja. Očita prednost ovih senzora je njihova relativno niska cijena, koja kod nekih domaćih proizvođača ne prelazi 1000 rubalja. Pri korištenju ovih senzora u balansirajućim strojevima važno je uzeti u obzir da je nominalni radni razmak između osjetljivog elementa senzora i površine vibrirajućeg objekta ograničen promjerom zavojnice senzora. Na primjer, za senzor prikazan na slici 4.8, model ISAN E41A tvrtke "TEKO", navedeni radni razmak je obično 3,8 do 4 mm, što omogućuje mjerenje pomaka vibrirajućeg objekta u rasponu od ±2,5 mm.

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

Slika 4.10: Senzor sile za automobilske strojeve za balansiranje, prodaje "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.

4.4. Funkcionalna shema mjernog sustava balansirajućeg stroja, "Balanset 2""

Mjerni sustav "Balanset 2" predstavlja moderan pristup integraciji mjernih i računalnih funkcija u strojevima za balansiranje. Ovaj sustav omogućuje automatski izračun korektivnih utega pomoću metode koeficijenta utjecaja i može se prilagoditi različitim konfiguracijama strojeva.

Funkcionalna shema uključuje kondicioniranje signala, analogno-digitalnu pretvorbu, digitalnu obradu signala i automatske algoritme za izračun. Sustav može s visokom preciznošću obraditi scenarije balansiranja u dvije i više ravnina.

4.5. Calculation of Parameters of Correction Weights Used in Rotor Balancing

Izračun korektivnih utega temelji se na metodi koeficijenta utjecaja, koja određuje kako rotor reagira na ispitne utege u različitim ravninama. Ova metoda je temeljna za sve moderne sustave balansiranja i pruža točne rezultate i za krute i za fleksibilne rotore.

4.5.1. Task of Balancing Dual-support Rotors and Methods of its Resolution

Za rotore s dvostrukim nosačem (najčešća konfiguracija), zadatak balansiranja uključuje određivanje dvaju korektivnih utega - po jednog za svaku korekcijsku ravninu. Metoda koeficijenta utjecaja koristi sljedeći pristup:

1. Početno mjerenje (Run 0): Mjerenje vibracija bez ikakvih probnih utega
2. Prva probna vožnja (Vožnja 1): Dodajte poznatu probnu težinu ravnini 1, izmjerite odziv
3. Drugi probni rad (Run 2): Premjestite probni uteg u ravninu 2, izmjerite odziv
4. Izračun: Softver izračunava trajne korekcijske težine na temelju izmjerenih odgovora

Matematička osnova uključuje rješavanje sustava linearnih jednadžbi koje povezuju utjecaje probne težine s potrebnim korekcijama u obje ravnine istovremeno.

Slike 3.26 i 3.27 prikazani su primjeri korištenja tokarskih ležajeva na temelju kojih je izrađen specijalizirani Hard Bearing stroj za balansiranje pužnica i univerzalni Soft Bearing balansirni stroj za cilindrične rotore. Za DIY proizvođače, takva rješenja omogućuju stvaranje krutog potpornog sustava za stroj za balansiranje uz minimalno vrijeme i troškove, na koji se mogu montirati potporni postolji različitih vrsta (tvrdi ležajevi i mekani ležajevi). Glavni zadatak proizvođača u ovom slučaju je osigurati (i vratiti ako je potrebno) geometrijsku preciznost vodilica stroja na kojima će se temeljiti potporni postolji. U uvjetima DIY proizvodnje obično se koristi fino struganje za vraćanje potrebne geometrijske točnosti vodilica.

Slika 3.28 prikazuje verziju sklopljenog kreveta od dva kanala. U proizvodnji ovog kreveta koriste se odvojivi vijčani spojevi, koji omogućuju da se deformacija kreveta minimizira ili potpuno eliminira tijekom montaže bez dodatnih tehnoloških operacija. Kako bi se osigurala odgovarajuća geometrijska točnost vodilica navedenog ležaja, može biti potrebna mehanička obrada (brušenje, fino glodanje) gornjih prirubnica korištenih kanala.

Slike 3.29 i 3.30 postoje varijante zavarenih kreveta, također izrađene od dva kanala. Tehnologija proizvodnje za takve krevete može zahtijevati niz dodatnih operacija, kao što je toplinska obrada za ublažavanje unutarnjih naprezanja koja se javljaju tijekom zavarivanja. Kao i kod sastavljenih ležajeva, kako bi se osigurala pravilna geometrijska točnost vodilica zavarenih kreveta, treba planirati mehaničku obradu (brušenje, fino glodanje) gornjih prirubnica korištenih kanala.

4.5.2. Methodology for Dynamic Balancing of Multi-support Rotors

Višestruko oslonjeni rotori (tri ili četiri točke ležaja) zahtijevaju složenije postupke balansiranja. Svaka točka oslonca doprinosi ukupnom dinamičkom ponašanju, a korekcija mora uzeti u obzir interakcije između svih ravnina.

Metodologija proširuje dvoravninski pristup:

• Mjerenje vibracija na svim točkama oslonca
• Korištenje više položaja probnih utega
• Rješavanje većih sustava linearnih jednadžbi
• Optimizacija raspodjele korekcijske težine

Za kardanske osovine i slične duge rotore, ovaj pristup obično postiže razine preostale neravnoteže koje odgovaraju ISO stupnjevima kvalitete G6.3 ili boljim.

4.5.3. Calculators for Balancing Multi-support Rotors

Razvijeni su specijalizirani algoritmi za izračun konfiguracija rotora s tri i četiri nosača. Ovi kalkulatori implementirani su u softveru Balanset-4 i mogu automatski obraditi složene geometrije rotora.

Kalkulatori uzimaju u obzir:

• Promjenjiva krutost potpore
• Unakrsno spajanje između korekcijskih ravnina
• Optimizacija rasporeda težine za pristupačnost
• Provjera izračunatih rezultata

5. Recommendations for Checking the Operation and Accuracy of Balancing Machines

Točnost i pouzdanost stroja za balansiranje ovise o mnogim čimbenicima, uključujući geometrijsku točnost njegovih mehaničkih komponenti, dinamičke karakteristike nosača i operativnu sposobnost mjernog sustava. Redovita provjera ovih parametara osigurava dosljednu kvalitetu balansiranja i pomaže u prepoznavanju potencijalnih problema prije nego što utječu na proizvodnju.

5.1. Checking the Geometric Accuracy of the Machine

Provjera geometrijske točnosti uključuje provjeru poravnanja nosača, paralelnosti vodilica i koncentričnosti sklopova vretena. Ove provjere treba provoditi tijekom početnog postavljanja i periodično tijekom rada kako bi se osigurala održavanje točnosti.

5.2. Checking the Dynamic Characteristics of the Machine

Provjera dinamičkih karakteristika uključuje mjerenje prirodnih frekvencija nosača i komponenti okvira kako bi se osiguralo da su pravilno odvojene od radnih frekvencija. To sprječava probleme s rezonancijom koji mogu ugroziti točnost uravnoteženja.

5.3. Checking the Operational Capability of the Measuring System

Verifikacija mjernog sustava uključuje kalibraciju senzora, verifikaciju faznog poravnanja i provjeru točnosti obrade signala. To osigurava pouzdano mjerenje amplitude i faze vibracija pri svim radnim brzinama.

5.4. Provjera karakteristika točnosti prema normi ISO 20076-2007

Norma ISO 20076-2007 pruža standardizirane postupke za provjeru točnosti balansirajućih strojeva pomoću kalibriranih ispitnih rotora. Ovi postupci pomažu u validaciji performansi stroja u odnosu na međunarodno priznate standarde.

Literature

1. Reshetov DN (urednik). "Detalji i mehanizmi alatnih strojeva za obradu metala." Moskva: Mashinostroenie, 1972.
2. Kellenberger W. "Spiralno brušenje cilindričnih površina." Strojevi, 1963.
3. ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Kotrljajući ležajevi - Dinamička opterećenja i vijek trajanja.""
4. ISO 17383-73 "Remenice za ravne pogonske remene.""
5. ISO 1940-1-2007 "Vibracije. Zahtjevi za kvalitetu uravnoteženosti krutih rotora.""
6. ISO 20076-2007 "Postupci provjere točnosti balansirnog stroja.""