Balansirajući strojevi vlastitim rukama

1. Uvod

(Zašto je bilo potrebno napisati ovo djelo?)

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.

Prvu skupinu čine poduzeća specijalizirana za masovnu proizvodnju strojeva za uravnoteženje i njihovu prodaju vanjskim kupcima. Ta poduzeća zapošljavaju visokokvalificirane stručnjake s dubokim znanjem i bogatim iskustvom u projektiranju, proizvodnji i radu različitih vrsta strojeva za uravnoteženje. Izazovi koji se javljaju u interakcijama s ovom skupinom potrošača najčešće su povezani s prilagodbom naših mjernih sustava i softvera postojećim ili novorazvijenim strojevima, a da se pritom ne rješavaju pitanja njihove konstrukcijske izvedbe.

Drugu skupinu čine potrošači koji razvijaju i izrađuju strojeve (stative) za vlastite potrebe. Ovaj pristup uglavnom se objašnjava željom neovisnih proizvođača da smanje vlastite troškove proizvodnje, što se u nekim slučajevima može smanjiti za dva do tri puta ili više. Ovoj skupini potrošača često nedostaje odgovarajuće iskustvo u izradi strojeva te se obično oslanjaju na zdrav razum, informacije s interneta i sve dostupne analogije u svom radu.

Interakcija s njima otvara mnoga pitanja koja, osim dodatnih informacija o sustavima mjerenja balansnih strojeva, obuhvaćaju širok raspon tema vezanih uz konstrukcijsko izvedbu strojeva, metode njihove montaže na temelj, odabir pogona te postizanje odgovarajuće točnosti balansiranja itd.

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. Vrste strojeva za balansiranje (postolja) i njihove konstrukcijske značajke

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.

Podaci dobiveni na ovaj način omogućuju određivanje masa i mjesta ugradnje korektivnih utega potrebnih za kompenzaciju neuravnoteženosti.

Trenutno su najraširenija dva tipa konstrukcije strojeva (postolja) za balansiranje:

• Strojevi s mekim ležajevima (s fleksibilnim potporama);
• Strojevi za tvrde ležajeve (s krutim potporama)

2.1. Strojevi i postolja s mekim ležajevima

Osnovna značajka balansnih strojeva (stativa) Soft Bearing je da imaju relativno fleksibilne potpore, izrađene na bazi opružnih ovjesa, opružno montiranih kolica, ravnih ili cilindričnih opružnih potpora itd. Prirodna frekvencija tih potpora je najmanje 2-3 puta niža od frekvencije rotacije balansiranog rotora montiranog na njima. Klasičan primjer konstrukcijskog izvedenja fleksibilnih Soft Bearing potpora može se vidjeti u potpori stroja modela DB-50, čija je fotografija prikazana na slici 2.1.

Slika 2.1. Oslonac modela balansne mašine DB-50.

Kao što je prikazano na slici 2.1, pokretni okvir (klizač) 2 pričvršćen je na nepokretne stupove 1 nosača pomoću ovjesa na trakastim oprugama 3. Pod utjecajem centrifugalne sile uzrokovane neuravnoteženošću rotora postavljenog na nosač, kolica (klizač) 2 mogu izvoditi horizontalne oscilacije u odnosu na nepokretni stup 1, koje se mjere senzorom vibracija.

Konstrukcijska izvedba ove potpore osigurava nisku vlastitu frekvenciju oscilacija kolica, koja može biti oko 1-2 Hz. To omogućuje balansiranje rotora u širokom rasponu njegovih frekvencija vrtnje, počevši od 200 o/min. Ta značajka, zajedno s relativnom jednostavnošću izrade takvih potpora, čini ovu konstrukciju privlačnom mnogim našim kupcima koji za vlastite potrebe proizvode strojeve za balansiranje raznih namjena.

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.

Slika 2.3 prikazuje fotografiju stroja za balansiranje sa sličnim trakastim ovjesom kolica, namijenjenog za balansiranje specijaliziranih alata.

Slika 2.4.a i 2.4.b prikazuju fotografije kućno izrađenog stroja s mekim ležajevima za balansiranje pogonskih vratila, čije su potpore također izvedene s trakastim oprugama ovjesa.

Slika 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".

Prema proizvođaču (vidi sliku 2.6), ova mašina omogućuje balansiranje turbina s preostalim neuravnoteženjem koje ne prelazi 0,2 g·mm.

Slika 2.3. Stroj za balansiranje alata s mekim ležajima i podupirnom suspenzijom na trakastim oprugama

Slika 2.4.a. Stroj za balansiranje pogonskih vratila sa mekim ležajevima (sklopljen stroj)

Slika 2.4.b. Stroj za balansiranje pogonskih vratila s kolicima koja su ovješena na trakastim oprugama. (Glavni nosač vretena s opružnom trakastom suspenzijom)

Slika 2.5. Stroj za meko ležanje i balansiranje turbopunjača s potporama na trakastim oprugama, proizvođač A. Shahgunyan (Sankt Peterburg)

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

Osim klasične verzije potpora za balansirnu mašinu Soft Bearing spomenutih gore, raširena su i druga konstrukcijska rješenja.

Slika 2.7 i 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.

Strojevi prikazani na slikama 2.7 i 2.8 namijenjeni su za balansiranje pogonskih vratila s dvije, tri i četiri potpore. Imaju sličnu konstrukciju, uključujući:

• zavareni temeljni okvir 1, izrađen od dviju I-greda povezanih poprečnim ukrutama;
• stacionarna (prednja) ležajna potpora 2;
• pokretni (stražnji) ležaj vretena 3;
• jedna ili dvije pomične (međupotpore) 4. Potpore 2 i 3 nose vretenaste jedinice 5 i 6, namijenjene za montažu uravnoteženog pogonskog vratila 7 na stroj.

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

Senzori vibracija 8 ugrađeni su na sve potpore i služe za mjerenje poprečnih oscilacija potpora. Pogonsko vreteno 5, montirano na potpori 2, pokreće elektromotor preko remenskog prijenosa.

Slika 2.9.a i 2.9.b prikazuje fotografije potpore stroja za balansiranje izvedene na ravnim oprugama.

Slika 2.9. Oslonac stroja za balansiranje mekog ležaja s ravnim oprugama

• a) bočni pogled;
• b) Prednji pogled

S obzirom na to da amaterski proizvođači često koriste takve nosače u svojim dizajnima, korisno je detaljnije ispitati značajke njihove konstrukcije. Kao što je prikazano na slici 2.9.a, ovaj nosač se sastoji od tri glavne komponente:

• Donja potporna ploča 1: Za potporu prednje osovine ploča je čvrsto pričvršćena na vodilice; za međupotpore ili potpore stražnje osovine donja ploča je dizajnirana kao kolica koja se mogu pomicati duž vodilica okvira.
• Gornja potporna ploča 2, na kojoj su montirane potporne jedinice (valjkaste potpore 4, vretena, međuležajevi itd.).
• Dvije ravne opruge 3, povezivanje donjih i gornjih ležajnih ploča.

Kako bi se spriječio rizik od pojačanih vibracija ležajeva tijekom rada, koje se mogu pojaviti pri ubrzavanju ili usporavanju uravnoteženog rotora, ležajevi mogu uključivati mehanizam zaključavanja (vidi sl. 2.9.b). Ovaj mehanizam sastoji se od krute konzole 5, koju može zaključati ekscentrični zatvarač 6 povezan s jednom od ravnih opruga ležaja. Kada su zatvarač 6 i konzola 5 zaključani, ležaj je zaključan, čime se uklanja rizik od pojačanih vibracija tijekom ubrzanja i usporavanja.

Prilikom projektiranja ležajeva izrađenih od ravnih (pločastih) opruga, proizvođač stroja mora procijeniti frekvenciju njihovih prirodnih oscilacija, koja ovisi o krutosti opruga i masi uravnoteženog rotora. Poznavanje ovog parametra omogućuje projektantu da svjesno odabere raspon radnih rotacijskih frekvencija rotora, izbjegavajući opasnost od rezonantnih oscilacija ležajeva tijekom balansiranja.

Preporuke za izračunavanje i eksperimentalno određivanje prirodnih frekvencija oscilacija nosača, kao i drugih komponenti balansnih strojeva, razmatraju se u odjeljku 3.

Kao što je ranije napomenuto, jednostavnost i izvodljivost izrade konstrukcije potpore pomoću ravnih (pločastih) opruga privlače amaterske razvijatelje uređaja za uravnoteženje raznih namjena, uključujući strojeve za uravnoteženje radilica, rotora automobilskih turbopunjača itd.

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. Stroj za uravnoteženje rotora turbopunjača (bočni pogled)

2.10.b. Stroj za uravnoteženje rotora turbopunjača (pogled s prednje strane potpore)

Osim prethodno razmatranih strojeva za balansiranje s mekim ležajevima, ponekad se izrađuju relativno jednostavni stalci za meke ležajeve. Ti stalci omogućuju visokokvalitetno balansiranje rotacijskih mehanizama za različite namjene uz minimalne troškove.

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.

Slika 2.11 prikazuje fotografiju postolja za balansiranje abrazivnih kotača, proizvedenog za internu uporabu P. Asharina.

Slika 2.11. Stalak za uravnoteženje abrazivnih kotača

Štand se sastoji od sljedećih glavnih komponenti:

• Plata 1, montirano na četiri cilindrične opruge 2;
• Električni motor 3, čiji rotor također služi kao vreteno, na koje je montiran držač 4, koji se koristi za postavljanje i učvršćivanje abrazivnog kotača na vreteno.

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.

Slika 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""

Također se i osnova ovog stalka koristi Plata 1, montirano na cilindričnim oprugama 2. Na ploči 1 instalirana je vakuumska pumpa 3, koja ima vlastiti električni pogon sposoban za široko variranje brzine od 0 do 60.000 o/min. Vibracijski senzori 4 montirani su na kućištu pumpe i služe za mjerenje vibracija u dva različita dijela na različitim visinama.

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 podkritičnim frekvencijama vrtnje preostala neuravnoteženost rotora pumpe ispod je tolerancije najfinijeg razreda kvalitete balansiranja definiranog u ISO 21940-11 (ranije ISO 1940-1), G0.4 — interni rezultat na stolu ekvivalentan zamišljenom G0.16, što je strože od bilo kojeg razreda navedenog u normi.

Preostala vibracija kućišta pumpe postignuta tijekom balansiranja pri rotacijskim brzinama do 8.000 o/min ne prelazi 0,01 mm/s.

Stalakovi za balansiranje proizvedeni prema gore opisanom shematskom rješenju također su učinkoviti za balansiranje drugih mehanizama, kao što su ventilatori. Primjeri stalaka dizajniranih za balansiranje ventilatora prikazani su na slikama 2.13 i 2.14.

Slika 2.13. Stalak za balansiranje ventilatorskih radilica

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. Strojevi s tvrdim ležajevima

Mašine za balansiranje s tvrdim ležajevima razlikuju se od prethodno razmatranih mašina s mekim ležajevima po konstrukciji svojih nosača. Njihovi nosači izrađeni su u obliku krutih ploča s složenim utorima (izrezima). Prirodne frekvencije tih nosača značajno (najmanje 2–3 puta) premašuju maksimalnu rotacijsku frekvenciju rotora koji se balansira na mašini.

Strojevi za tvrdo ležanje su svestraniji od onih za meko ležanje, jer obično omogućuju visokokvalitetno balansiranje rotora u širem rasponu njihovih masenih i dimenzionalnih karakteristika. Važna prednost ovih strojeva je i to što omogućuju visokoprecizno balansiranje rotora pri relativno niskim rotacijskim brzinama, koje mogu biti u rasponu od 200 do 500 o/min i niže.

Slika 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).

Za mjerenje navedenih relativnih deformacija strojevi za tvrda ležaja mogu koristiti senzore sile ili visoko osjetljive senzore vibracija različitih vrsta, uključujući nekontaktne senzore vibracijskog pomaka.

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".

Slika 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).

Slika 2.16.a. Stroj za tvrda ležanja za balansiranje kardanskih vratila, proizvođač N. Obyedkov (Magnitogorsk)

Slika 2.16.b Prikazuje fotografiju prednje potpore stroja s glavnim vretenom 3, koje je, kao što je prethodno navedeno, pogonjeno remenicom od asinkronog električnog motora 4. Ova potpora je čvrsto pričvršćena na okvir.

Slika 2.16.b. Prednja (vodeća) potpora glavčine.

Slika 2.16.c Prikazuje fotografiju jedne od dvije pomične međusobne potpore stroja. Ova potpora leži na klizačima 7, što omogućuje njezino uzdužno pomicanje duž vodilica okvira. Ova potpora uključuje poseban uređaj 8, namijenjen za montažu i podešavanje visine međusobnog ležaja uravnoteženog pogonskog vratila.

Slika 2.16.c. Srednja pokretna potpora stroja

Slika 2.16.d prikazuje fotografiju stražnjeg (pogonskog) nosača vretena, koji, poput međunosača, omogućuje kretanje duž vodilica okvira stroja.

Slika 2.16.d. Oslonac stražnjeg (pogonskog) vretena.

Svi gore navedeni nosači su vertikalne ploče montirane na ravne temelje. Ploče imaju T-profilne utore (vidi sl. 2.16.d), koji dijele nosač na unutarnji dio 9 (čvršći) i vanjski dio 10 (manje čvrst). Različit stupanj krutosti unutarnjeg i vanjskog dijela nosača može dovesti do relativne deformacije tih dijelova pod silama neuravnoteženja balansiranog rotora.

Senzori sile se obično koriste za mjerenje relativne deformacije nosača u kućno izrađenim strojevima. Primjer kako je senzor sile postavljen na nosač balansne stroja tvrdog ležaja prikazan je na slici 2.16.e. Kao što se vidi na toj slici, senzor sile 11 pritisnut je na bočnu površinu unutarnjeg dijela nosača vijkom 12, koji prolazi kroz navojnu rupu u vanjskom dijelu nosača.

Kako bi se osigurao ravnomjeran pritisak vijka 12 na cijeloj ravnini senzora sile 11, između njega i senzora postavlja se ravna podloška 13.

Slika 2.16.d. Primjer ugradnje senzora sile na nosač.

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.

Slika 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".

Kao što se vidi na slici, mehanizam pokretanja stroja ima pojednostavljenu konstrukciju, koja se sastoji od sljedećih glavnih komponenti:

• Zavareni okvir 1, služeći kao krevet;
• Dvije fiksne potpore 2, čvrsto pričvršćen na okvir;
• Električni motor 3, koji pokreće uravnoteženu osovinu (vijak) 5 putem remenice 4.

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

Potpore 2 stroja čine okomito postavljene čelične ploče s T-oblikovanim utorima. Na vrhu svake potpore nalaze se potporni valjci izvedeni s pomoću kotrljajućih ležajeva, na kojima se okreće uravnoteženo vratilo 5.

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.

Slika 2.17.b. Podupirač s tvrdim ležajem za balansiranje vijčanih vratila s senzorom sile

Postignuta preostala neuravnoteženost iznosila je 3552 g*mm (19.2 g na radijusu od 185 mm) u prvoj ravnini vijka i 2220 g*mm (12.0 g na radijusu od 185 mm) u drugoj ravnini. Za rotor mase 500 kg koji radi pri frekvenciji vrtnje od 3500 RPM, ta neuravnoteženost odgovara razredu G6.3 prema ISO 21940-11 (ranije ISO 1940-1), što zadovoljava zahtjeve navedene u njegovoj 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:

• Štednja proizvodnog prostora;
• Upotreba jednog električnog motora s pogonom promjenjive frekvencije za pogon dviju različitih strojeva;
• Upotreba jednog mjernog sustava za upravljanje dvjema različitim strojevima.

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

3. Zahtjevi za konstrukciju osnovnih jedinica i mehanizama uravnoteživača

3.1. Ležajevi

3.1.1. Teorijski temelji dizajna ležajeva

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).

Iz ovih grafikona proizlazi da se, kako se rotacijska frekvencija uravnoteženog rotora približava prirodnoj frekvenciji podržnih oscilacija (tj. kada je omjer fp/fo blizu 1), javlja značajan porast amplitude povezan s rezonantnim oscilacijama potpore (vidi sl. 3.1.a). Istovremeno, grafikon 3.1.b pokazuje da se u rezonantnoj zoni javlja nagli pomak u kutu faze ∆F°, koji može doseći i do 180°.

Drugim riječima, pri balansiranju bilo kojeg mehanizma u zoni rezonancije, čak i male promjene u frekvenciji rotacije mogu dovesti do značajne nestabilnosti u mjerenjima amplitude i faze njegove vibracije, što uzrokuje pogreške pri izračunu parametara korektivnih utega i negativno utječe na kvalitetu balansiranja.

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.

Slika 3.1. Grafikon koji prikazuje promjene relativne amplitude i faze vibracija oslonca balansne mašine kao funkciju promjena rotacijske frekvencije.

• Ад – Amplituda dinamičkih vibracija potpore;
• e = m*r / M - Specifični disbalans uravnoteženog rotora;
• m – Neravnoteža mase rotora;
• M – Masa rotora;
• r – Radijus na kojem se neuravnotežena masa nalazi na rotoru;
• fp – Rotacijska frekvencija rotora;
• fo – Prirodna frekvencija vibracija potpore

S obzirom na predstavljene informacije, nije preporučljivo raditi stroj u rezonantnom području njegovih oslonaca (istaknutih crvenom bojom na slici 3.1). Grafovi prikazani na slici 3.1 također pokazuju da su stvarne vibracije oslonaca Soft Bearing stroja za iste neravnoteže rotora znatno niže nego one koje se javljaju na oslonima Soft Bearing stroja.

Iz toga slijedi da senzori koji se koriste za mjerenje vibracija ležajeva u strojevima s tvrdim ležajevima moraju imati veću osjetljivost od onih u strojevima s mekim ležajevima. Ovaj zaključak dobro je potkrijepljen stvarnom praksom upotrebe senzora, koja pokazuje da apsolutni senzori vibracija (vibro-akcelerometri i/ili vibro-brzinski senzori), uspješno korišteni u balansnim strojevima s mekim ležajevima, često ne mogu postići potrebnu kvalitetu balansiranja na strojevima s tvrdim ležajevima.

Na ovim se strojevima preporučuje upotreba relativnih senzora vibracija, kao što su senzori sile ili visoko osjetljivi senzori pomaka.

3.1.2. Procjena prirodnih frekvencija potpora pomoću metoda izračuna

Projektant može izvršiti približan (procjenjujući) izračun prirodne frekvencije potporne fo​-a pomoću formule 3.1, simplistički ga tretirajući kao vibracijski sustav s jednim stupnjem slobode, koji (vidi sliku 2.19.a) je predstavljen masom M koja oscilira na opruzi tvrdoće K.

Masa M koja se koristi u izračunu za simetrični rotor s međulagernim razmakom može se aproksimirati formulom 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.

Krutost K potpore izračunava se prema formuli 3.3 na temelju rezultata eksperimentalnih istraživanja koja uključuju mjerenje deformacije ΔL potpore pri opterećenju statičkom silom P (vidi slike 3.2.a i 3.2.b).

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

Veličinu opterećenja P može se izmjeriti instrumentom za mjerenje sile (npr. dinamometrom). Pomak potpore ΔL određuje se uređajem za mjerenje linearnog pomaka (npr. mjernim pokazivačem).

3.1.3. Eksperimentalne metode za određivanje prirodnih frekvencija nosača

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. Određivanje prirodnih frekvencija oslonaca metodom udarnog uzbuđenja

Metoda udarnog pobuđivanja najjednostavniji je i najčešći način određivanja prirodne frekvencije vibracija oslonca ili bilo koje druge komponente stroja. Temelji se na činjenici da se, kada se bilo koji objekt, poput zvona (vidi sl. 3.3), pobudi udarcem, njegov odziv očituje kao postupno prigušen vibracijski odgovor. Frekvencija vibracijskog signala određena je konstrukcijskim svojstvima objekta i odgovara frekvenciji njegovih vlastitih vibracija. Za udarno pobuđivanje vibracija može se upotrijebiti bilo koji težak alat, poput gumenog čekića ili običnog čekića.

Slika 3.3. Dijagram udarnog uzbuđenja koji se koristi za određivanje prirodnih frekvencija objekta

Masa čekića trebala bi biti otprilike 10% mase objekta koji se uzbuđuje. Za snimanje vibracijskog odgovora na objektu pod ispitivanjem treba postaviti senzor vibracija, pri čemu je njegova mjerna os usmjerena u smjeru udarnog uzbuđenja. U nekim slučajevima mikrofon iz uređaja za mjerenje buke može se koristiti kao senzor za opažanje vibracijskog odgovora objekta.

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.

Slika 3.5. Sučelje programa koje prikazuje grafikone vremenskih funkcija i spektar slabljenja udarnih vibracija ispitivane strukture

Analiza spektralnog grafikona prikazanog na slici 3.5 (vidi donji dio radnog prozora) pokazuje da se glavna komponenta prirodnih vibracija ispitivane strukture, određena u odnosu na os apscise grafikona, javlja na frekvenciji od 9,5 Hz. Ova se metoda može preporučiti za proučavanje prirodnih vibracija i Soft Bearing i Hard Bearing potpora balansne strojne opreme.

3.1.3.2. Određivanje prirodnih frekvencija oslonaca u načinu vožnje nizbrdo

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.

U ovom slučaju prirodne frekvencije potpora mogu se odrediti dvjema karakteristikama:

• Prema lokalnom skoku u amplitudi vibracija opaženom u rezonantnim područjima;
• Oštrim preokretom (do 180°) u fazi vibracije opaženim u zoni skoka amplitude.

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.

Treba napomenuti da se, iz očitih razloga (vidi odjeljak 3.1.1), metoda identifikacije prirodnih frekvencija oslonaca u režimu izbijega može koristiti samo pri proučavanju strojeva za balansiranje s mekim ležajevima, gdje radne frekvencije vrtnje rotora znatno premašuju prirodne frekvencije oslonaca u poprečnom smjeru.

U slučaju strojeva s tvrdim ležajevima, gdje su radne frekvencije vrtnje rotora koje pobuđuju vibracije oslonaca u režimu izbijega znatno niže od prirodnih frekvencija oslonaca, primjena ove metode praktično je nemoguća.

3.1.4. Praktične preporuke za projektiranje i izradu potpora za balansne strojeve

3.1.2. Izračunavanje prirodnih frekvencija potpora računalnim metodama

Izračuni prirodnih frekvencija potpora pomoću gore opisane sheme izračuna mogu se provesti u dva smjera:

• U poprečnom smjeru oslonaca, što se podudara s pravcem mjerenja njihovih vibracija uzrokovanih silama neuravnoteženosti rotora;
• U aksijalnom smjeru, koji se poklapa s osi rotacije uravnoteženog rotora montiranog na nosačima stroja.

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. Strojevi za meke ležajeve s ravnim pločnim oprugama

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.

Metode za podešavanje prirodnih frekvencija vibracija nosača na ravnim oprugama su očite. To podešavanje može se postići promjenom geometrijskih dimenzija ili oblika ravnih opruga, što se, na primjer, postiže izrezivanjem uzdužnih ili poprečnih utora koji smanjuju njihovu krutost.

Kao što je ranije spomenuto, verifikaciju rezultata takvog podešavanja može se provesti utvrđivanjem prirodnih frekvencija vibracija nosača primjenom metoda opisanih u odjeljcima 3.1.3.1 i 3.1.3.2.

Slika 3.6 Predstavlja klasičnu verziju dizajna ležaja na ravnim oprugama, koju je u jednoj od svojih strojeva koristio A. Sinitsyn. Kao što je prikazano na slici, ležaj uključuje sljedeće komponente:

• Gornja ploča 1;
• Dvije ravne opruge 2 i 3;
• Donja ploča 4;
• Zaustavni nosač 5.

Slika 3.6. Varijacija dizajna potpore na ravnim oprugama

Gornja ploča 1 nosača može se koristiti za montažu vretena ili međupodloške ležaja. Ovisno o namjeni nosača, donja ploča 4 može biti čvrsto pričvršćena na vodilice stroja ili postavljena na pomične klizače, što omogućuje kretanje nosača duž vodilica. Konsola 5 služi za ugradnju mehanizma za zaključavanje nosača, omogućujući njegovo sigurno fiksiranje tijekom ubrzanja i usporavanja uravnoteženog rotora.

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.

Slika 3.7. Stroj za balansiranje rotora električnih motora, sastavljen, razvio A. Mokhov.

Slika 3.8. Stroj za balansiranje rotora turbopumpi, razvio G. Glazov (Bičkek)

3.1.4.2. Podupirači mekog ležaja za strojeve s ovjesom na trakastim oprugama

Pri projektiranju trakastih opruga koje se koriste za potporne ležajeve treba obratiti pozornost na odabir debljine i širine trakaste opruge, koja s jedne strane mora izdržati statičko i dinamičko opterećenje rotora na potpori, a s druge strane mora spriječiti mogućnost torzijskih vibracija potpornog ležaja, koje se očituju kao aksijalni odskok.

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. Mehanizirane potpore za meke ležajeve izrađene pomoću cilindričnih opruga

Primjer balansirne mašine za mekane ležajeve, u čijem je dizajnu ležajeva upotrijebljena cilindrična komorna opruga, prikazan je na slici 3.9. Glavni nedostatak ovog rješenja je u različitim stupnjevima deformacije opruge u prednjem i stražnjem ležaju, što se događa ako su opterećenja na ležajevima neujednačena tijekom balansiranja asimetričnih rotora. To prirodno dovodi do neusklađenosti ležajeva i iskrivljenja osi rotora u vertikalnoj ravnini. Jedna od negativnih posljedica ovog nedostatka može biti pojava sila koje uzrokuju pomicanje rotora duž osi tijekom rotacije.

Slika 3.9. Varijanta konstrukcije meke ležajne potpore za balansne strojeve s cilindričnim oprugama.

3.1.4.4. Tvrdi ležajevi za strojeve

Slika 3.10. Skica potpore tvrdog ležaja za balansirnu mašinu

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.

Sl. 3.11. Tvrda ležajna potpora za balansirni stroj, proizvođač A. Sinitsyn

Sl. 3.12. Tvrda ležajna potpora za balansirni stroj, proizvođač 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. Podrška skupovima balansnih strojeva

3.2.1. Glavne vrste potpornih sklopova

Pri proizvodnji i strojeva za balansiranje tvrdog i mekog ležaja mogu se preporučiti sljedeće dobro poznate vrste potpornih sklopova, koje se koriste za montažu i rotaciju balansiranih rotora na potporama, uključujući:

• Prizmatni potporni sklopovi;
• Podupiranje sklopova rotirajućim valjcima;
• Skupovi za potporu vretena.

3.2.1.1. Prizmatčni potporni sklopovi

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. Izvedba prizmatičkog upornog sklopnog sklopa, upotrijebljena na balansirnom stroju za automobilne turbopunjače

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. Sklopovi valjkastih potpora

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.

Slika 3.15. Primjer dizajna sklopnog nosača valjaka

Slika 3.16. Primjer dizajna sklopnog nosača valjaka s dva valjkasta ležaja

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.

Slika 3.17. Primjer dizajna sklopnog nosača valjka za samo-poravnanje

Kao što je ranije spomenuto, sklopovi potpore valjaka obično imaju prilično visoke zahtjeve za preciznom proizvodnjom i krutošću. Posebno, tolerancije za radijalni odskok valjaka ne bi smjele prelaziti 3–5 mikrona.

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. Skupovi potpore vretena

Pri balansiranju rotora s prirubnim montažom (na primjer kardanskih vratila) na balansirnim strojevima, vretena se koriste kao potporni sklopovi za pozicioniranje, montažu i rotaciju balansiranih proizvoda.

Vretena su jedna od najsloženijih i najkritičnijih komponenti uređaja za uravnoteženje, uvelike odgovorna za postizanje potrebne kvalitete uravnoteženja.

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.

Među glavnim zahtjevima koje treba uzeti u obzir pri projektiranju i izradi vretena za balansiranje, sljedeće treba dati prednost:

a) Osiguravanje visoke krutosti strukture sklopovine vretena, dovoljne za sprječavanje neprihvatljivih deformacija koje se mogu pojaviti pod utjecajem neravnotežnih sila uravnoteženog rotora;

b) Osiguravanje stabilnosti položaja osi rotacije vretena, karakterizirane dopuštenim vrijednostima radijalne, aksijalne i aksijalne odbojnice vretena;

c) Osiguravanje odgovarajuće otpornosti na habanje vratilnih ležajeva, kao i njihovih ležišnih i potpornih površina koje se koriste za montažu uravnoteženih proizvoda.

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

Posebno postoje metodologije za provjeru krutosti i rotacijske točnosti vretena, preporuke za odabir ležajeva, odabir materijala vretena i metode njegova kaljenja, kao i mnogo drugih korisnih informacija o ovoj temi.

Rad [1] navodi da se pri projektiranju vretena za većinu vrsta metaloreznog strojnog alata uglavnom koristi skema s dva ležaja.

Primjer varijante dizajna takvog sustava s dva ležaja, korištenog u vretenima glodalica (detalji se mogu pronaći u radu [1]), prikazan je na slici 3.18.

Ovaj je sustav prilično pogodan za izradu vretena balansnih strojeva, čiji su primjeri dizajnerskih varijanti prikazani u nastavku na slikama 3.19–3.22.

Sl. 3.18. Skica glavčine dvobrzinskog glodalice

Slika 3.19 prikazuje jednu od projektnih varijanti sklopova glavnog vretena balansirne mašine, koja se okreće na dva radijalno-aksijalna ležaja, od kojih svaki ima vlastito neovisno kućište 1 i 2. Na vretenu 3 montirani su prirubnik 4, predviđen za prirubničko montiranje kardanskog vratila, i remenica 5, koja se koristi za prijenos rotacije s električnog motora na vreteno putem V-remenskog prijenosa.

Slika 3.19. Primjer dizajna vretena na dvjema neovisnim ležajnim potporama

Slika 3.20 i 3.21 Prikažite dva usko povezana dizajna glavnih sklopova vretena. U oba slučaja ležajevi vretena ugrađeni su u zajedničko kućište 1, koje ima kroznu aksijalnu rupu potrebnu za ugradnju vretenaste osovine. Na ulazu i izlazu te rupe kućište ima posebne udubine (nisu prikazane na crtežima), namijenjene za smještaj radijalnih potisnih ležajeva (valjkastih ili kugličnih) i posebna prirubna poklopca 5, koja služe za pričvršćivanje vanjskih prstenova ležajeva.

Slika 3.20. Primjer 1 dizajna glavne vretena na dva ležajna nosača ugrađenih u zajedničko kućište

Slika 3.21. Primjer 2 dizajna glavčine s predvodnikom na dva ležajna nosača ugrađenih u zajedničko kućište

Kao i u prethodnoj verziji (vidi sliku 3.19), na vratilo glavčine ugrađena je prednja ploča 2, namijenjena za prirubničko montiranje pogonskog vratila, i remenica 3, koja se koristi za prijenos rotacije na glavčinu iz električnog motora putem remenice. Na vratilo glavčine također je pričvršćen krak 4, koji se koristi za određivanje kutne položaje glavčine, a koristi se pri postavljanju probnih i korektivnih utega na rotor tijekom balansiranja.

Slika 3.22. Primjer dizajna pogonjene (stražnje) vretena

Slika 3.22 prikazuje varijantu dizajna pogonjenog (stražnjeg) sklopu vretena stroja, koja se od prednjeg vretena razlikuje samo po nedostatku pogonske remenice i remena, budući da oni nisu potrebni.

Slika 3.23. Primjer izvedbe konstrukcije pogonjenog (stražnjeg) vretena

Kao što se vidi u Slika 3.20 – 3.22Gore navedeni sklopovi vretena pričvršćuju se na Soft Bearing nosače balansnih strojeva pomoću posebnih stezaljki (traka) 6. Ako je potrebno, mogu se koristiti i druge metode pričvršćivanja, osiguravajući odgovarajuću krutost i preciznost pri pozicioniranju sklopa vretena na nosaču.

Slika 3.23 prikazuje izvedbu prirubničkog pričvršćenja sličnu onoj za to vreteno, koja se može koristiti za njegovu ugradnju na oslonac stroja za balansiranje s tvrdim ležajevima.

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

Pri projektiranju vretena i odabiru veličina ležaja preporučljivo je preliminarno procijeniti trajnost i nosivost ležajeva. Metodologija za izvođenje tih izračuna može se detaljno opisati u ISO 281 "Rolling Bearings - Dynamic Load Ratings and Rating Life" [3], kao i u brojnim priručnicima za kotrljajne ležajeve (uključujući digitalne).

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. Upotreba klinastih ili zupčastih remenskih prijenosa nije poželjna jer mogu primijeniti dodatna dinamička opterećenja na vreteno zbog geometrijskih netočnosti remena i remenica, što zauzvrat može dovesti do dodatnih mjernih pogrešaka tijekom balansiranja. Preporučeni zahtjevi za remenice za plosnate pogonske remene navedeni su u nacionalnoj normi GOST 17383-73 "Pulleys for flat drive belts" [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. Mjerni sustavi strojeva za balansiranje

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:

• Upotreba senzora vibracija s visokim koeficijentom pretvorbe signala;
• Upotreba modernih laserskih senzora kutnog pomaka;
• Izrada (ili uporaba) hardvera koji omogućuje pojačavanje i digitalnu konverziju signala senzora (primarna obrada signala);
• 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. Odabir senzora vibracija

U mjerilnim sustavima balansnih strojeva mogu se koristiti različite vrste senzora vibracija (pretvarača), uključujući:

• Senzori vibracijskog ubrzanja (akcelerometri);
• Senzori brzine vibracija;
• Senzori vibracijskog pomaka;
• Senzori sile.

4.1.1. Senzori vibracijskog ubrzanja

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".

Slika 4.1. Piezoakcelerometri DN 3M1 i DN 3M1V6

Za povezivanje takvih senzora s instrumentima i sustavima za mjerenje vibracija potrebno je koristiti vanjske ili ugrađene pojačala naboja.

Slika 4.2. Kapacitivni akcelerometri AD1 proizvođača LLC "Kinematics" (Vibromera)

Treba napomenuti da ovi senzori, koji uključuju na tržištu široko korištene kapacitivne akcelerometre ADXL 345 (vidi Sliku 4.3), imaju nekoliko značajnih prednosti u odnosu na piezoakcelerometre. Konkretno, oni su 4 do 8 puta jeftiniji uz slične tehničke karakteristike. Štoviše, ne zahtijevaju upotrebu skupih i osjetljivih pojačala naboja potrebnih za piezoakcelerometre.

U slučajevima kada se u mjeriteljskim sustavima balansnih strojeva koriste oba tipa akcelerometara, obično se provodi hardverska integracija (ili dvostruka integracija) senzorskih signala.

Slika 4.2. Kapacitivni akcelerometri AD 1, sastavljeni.

Slika 4.3. Kapacitivna ploča akcelerometra ADXL 345.

U ovom slučaju, početni signal senzora, proporcionalan vibracijskom ubrzanju, u skladu s tim se pretvara u signal proporcionalan vibracijskoj brzini ili pomaku. Postupak dvostruke integracije vibracijskog signala posebno je relevantan pri korištenju akcelerometara kao dijela mjernih sustava za strojeve za balansiranje niskih brzina, gdje donji raspon frekvencije rotacije rotora tijekom balansiranja može doseći 120 o/min i manje. Kod korištenja kapacitivnih akcelerometara u mjernim sustavima balanacionih strojeva, treba uzeti u obzir da njihovi signali nakon integracije mogu sadržavati niskofrekventne smetnje, koje se očituju u frekvencijskom rasponu od 0,5 do 3 Hz. To može ograničiti donji frekvencijski raspon balansiranja na strojevima za koje su ovi senzori namijenjeni.

4.1.2. Senzori brzine vibracija

4.1.2.1. Induktivni senzori brzine vibracija.

Ti senzori uključuju induktivni svitak i magnetsku jezgru. Kada svitak vibrira u odnosu na nepomičnu jezgru (ili jezgra u odnosu na nepomični svitak), u svitku se inducira elektromotorna sila čiji je napon izravno proporcionalan brzini vibracije pokretnog elementa senzora. Koeficijenti pretvorbe (Kpr) induktivnih senzora obično su prilično visoki i dosežu nekoliko desetaka ili čak stotina mV/mm/sek. Konkretno, koeficijent pretvorbe senzora modela T77 tvrtke Schenck iznosi 80 mV/mm/sek, a za senzor modela 544M tvrtke IRD Mechanalysis 40 mV/mm/sek. U nekim slučajevima (na primjer, u balansirnim strojevima Schenck) koriste se posebni, vrlo osjetljivi induktivni senzori vibracijske brzine s mehaničkim pojačalom, kod kojih Kpr može premašiti 1000 mV/mm/sec. Ako se induktivni senzori vibracijske brzine koriste u mjernim sustavima strojeva za balansiranje, može se provesti i hardverska integracija električnog signala proporcionalnog vibracijskoj brzini, pretvarajući ga u signal proporcionalan vibracijskom pomaku.

Slika 4.4. Model 544M senzor tvrtke IRD Mechanalysis.

Slika 4.5. Model T77 senzor tvrtke Schenck

Treba napomenuti da su, zbog radno intenzivne proizvodnje, induktivni senzori brzine vibracija prilično rijetki i skupi. Stoga, unatoč očitim prednostima ovih senzora, amaterski proizvođači strojeva za balansiranje rijetko ih koriste.

4.2. Senzori faznog kuta

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. Očite prednosti ovog senzora uključuju:

• Široki radni raspon, koji omogućuje mjerenje frekvencije rotacije rotora od 2,5 do 99.999 okretaja u minuti, s rezolucijom od najmanje jednog okretaja;
• Digitalni zaslon;
• Jednostavnost postavljanja tahometra za mjerenja;
• Pristupačnost i niska tržišna cijena;
• Relativna jednostavnost prilagodbe za integraciju u mjerni sustav balirnog stroja.

Slika 4.12: Laserski tahometar 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.

Slika 4.6. Model senzora AV02 tvrtke ZETLAB (Rusija)

Slika 4.7. Model DVST 2 senzora tvrtke LLC "Vibropribor""

Takvi senzori se proizvode kod različitih proizvođača (i domaćih i stranih) i trenutno se široko koriste, osobito u prijenosnoj opremi za vibracije. Cijena tih senzora je prilično visoka i može doseći 20.000 do 30.000 rubalja po komadu, čak i kod domaćih proizvođača.

4.1.3. senzori pomaka

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.

Slika 4.8. Model induktivnog senzora pomaka ISAN E41A tvrtke TEKO (Rusija)

4.1.4. Senzori sile

Kao što je ranije navedeno, senzori sile koriste se u mjerilnim sustavima ugrađenim na balansirnim strojevima tvrdog ležaja. Ti su senzori, osobito zbog jednostavnosti proizvodnje i relativno niske cijene, obično piezoelektrični senzori sile. Primjeri takvih senzora prikazani su na slikama 4.9 i 4.10.

Slika 4.9. Senzor sile SD 1 tvrtke Kinematika LLC

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

Senzori sile na temelju deformacionih mreža, koje proizvodi širok raspon domaćih i stranih proizvođača, mogu se također koristiti za mjerenje relativnih deformacija u potporama balansnih strojeva Hard Bearing.

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. Izračun parametara korektivnih težina koje se koriste pri balansiranju rotora

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. Zadatak uravnoteženja rotora s dvostrukom potporom i metode njegova rješavanja

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 uporabe tokarskih postolja na temelju kojih su izrađeni specijalizirani stroj s tvrdim ležajevima za balansiranje pužnica i univerzalni stroj s mekim ležajevima za balansiranje cilindričnih rotora. Za DIY proizvođače takva rješenja omogućuju stvaranje krutog potpornog sustava za stroj za balansiranje uz minimalno vrijeme i troškove, na koji se mogu montirati potporna postolja različitih vrsta (s tvrdim i s mekim ležajevima). Glavni zadatak proizvođača u ovom je slučaju osigurati (i po potrebi obnoviti) geometrijsku preciznost vodilica stroja na kojima će se temeljiti potporna postolja. U uvjetima DIY proizvodnje za obnovu potrebne geometrijske točnosti vodilica obično se koristi fino struganje.

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. Metodologija za dinamičko balansiranje rotora s više oslonaca

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. Kalkulatori za balansiranje rotora s više oslonaca

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. Preporuke za provjeru rada i točnosti uređaja za balansiranje

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. Provjera geometrijske točnosti stroja

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. Provjera dinamičkih karakteristika stroja

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. Provjera operativne sposobnosti mjernog sustava

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 ISO 21940-21 (ranije ISO 2953)

ISO 21940-21 (ranije ISO 2953) pruža standardizirane postupke za provjeru točnosti strojeva za balansiranje s pomoću kalibriranih ispitnih rotora. Ti postupci pomažu potvrditi rad stroja u odnosu na međunarodno priznate norme.

Literatura

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 281 "Rolling Bearings - Dynamic Load Ratings and Rating Life."
4. GOST 17383-73 (national standard) "Pulleys for flat drive belts."
5. ISO 21940-11 (formerly ISO 1940-1) "Mechanical vibration - Rotor balancing - Part 11: Procedures and tolerances for rotors with rigid behaviour."
6. ISO 21940-21 (formerly ISO 2953) "Mechanical vibration - Rotor balancing - Part 21: Description and evaluation of balancing machines."