1. Introduzione

(Perché c'era bisogno di scrivere quest'opera?).

Un'analisi della struttura dei consumi dei dispositivi di bilanciamento prodotti da LLC "Kinematics" (Vibromera) rivela che circa 30% di essi vengono acquistati per essere utilizzati come sistemi di misura e calcolo fissi per macchine e/o banchi di bilanciamento. È possibile identificare due gruppi di consumatori (clienti) delle nostre apparecchiature.

Il primo gruppo comprende le imprese specializzate nella produzione di massa di macchine di bilanciamento e nella loro vendita a clienti esterni. Queste aziende impiegano specialisti altamente qualificati con una profonda conoscenza e una vasta esperienza nella progettazione, nella produzione e nel funzionamento di vari tipi di macchine di bilanciamento. Le sfide che si presentano nelle interazioni con questo gruppo di consumatori sono spesso legate all'adattamento dei nostri sistemi di misura e del software a macchine esistenti o di nuova concezione, senza affrontare le questioni relative alla loro esecuzione strutturale.

Il secondo gruppo è costituito da consumatori che sviluppano e producono macchine (stativi) per le proprie esigenze. Questo approccio si spiega soprattutto con il desiderio dei produttori indipendenti di ridurre i propri costi di produzione, che in alcuni casi possono diminuire di due o tre volte o più. Questo gruppo di consumatori spesso non ha una vera e propria esperienza nella creazione di macchine e si affida tipicamente all'uso del buon senso, alle informazioni provenienti da Internet e a qualsiasi analogo disponibile nel proprio lavoro.

L'interazione con loro solleva molte domande che, oltre a informazioni aggiuntive sui sistemi di misurazione delle macchine di bilanciamento, coprono un'ampia gamma di questioni relative all'esecuzione strutturale delle macchine, ai metodi di installazione sulle fondamenta, alla scelta degli azionamenti, al raggiungimento di una corretta precisione di bilanciamento, ecc.

Considerato il notevole interesse dimostrato da un vasto gruppo di nostri consumatori per le problematiche relative alla produzione indipendente di macchine equilibratrici, gli specialisti della LLC "Kinematics" (Vibromera) hanno preparato una raccolta di commenti e raccomandazioni sulle domande più frequenti.

2. Tipi di macchine di bilanciamento (cavalletti) e loro caratteristiche di progettazione

Una macchina equilibratrice è un dispositivo tecnologico progettato per eliminare lo squilibrio statico o dinamico dei rotori per vari scopi. Incorpora un meccanismo che accelera il rotore bilanciato a una frequenza di rotazione specificata e un sistema di misurazione e calcolo specializzato che determina le masse e il posizionamento dei pesi correttivi necessari per compensare lo squilibrio del rotore.

La struttura della parte meccanica della macchina è in genere costituita da un telaio su cui sono installati i supporti (cuscinetti). Questi vengono utilizzati per montare il prodotto bilanciato (rotore) e includono un azionamento destinato a far ruotare il rotore. Durante il processo di equilibratura, che viene eseguito mentre il prodotto è in rotazione, i sensori del sistema di misura (la cui tipologia dipende dal design della macchina) registrano le vibrazioni nei cuscinetti o le forze esercitate sui cuscinetti.

I dati così ottenuti consentono di determinare le masse e le posizioni di installazione dei pesi correttivi necessari per compensare lo squilibrio.

Attualmente sono prevalenti due tipi di macchine di bilanciamento (stativi):

• Macchine a cuscinetto morbido (con supporti flessibili);
• Macchine a cuscinetti duri (con supporti rigidi).

2.1. Macchine e stativi a cuscinetto morbido

La caratteristica fondamentale delle macchine di bilanciamento a cuscinetto morbido (cavalletti) è che hanno supporti relativamente flessibili, realizzati sulla base di sospensioni a molla, carrelli a molla, supporti a molla piatti o cilindrici, ecc. La frequenza naturale di questi supporti è almeno 2-3 volte inferiore alla frequenza di rotazione del rotore equilibrato montato su di essi. Un classico esempio di esecuzione strutturale dei supporti flessibili Soft Bearing è rappresentato dal supporto della macchina modello DB-50, la cui fotografia è mostrata nella Figura 2.1.

Figura 2.1. Supporto della macchina equilibratrice modello DB-50.

Come illustrato nella Figura 2.1, il telaio mobile (cursore) 2 è fissato ai montanti fissi 1 del supporto mediante una sospensione su molle a nastro 3. Sotto l'influenza della forza centrifuga causata dallo sbilanciamento del rotore installato sul supporto, il carrello (slider) 2 può eseguire oscillazioni orizzontali rispetto al montante fisso 1, che vengono misurate mediante un sensore di vibrazioni.

L'esecuzione strutturale di questo supporto garantisce il raggiungimento di una bassa frequenza naturale delle oscillazioni del carrello, che può essere di circa 1-2 Hz. Ciò consente di bilanciare il rotore in un'ampia gamma di frequenze di rotazione, a partire da 200 giri/min. Questa caratteristica, insieme alla relativa semplicità di produzione di tali supporti, rende questo progetto interessante per molti dei nostri clienti che producono macchine di bilanciamento per le loro esigenze di vario tipo.

Figura 2.2. Supporto del cuscinetto morbido della macchina equilibratrice, prodotto da "Polymer LTD", Makhachkala

La Figura 2.2 mostra una fotografia di una macchina equilibratrice Soft Bearing con supporti realizzati con molle di sospensione, prodotta internamente presso "Polymer LTD" a Makhachkala. La macchina è progettata per l'equilibratura di rulli utilizzati nella produzione di materiali polimerici.

Figura 2.3 presenta una fotografia di una macchina equilibratrice con una sospensione a nastro simile per il carrello, destinata all'equilibratura di utensili specializzati.

Figure 2.4.a e 2.4.b mostra le fotografie di una macchina Soft Bearing fatta in casa per l'equilibratura degli alberi di trasmissione, i cui supporti sono realizzati anche con molle di sospensione a nastro.

Figura 2.5 presenta la fotografia di una macchina Soft Bearing progettata per l'equilibratura dei turbocompressori, con i supporti dei carrelli sospesi anch'essi su molle a nastro. La macchina, realizzata per uso privato da A. Shahgunyan (San Pietroburgo), è dotata del sistema di misura "Balanset 1".

Secondo il produttore (vedi Fig. 2.6), questa macchina è in grado di bilanciare turbine con uno squilibrio residuo non superiore a 0,2 g*mm.

Figura 2.3. Macchina a cuscinetti morbidi per l'equilibratura di utensili con sospensione di supporto su molle a nastro

Figura 2.4.a. Macchina a cuscinetti morbidi per l'equilibratura degli alberi motore (macchina assemblata)

Figura 2.4.b. Macchina a cuscinetti morbidi per l'equilibratura di alberi motore con supporti del carrello sospesi su molle a nastro. (Supporto del mandrino con sospensione a molla)

Figura 2.5. Macchina a cuscinetti morbidi per il bilanciamento di turbocompressori con supporti su molle a nastro, prodotta da A. Shahgunyan (San Pietroburgo)

Figura 2.6. Copia dello schermo del sistema di misura 'Balanset 1' che mostra i risultati del bilanciamento del rotore della turbina sulla macchina di A. Shahgunyan

Oltre alla versione classica dei supporti per macchine di bilanciamento Soft Bearing di cui si è parlato sopra, si sono diffuse anche altre soluzioni strutturali.

Figure 2.7 e 2.8 Le foto mostrano macchine equilibratrici per alberi motore, i cui supporti sono realizzati sulla base di molle piatte. Queste macchine sono state prodotte per le esigenze proprietarie rispettivamente dell'impresa privata "Dergacheva" e della LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M").

Le macchine equilibratrici con cuscinetti morbidi dotate di tali supporti vengono spesso riprodotte da costruttori amatoriali per la loro relativa semplicità e producibilità. Questi prototipi sono generalmente macchine della serie VBRF di "K. Schenck" o macchine simili di produzione nazionale.

Le macchine illustrate nelle figure 2.7 e 2.8 sono progettate per l'equilibratura di alberi motore a due, tre e quattro supporti. Hanno una struttura simile, che comprende:

• una struttura letto saldata 1, basata su due travi a I collegate da nervature trasversali;
• un supporto fisso (anteriore) per il mandrino 2;
• un supporto mobile (posteriore) del mandrino 3;
• uno o due supporti mobili (intermedi) 4. I supporti 2 e 3 ospitano i gruppi mandrino 5 e 6, destinati al montaggio dell'albero motore bilanciato 7 sulla macchina.

Figura 2.7. Macchina con cuscinetti morbidi per il bilanciamento degli alberi motore dell'impresa privata "Dergacheva" con supporti su molle piatte (a piastra)

Figura 2.8. Macchina con cuscinetti morbidi per il bilanciamento degli alberi motore di LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M") con supporti su molle piatte

Su tutti i supporti sono installati i sensori di vibrazione 8, che servono a misurare le oscillazioni trasversali dei supporti. Il mandrino di testa 5, montato sul supporto 2, viene fatto ruotare da un motore elettrico tramite una trasmissione a cinghia.

Figure 2.9.a e 2.9.b mostrano le fotografie del supporto della macchina equilibratrice, che si basa su molle piatte.

Figura 2.9. Supporto per macchina equilibratrice a cuscinetto morbido con molle piatte

• a) Vista laterale;
• b) Vista frontale

Dato che i produttori amatoriali utilizzano spesso questi supporti nei loro progetti, è utile esaminare le caratteristiche della loro costruzione in modo più dettagliato. Come illustrato nella Figura 2.9.a, questo supporto è costituito da tre componenti principali:

• Piastra di supporto inferiore 1: Per il supporto anteriore del mandrino, la piastra è fissata rigidamente alle guide; per i supporti intermedi o i supporti posteriori del mandrino, la piastra inferiore è progettata come un carrello che può muoversi lungo le guide del telaio.
• Piastra di supporto superiore 2, su cui sono montate le unità di supporto (supporti a rulli 4, mandrini, cuscinetti intermedi, ecc.).
• Due molle piatte 3, che collega le piastre di supporto inferiori e superiori.

Per evitare il rischio di un aumento delle vibrazioni dei supporti durante il funzionamento, che può verificarsi durante l'accelerazione o la decelerazione del rotore bilanciato, i supporti possono includere un meccanismo di bloccaggio (vedere Fig. 2.9.b). Questo meccanismo consiste in una staffa rigida 5, che può essere agganciata da un blocco eccentrico 6 collegato a una delle molle piatte del supporto. Quando il blocco 6 e la staffa 5 sono innestati, il supporto è bloccato, eliminando il rischio di maggiori vibrazioni durante l'accelerazione e la decelerazione.

Quando si progettano supporti realizzati con molle piatte (a piastra), il costruttore della macchina deve valutare la frequenza delle loro oscillazioni naturali, che dipende dalla rigidità delle molle e dalla massa del rotore bilanciato. La conoscenza di questo parametro consente al progettista di scegliere consapevolmente l'intervallo di frequenze di rotazione operative del rotore, evitando il pericolo di oscillazioni risonanti dei supporti durante l'equilibratura.

Le raccomandazioni per il calcolo e la determinazione sperimentale delle frequenze naturali delle oscillazioni dei supporti e di altri componenti delle macchine di bilanciamento sono discusse nella Sezione 3.

Come già detto in precedenza, la semplicità e la producibilità del design del supporto che utilizza molle piatte (a piastra) attraggono gli sviluppatori amatoriali di macchine di bilanciamento per vari scopi, tra cui macchine per il bilanciamento di alberi a gomito, rotori di turbocompressori per autoveicoli, ecc.

A titolo di esempio, le Figure 2.10.a e 2.10.b presentano uno schema generale di una macchina progettata per l'equilibratura dei rotori dei turbocompressori. Questa macchina è stata prodotta e viene utilizzata per esigenze interne presso la LLC "SuraTurbo" di Penza.

2.10.a. Macchina per l'equilibratura dei rotori dei turbocompressori (vista laterale)

2.10.b. Macchina per l'equilibratura dei rotori dei turbocompressori (vista dal lato del supporto anteriore)

Oltre alle macchine per l'equilibratura dei cuscinetti morbidi già discusse in precedenza, a volte vengono creati dei supporti per cuscinetti morbidi relativamente semplici. Questi supporti consentono un'equilibratura di alta qualità di meccanismi rotanti per vari scopi con costi minimi.

Di seguito vengono esaminati diversi supporti di questo tipo, costruiti sulla base di una piastra piana (o telaio) montata su molle di compressione cilindriche. Queste molle sono solitamente selezionate in modo che la frequenza naturale di oscillazione della piastra con il meccanismo bilanciato installato su di essa sia da 2 a 3 volte inferiore alla frequenza di rotazione del rotore di tale meccanismo durante l'equilibratura.

Figura 2.11 mostra una fotografia di un supporto per il bilanciamento delle ruote abrasive, realizzato per la produzione interna da P. Asharin.

Figura 2.11. Supporto per il bilanciamento delle ruote abrasive

Lo stand è composto dai seguenti componenti principali:

• Piastra 1montato su quattro molle cilindriche 2;
• Motore elettrico 3Il cui rotore funge anche da mandrino, sul quale è montato un mandrino 4, utilizzato per installare e fissare la ruota abrasiva sul mandrino.

Una caratteristica fondamentale di questo supporto è l'inclusione di un sensore di impulsi 5 per l'angolo di rotazione del rotore del motore elettrico, che viene utilizzato come parte del sistema di misurazione del supporto ("Balanset 2C") per determinare la posizione angolare per la rimozione della massa correttiva dalla mola abrasiva.

Figura 2.12 mostra una fotografia di un supporto utilizzato per il bilanciamento delle pompe per vuoto. Questo supporto è stato sviluppato su commissione da JSC "Measurement Plant".

Figura 2.12. Supporto per pompe per vuoto di bilanciamento di JSC "Measurement Plant""

La base di questo stand utilizza anche Piastra 1montato su molle cilindriche 2. Sulla piastra 1 è installata una pompa per vuoto 3, dotata di un proprio azionamento elettrico in grado di variare la velocità da 0 a 60.000 giri/min. Sull'involucro della pompa sono montati i sensori di vibrazione 4, che servono a misurare le vibrazioni in due sezioni diverse a diverse altezze.

Per sincronizzare il processo di misurazione delle vibrazioni con l'angolo di rotazione del rotore della pompa, sul supporto viene utilizzato un sensore laser dell'angolo di fase 5. Nonostante la struttura esterna apparentemente semplicistica di tali supporti, consente di ottenere un bilanciamento di altissima qualità della girante della pompa.

Ad esempio, a frequenze di rotazione subcritiche, lo squilibrio residuo del rotore della pompa soddisfa i requisiti stabiliti per la classe di qualità dell'equilibratura G0.16 secondo la norma ISO 1940-1-2007 "Vibrazioni. Requisiti per la qualità dell'equilibratura dei rotori rigidi. Parte 1. Determinazione dello squilibrio ammissibile"."

La vibrazione residua dell'alloggiamento della pompa ottenuta durante l'equilibratura a velocità di rotazione fino a 8.000 giri/min non supera 0,01 mm/sec.

I cavalletti di bilanciamento realizzati secondo lo schema sopra descritto sono efficaci anche per bilanciare altri meccanismi, come i ventilatori. Esempi di cavalletti progettati per il bilanciamento di ventilatori sono illustrati nelle Figure 2.13 e 2.14.

Figura 2.13. Supporto per il bilanciamento delle giranti dei ventilatori

La qualità dell'equilibratura delle ventole ottenuta su tali supporti è piuttosto elevata. Secondo gli specialisti di "Atlant-project" LLC, sul supporto da loro progettato sulla base delle raccomandazioni di "Kinematics" LLC (vedi Fig. 2.14), il livello di vibrazione residua raggiunto durante l'equilibratura delle ventole è stato di 0,8 mm/sec. Questo valore è più di tre volte migliore della tolleranza stabilita per le ventole di categoria BV5 secondo la norma ISO 31350-2007 "Vibrazioni. Ventilatori industriali. Requisiti per la qualità delle vibrazioni prodotte e dell'equilibratura"."

Figura 2.14. Supporto per il bilanciamento delle giranti dei ventilatori delle apparecchiature antideflagranti di "Atlant-project" LLC, Podolsk

Dati simili ottenuti presso la JSC "Lissant Fan Factory" dimostrano che tali supporti, utilizzati nella produzione in serie di ventilatori a condotto, hanno costantemente garantito una vibrazione residua non superiore a 0,1 mm/s.

2.2. Macchine a cuscinetti duri

Le macchine di equilibratura a cuscinetti duri si distinguono da quelle a cuscinetti morbidi per il design dei loro supporti. I loro supporti sono realizzati sotto forma di piastre rigide con intricate scanalature (tagli). Le frequenze naturali di questi supporti superano notevolmente (almeno 2-3 volte) la frequenza di rotazione massima del rotore bilanciato sulla macchina.

Le macchine a cuscinetti duri sono più versatili di quelle a cuscinetti morbidi, in quanto consentono un'equilibratura di alta qualità dei rotori in una gamma più ampia di caratteristiche dimensionali e di massa. Un importante vantaggio di queste macchine è che consentono un'equilibratura di alta precisione dei rotori a velocità di rotazione relativamente basse, che possono essere comprese nell'intervallo di 200-500 giri/min.

Figura 2.15 mostra una fotografia di una tipica macchina equilibratrice con cuscinetti rigidi prodotta da "K. Schenk". Da questa figura, è evidente che le singole parti del supporto, formate dalle intricate fessure, presentano rigidità variabile. Sotto l'influenza delle forze di sbilanciamento del rotore, ciò può portare a deformazioni (spostamenti) di alcune parti del supporto rispetto ad altre. (Nella Figura 2.15, la parte più rigida del supporto è evidenziata con una linea tratteggiata rossa, mentre la sua parte relativamente cedevole è in blu).

Per misurare le suddette deformazioni relative, le macchine Hard Bearing possono utilizzare sensori di forza o sensori di vibrazione altamente sensibili di vario tipo, compresi i sensori di spostamento a vibrazione senza contatto.

Figura 2.15. Macchina equilibratrice per cuscinetti rigidi di "K. Schenk""

Come indicato dall'analisi delle richieste ricevute dai clienti per gli strumenti della serie "Balanset", l'interesse per la produzione di macchine equilibratrici con cuscinetti rigidi per uso interno è in continua crescita. Ciò è facilitato dall'ampia diffusione di informazioni pubblicitarie sulle caratteristiche costruttive delle macchine equilibratrici domestiche, utilizzate dai produttori amatoriali come modelli analogici (o prototipi) per i propri sviluppi.

Prendiamo in considerazione alcune varianti di macchine Hard Bearing realizzate per le esigenze interne di numerosi consumatori di strumenti della serie "Balanset".

Figure 2.16.a - 2.16.d Le fotografie mostrano una macchina Hard Bearing progettata per l'equilibratura di alberi motore, prodotta da N. Obyedkov (città di Magnitogorsk). Come mostrato in Fig. 2.16.a, la macchina è costituita da un telaio rigido 1, su cui sono installati i supporti 2 (due mandrini e due intermedi). Il mandrino principale 3 della macchina è azionato da un motore elettrico asincrono 4 tramite una trasmissione a cinghia. Un regolatore di frequenza 6 viene utilizzato per controllare la velocità di rotazione del motore elettrico 4. La macchina è dotata del sistema di misura e calcolo "Balanset 4" 5, che include un'unità di misura, un computer, quattro sensori di forza e un sensore di angolo di fase (sensori non mostrati in Fig. 2.16.a).

Figura 2.16.a. Macchina a cuscinetti duri per l'equilibratura degli alberi motore, prodotta da N. Obyedkov (Magnitogorsk)

Figura 2.16.b mostra una fotografia del supporto anteriore della macchina con il mandrino di testa 3, che è azionato, come già detto, da una trasmissione a cinghia da un motore elettrico asincrono 4. Questo supporto è montato rigidamente sul telaio. Questo supporto è montato rigidamente sul telaio.

Figura 2.16.b. Supporto del mandrino anteriore (di testa).

Figura 2.16.c mostra la fotografia di uno dei due supporti intermedi mobili della macchina. Questo supporto poggia su slitte 7, che ne consentono il movimento longitudinale lungo le guide del telaio. Questo supporto comprende un dispositivo speciale 8, progettato per installare e regolare l'altezza del cuscinetto intermedio dell'albero motore bilanciato.

Figura 2.16.c. Supporto mobile intermedio della macchina

Figura 2.16.d mostra una fotografia del supporto posteriore (condotto) del mandrino che, come i supporti intermedi, consente il movimento lungo le guide del telaio della macchina.

Figura 2.16.d. Supporto del mandrino posteriore (azionato).

Tutti i supporti discussi in precedenza sono piastre verticali montate su basi piane. Le piastre presentano scanalature a forma di T (vedi Fig. 2.16.d), che dividono il supporto in una parte interna 9 (più rigida) e una parte esterna 10 (meno rigida). La diversa rigidità delle parti interne ed esterne del supporto può provocare una deformazione relativa di queste parti sotto le forze di squilibrio del rotore bilanciato.

I sensori di forza sono tipicamente utilizzati per misurare la deformazione relativa dei supporti nelle macchine per uso domestico. Un esempio di installazione di un sensore di forza sul supporto di una macchina di bilanciamento Hard Bearing è mostrato nella Figura 2.16.e. Come si vede in questa figura, il sensore di forza 11 è premuto contro la superficie laterale della parte interna del supporto da un bullone 12, che passa attraverso un foro filettato nella parte esterna del supporto.

Per garantire una pressione uniforme del bullone 12 sull'intero piano del sensore di forza 11, tra il bullone e il sensore viene interposta una rondella piana 13.

Figura 2.16.d. Esempio di installazione del sensore di forza su un supporto.

Durante il funzionamento della macchina, le forze di sbilanciamento del rotore bilanciato agiscono attraverso le unità di supporto (mandrini o cuscinetti intermedi) sulla parte esterna del supporto, che inizia a muoversi ciclicamente (deformarsi) rispetto alla sua parte interna alla frequenza di rotazione del rotore. Ciò si traduce in una forza variabile che agisce sul sensore 11, proporzionale alla forza di sbilanciamento. Sotto la sua influenza, un segnale elettrico proporzionale all'entità dello sbilanciamento del rotore viene generato all'uscita del sensore di forza.

I segnali provenienti dai sensori di forza, installati su tutti i supporti, vengono immessi nel sistema di misurazione e calcolo della macchina, dove vengono utilizzati per determinare i parametri dei pesi correttivi.

Figura 2.17.a. Presenta una fotografia di una macchina per cuscinetti rigidi altamente specializzata, utilizzata per l'equilibratura di alberi a vite. Questa macchina è stata prodotta per uso interno presso LLC "Ufatverdosplav".

Come si vede nella figura, il meccanismo di rotazione della macchina ha una struttura semplificata, che consiste nei seguenti componenti principali:

• Telaio saldato 1che funge da letto;
• Due supporti fissi 2fissata rigidamente al telaio;
• Motore elettrico 3che aziona l'albero bilanciato (vite) 5 tramite una trasmissione a cinghia 4.

Figura 2.17.a. Macchina con cuscinetti rigidi per il bilanciamento degli alberi a vite, prodotta da LLC "Ufatverdosplav""

I supporti 2 della macchina sono piastre d'acciaio installate verticalmente con scanalature a T. Nella parte superiore di ciascun supporto sono presenti rulli di supporto realizzati con cuscinetti volventi, sui quali ruota l'albero bilanciato 5.

Per misurare la deformazione dei supporti, che si verifica sotto l'azione dello sbilanciamento del rotore, vengono utilizzati sensori di forza 6 (vedi Fig. 2.17.b), installati nelle fessure dei supporti. Questi sensori sono collegati al dispositivo "Balanset 1", che su questa macchina viene utilizzato come sistema di misura e calcolo.

Nonostante la relativa semplicità del meccanismo di rotazione della macchina, esso consente un bilanciamento di qualità sufficientemente elevata delle viti che, come si può vedere nella Figura 2.17.a., presentano una superficie elicoidale complessa.

Secondo LLC "Ufatverdosplav", durante il processo di bilanciamento di questa macchina lo squilibrio iniziale della vite è stato ridotto di quasi 50 volte.

Figura 2.17.b. Supporto macchina a cuscinetti rigidi per l'equilibratura di alberi a vite con sensore di forza

Lo squilibrio residuo ottenuto è stato di 3552 g*mm (19,2 g con un raggio di 185 mm) nel primo piano della vite e di 2220 g*mm (12,0 g con un raggio di 185 mm) nel secondo piano. Per un rotore del peso di 500 kg e funzionante a una frequenza di rotazione di 3500 giri/min, questo squilibrio corrisponde alla classe G6.3 secondo la norma ISO 1940-1-2007, che soddisfa i requisiti stabiliti nella relativa documentazione tecnica.

SV Morozov ha proposto un progetto originale (vedi Fig. 2.18), che prevede l'utilizzo di un'unica base per l'installazione simultanea di supporti per due macchine equilibratrici Hard Bearing di diverse dimensioni. Gli evidenti vantaggi di questa soluzione tecnica, che consente di ridurre al minimo i costi di produzione del produttore, includono:

• Risparmio di spazio di produzione;
• Utilizzo di un motore elettrico con un inverter per il funzionamento di due macchine diverse;
• Utilizzo di un sistema di misura per il funzionamento di due macchine diverse.

Figura 2.18. Macchina equilibratrice con cuscinetti rigidi ("Tandem"), prodotta da SV Morozov

3. Requisiti per la costruzione delle unità di base e dei meccanismi delle macchine di bilanciamento

3.1. Cuscinetti

3.1.1. Fondamenti teorici della progettazione dei cuscinetti

Nella sezione precedente, sono state discusse in dettaglio le principali esecuzioni progettuali dei supporti morbidi e rigidi per macchine equilibratrici. Un parametro cruciale che i progettisti devono considerare durante la progettazione e la produzione di questi supporti è la loro frequenza naturale di oscillazione. Questo è importante perché la misurazione non solo dell'ampiezza di vibrazione (deformazione ciclica) dei supporti, ma anche della fase di vibrazione, è necessaria per il calcolo dei parametri dei pesi correttivi da parte dei sistemi di misura e di calcolo della macchina.

Se la frequenza naturale di un supporto coincide con la frequenza di rotazione del rotore bilanciato (risonanza del supporto), una misurazione accurata dell'ampiezza e della fase della vibrazione è praticamente impossibile. Ciò è chiaramente illustrato nei grafici che mostrano le variazioni di ampiezza e fase delle oscillazioni del supporto in funzione della frequenza di rotazione del rotore bilanciato (vedi Fig. 3.1).

Da questi grafici si evince che quando la frequenza di rotazione del rotore bilanciato si avvicina alla frequenza naturale delle oscillazioni del supporto (cioè quando il rapporto fp/fo è prossimo a 1), si verifica un aumento significativo dell'ampiezza associata alle oscillazioni di risonanza del supporto (vedi Fig. 3.1.a). Contemporaneamente, il grafico 3.1.b mostra che nella zona di risonanza si verifica una brusca variazione dell'angolo di fase ∆F°, che può raggiungere i 180°.

In altre parole, quando si bilancia un meccanismo nella zona di risonanza, anche piccole variazioni della sua frequenza di rotazione possono portare a una significativa instabilità nei risultati di misurazione dell'ampiezza e della fase della sua vibrazione, con conseguenti errori nel calcolo dei parametri dei pesi correttivi e un impatto negativo sulla qualità del bilanciamento.

I grafici sopra riportati confermano le precedenti raccomandazioni secondo cui, per le macchine con cuscinetti rigidi, il limite superiore delle frequenze operative del rotore dovrebbe essere (almeno) 2-3 volte inferiore alla frequenza naturale del supporto, fo. Per le macchine con cuscinetti morbidi, il limite inferiore delle frequenze operative ammissibili del rotore bilanciato dovrebbe essere (almeno) 2-3 volte superiore alla frequenza naturale del supporto.

Figura 3.1. Grafici che mostrano le variazioni dell'ampiezza relativa e della fase delle vibrazioni del supporto della macchina equilibratrice in funzione delle variazioni della frequenza di rotazione.

• Ад - Ampiezza delle vibrazioni dinamiche del supporto;
• e = m*r / M - Squilibrio specifico del rotore bilanciato;
• m - Massa sbilanciata del rotore;
• M - Massa del rotore;
• r - Raggio in cui la massa sbilanciata si trova sul rotore;
• fp - Frequenza di rotazione del rotore;
• fo - Frequenza naturale delle vibrazioni del supporto

Alla luce delle informazioni presentate, si sconsiglia il funzionamento della macchina nell'area di risonanza dei suoi supporti (evidenziata in rosso nella Fig. 3.1). I grafici riportati nella Fig. 3.1 dimostrano inoltre che, a parità di squilibri del rotore, le vibrazioni effettive dei supporti della macchina Soft Bearing sono significativamente inferiori a quelle che si verificano sui supporti della macchina Soft Bearing.

Ne consegue che i sensori utilizzati per misurare le vibrazioni dei supporti nelle macchine Hard Bearing devono avere una sensibilità maggiore rispetto a quelli delle macchine Soft Bearing. Questa conclusione è ben supportata dalla pratica dell'uso dei sensori, che mostra che i sensori di vibrazione assoluta (vibro-accelerometri e/o sensori di vibro-velocità), utilizzati con successo nelle macchine di bilanciamento Soft Bearing, spesso non riescono a raggiungere la qualità di bilanciamento necessaria sulle macchine Hard Bearing.

Su queste macchine, si raccomanda di utilizzare sensori di vibrazioni relative, come sensori di forza o sensori di spostamento altamente sensibili.

3.1.2. Stima delle frequenze naturali dei sostegni mediante metodi di calcolo

Un progettista può eseguire un calcolo approssimativo (di stima) della frequenza naturale di un supporto, utilizzando la formula 3.1, trattandolo semplicisticamente come un sistema vibrazionale con un grado di libertà, che (si veda la Fig. 2.19.a) è rappresentato da una massa M, che oscilla su una molla con rigidità K.

La massa M utilizzata nel calcolo per un rotore inter-cuscinetti simmetrico può essere approssimata dalla formula 3.2.

dove Mo​ è la massa della parte mobile del supporto in kg; Mr​ è la massa del rotore bilanciato in kg; n è il numero di supporti della macchina coinvolti nell'equilibratura.

La rigidità K del supporto viene calcolata con la formula 3.3 in base ai risultati di studi sperimentali che prevedono la misurazione della deformazione ΔL del supporto quando viene caricato con una forza statica P (cfr. Figg. 3.2.a e 3.2.b).

dove ΔL è la deformazione del supporto in metri; P è la forza statica in Newton.

L'entità della forza di carico P può essere misurata con uno strumento di misurazione della forza (ad esempio, un dinamometro). Lo spostamento del supporto ΔL viene determinato utilizzando un dispositivo per la misurazione degli spostamenti lineari (ad esempio, un comparatore).

3.1.3. Metodi sperimentali per la determinazione delle frequenze naturali dei supporti

Poiché il calcolo delle frequenze naturali dei supporti, eseguito con un metodo semplificato, può comportare errori significativi, la maggior parte degli sviluppatori amatoriali preferisce determinare questi parametri con metodi sperimentali. A tal fine, sfruttano le capacità offerte dai moderni sistemi di misura delle vibrazioni delle macchine equilibratrici, tra cui gli strumenti della serie "Balanset".

3.1.3.1. Determinazione delle frequenze naturali dei supporti con il metodo dell'eccitazione da impatto

Il metodo dell'eccitazione da impatto è il metodo più semplice e comune per determinare la frequenza naturale delle vibrazioni di un supporto o di qualsiasi altro componente della macchina. Si basa sul fatto che quando un oggetto qualsiasi, come una campana (vedi Fig. 3.3), viene eccitato dall'impatto, la sua risposta si manifesta come una risposta vibrazionale che decade gradualmente. La frequenza del segnale vibrazionale è determinata dalle caratteristiche strutturali dell'oggetto e corrisponde alla frequenza delle sue vibrazioni naturali. Per l'eccitazione da impatto delle vibrazioni si può utilizzare qualsiasi strumento pesante, come un martello di gomma o un normale martello.

Figura 3.3. Diagramma dell'eccitazione da impatto utilizzato per determinare le frequenze naturali di un oggetto

La massa del martello deve essere approssimativamente pari a 10% della massa dell'oggetto da eccitare. Per rilevare la risposta vibrazionale, è necessario installare un sensore di vibrazioni sull'oggetto in esame, con l'asse di misura allineato alla direzione di eccitazione dell'impatto. In alcuni casi, un microfono di un dispositivo di misurazione del rumore può essere utilizzato come sensore per percepire la risposta vibrazionale dell'oggetto.

Le vibrazioni dell'oggetto vengono convertite in un segnale elettrico dal sensore, che viene poi inviato a uno strumento di misura, come ad esempio l'ingresso di un analizzatore di spettro. Questo strumento registra la funzione temporale e lo spettro del processo vibrazionale in decadimento (vedi Fig. 3.4), la cui analisi consente di determinare la frequenza (o le frequenze) delle vibrazioni naturali dell'oggetto.

Figura 3.5. Interfaccia del programma che mostra i grafici delle funzioni temporali e lo spettro di decadimento delle vibrazioni da impatto della struttura esaminata.

L'analisi del grafico dello spettro presentato nella Figura 3.5 (si veda la parte inferiore della finestra di lavoro) mostra che la componente principale delle vibrazioni naturali della struttura esaminata, determinata con riferimento all'asse delle ascisse del grafico, si verifica a una frequenza di 9,5 Hz. Questo metodo può essere raccomandato per lo studio delle vibrazioni naturali di supporti di macchine equilibratrici sia Soft Bearing che Hard Bearing.

3.1.3.2. Determinazione delle frequenze naturali dei sostegni in modalità "Coasting

In alcuni casi, le frequenze naturali dei supporti possono essere determinate misurando ciclicamente l'ampiezza e la fase della vibrazione "a costa". Nell'implementazione di questo metodo, il rotore installato sulla macchina in esame viene inizialmente accelerato fino alla sua massima velocità di rotazione, dopodiché l'azionamento viene scollegato e la frequenza della forza di disturbo associata allo squilibrio del rotore diminuisce gradualmente dal massimo fino al punto di arresto.

In questo caso, le frequenze naturali dei supporti possono essere determinate da due caratteristiche:

• Da un salto locale dell'ampiezza di vibrazione osservato nelle aree di risonanza;
• Con una brusca variazione (fino a 180°) della fase di vibrazione osservata nella zona del salto di ampiezza.

Nei dispositivi della serie "Balanset", la modalità "Vibrometer" ("Balanset 1") o la modalità "Balancing. Monitoring" ("Balanset 2C" e "Balanset 4") possono essere utilizzate per rilevare le frequenze naturali degli oggetti "sulla costa", consentendo misurazioni cicliche dell'ampiezza e della fase della vibrazione alla frequenza di rotazione del rotore.

Inoltre, il software "Balanset 1" include anche una modalità specializzata "Graphs. Coasting", che consente di tracciare grafici delle variazioni di ampiezza e fase delle vibrazioni del supporto sulla costa in funzione della variazione della frequenza di rotazione, facilitando notevolmente il processo di diagnosi delle risonanze.

Si noti che, per ovvie ragioni (si veda il paragrafo 3.1.1), il metodo di identificazione delle frequenze naturali dei supporti sulla costa può essere utilizzato solo nel caso dello studio di macchine equilibratrici a cuscinetto morbido, in cui le frequenze di lavoro della rotazione del rotore superano significativamente le frequenze naturali dei supporti in direzione trasversale.

Nel caso delle macchine Hard Bearing, dove le frequenze di lavoro della rotazione del rotore che eccitano le vibrazioni dei supporti sulla costa sono significativamente inferiori alle frequenze naturali dei supporti, l'uso di questo metodo è praticamente impossibile.

3.1.4. Raccomandazioni pratiche per la progettazione e la produzione di supporti per macchine equilibratrici

3.1.2. Calcolo delle frequenze naturali dei supporti con metodi computazionali

I calcoli delle frequenze naturali dei supporti con lo schema di calcolo sopra descritto possono essere eseguiti in due direzioni:

• Nella direzione trasversale dei supporti, che coincide con la direzione di misurazione delle loro vibrazioni causate dalle forze di squilibrio del rotore;
• In direzione assiale, coincidente con l'asse di rotazione del rotore bilanciato montato sui supporti della macchina.

Il calcolo delle frequenze naturali dei supporti in direzione verticale richiede l'utilizzo di una tecnica di calcolo più complessa, che (oltre ai parametri del supporto e del rotore bilanciato stesso) deve tenere conto dei parametri del telaio e delle specifiche di installazione della macchina sulla fondazione. Questo metodo non è discusso in questa pubblicazione. L'analisi della formula 3.1 consente di trarre alcune semplici raccomandazioni che i progettisti di macchine dovrebbero tenere in considerazione nelle loro attività pratiche. In particolare, la frequenza naturale di un supporto può essere modificata modificandone la rigidezza e/o la massa. Aumentando la rigidezza aumenta la frequenza naturale del supporto, mentre aumentando la massa la diminuisce. Queste variazioni hanno una relazione non lineare, quadratica-inversa. Ad esempio, raddoppiando la rigidezza del supporto, la sua frequenza naturale aumenta solo di un fattore 1,4. Analogamente, raddoppiando la massa della parte mobile del supporto, la sua frequenza naturale diminuisce solo di un fattore 1,4.

3.1.4.1. Macchine a cuscinetto morbido con molle a piatto

Diverse varianti di progettazione di supporti per macchine equilibratrici realizzati con molle piatte sono state discusse nella sezione 2.1 e illustrate nelle Figure 2.7 - 2.9. Secondo le nostre informazioni, tali progetti sono più comunemente utilizzati nelle macchine destinate all'equilibratura degli alberi motore.

A titolo di esempio, consideriamo i parametri delle molle utilizzati da uno dei clienti (LLC "Rost-Service", San Pietroburgo) nella produzione dei propri supporti macchina. Questa macchina era destinata all'equilibratura di alberi motore a 2, 3 e 4 supporti, con una massa non superiore a 200 kg. Le dimensioni geometriche delle molle (altezza * larghezza * spessore) utilizzate nei supporti dei mandrini conduttore e condotto della macchina, scelte dal cliente, erano rispettivamente 300*200*3 mm.

La frequenza naturale del supporto scarico, determinata sperimentalmente con il metodo di eccitazione ad impatto utilizzando il sistema di misura standard della macchina "Balanset 4", è risultata essere pari a 11-12 Hz. A tale frequenza naturale di vibrazione dei supporti, la frequenza di rotazione consigliata del rotore bilanciato durante l'equilibratura non dovrebbe essere inferiore a 22-24 Hz (1320-1440 giri/min).

Le dimensioni geometriche delle molle piatte utilizzate dallo stesso produttore sui supporti intermedi erano rispettivamente di 200*200*3 mm. Inoltre, come dimostrato dagli studi, le frequenze naturali di questi supporti erano più elevate, raggiungendo i 13-14 Hz.

Sulla base dei risultati dei test, ai produttori della macchina è stato consigliato di allineare (equalizzare) le frequenze naturali del mandrino e dei supporti intermedi. Ciò dovrebbe facilitare la selezione dell'intervallo di frequenze di rotazione operative degli alberi motore durante l'equilibratura ed evitare potenziali instabilità nelle letture del sistema di misura dovute all'ingresso dei supporti nella zona delle vibrazioni risonanti.

I metodi per regolare le frequenze naturali delle vibrazioni dei supporti su molle piatte sono ovvi. Questa regolazione può essere ottenuta modificando le dimensioni geometriche o la forma delle molle piatte, ad esempio mediante la fresatura di scanalature longitudinali o trasversali che ne riducono la rigidità.

Come già accennato, la verifica dei risultati di tale regolazione può essere effettuata identificando le frequenze naturali di vibrazione dei supporti con i metodi descritti nei paragrafi 3.1.3.1 e 3.1.3.2.

Figura 3.6 presenta una versione classica del progetto di supporto su molle piatte, utilizzato in una delle sue macchine da A. Sinitsyn. Come mostrato nella figura, il supporto comprende i seguenti componenti:

• Piastra superiore 1;
• Due molle piatte 2 e 3;
• Piastra inferiore 4;
• Staffa di arresto 5.

Figura 3.6. Variazione di progetto di un supporto su molle piatte

La piastra superiore 1 del supporto può essere utilizzata per montare il mandrino o un cuscinetto intermedio. A seconda dello scopo del supporto, la piastra inferiore 4 può essere fissata rigidamente alle guide della macchina o installata su guide mobili, consentendo al supporto di muoversi lungo le guide. La staffa 5 è utilizzata per installare un meccanismo di bloccaggio del supporto, che consente di fissarlo in modo sicuro durante l'accelerazione e la decelerazione del rotore bilanciato.

Le molle piatte per i supporti delle macchine con cuscinetti morbidi devono essere realizzate in acciaio a balestra o in acciaio legato di alta qualità. L'uso di acciai strutturali comuni con basso limite di snervamento è sconsigliato, poiché potrebbero sviluppare deformazioni residue sotto carichi statici e dinamici durante il funzionamento, con conseguente riduzione della precisione geometrica della macchina e persino perdita di stabilità del supporto.

Per macchine con una massa del rotore bilanciata non superiore a 300-500 kg, lo spessore del supporto può essere aumentato a 30-40 mm, mentre per macchine progettate per bilanciare rotori con masse massime comprese tra 1000 e 3000 kg, lo spessore del supporto può raggiungere i 50-60 mm o più. Come dimostra l'analisi delle caratteristiche dinamiche dei supporti sopra menzionati, le loro frequenze di vibrazione naturale, misurate nel piano trasversale (il piano di misurazione delle deformazioni relative delle parti "flessibili" e "rigide"), superano solitamente i 100 Hz o più. Le frequenze di vibrazione naturale dei supporti rigidi nel piano frontale, misurate nella direzione coincidente con l'asse di rotazione del rotore bilanciato, sono solitamente significativamente inferiori. Sono proprio queste frequenze che dovrebbero essere considerate principalmente quando si determina il limite superiore dell'intervallo di frequenza operativa per i rotori rotanti bilanciati sulla macchina. Come accennato in precedenza, la determinazione di queste frequenze può essere effettuata con il metodo dell'eccitazione a impatto descritto nella sezione 3.1.

Figura 3.7. Macchina per il bilanciamento dei rotori dei motori elettrici, assemblata, sviluppata da A. Mokhov.

Figura 3.8. Macchina per il bilanciamento dei rotori delle turbopompe, sviluppata da G. Glazov (Bishkek)

3.1.4.2. Supporti macchina a cuscinetto morbido con sospensione su molle a nastro

Nella progettazione delle molle a nastro utilizzate per le sospensioni di supporto, occorre prestare attenzione alla scelta dello spessore e della larghezza del nastro di molla, che da un lato deve sopportare il carico statico e dinamico del rotore sul supporto e, dall'altro, deve prevenire la possibilità di vibrazioni torsionali della sospensione di supporto, che si manifestano come run-out assiale.

Esempi di realizzazione strutturale di macchine equilibratrici che utilizzano sospensioni a molle a nastro sono mostrati nelle Figure 2.1 - 2.5 (vedere sezione 2.1), nonché nelle Figure 3.7 e 3.8 di questa sezione.

3.1.4.4. Supporti rigidi per macchine

Come dimostra la nostra vasta esperienza con i clienti, una parte significativa dei produttori di bilanciatori autocostruiti ha recentemente iniziato a preferire macchine con cuscinetti rigidi e supporti rigidi. Nella sezione 2.2, le Figure 2.16-2.18 mostrano fotografie di vari progetti strutturali di macchine che impiegano tali supporti. Uno schizzo tipico di un supporto rigido, sviluppato da uno dei nostri clienti per la costruzione delle loro macchine, è presentato nella Figura 3.10. Questo supporto è costituito da una piastra di acciaio piana con una scanalatura a forma di P, che convenzionalmente divide il supporto in parti "rigide" e "flessibili". Sotto l'influenza della forza di sbilanciamento, la parte "flessibile" del supporto può deformarsi rispetto alla sua parte "rigida". L'entità di questa deformazione, determinata dallo spessore del supporto, dalla profondità delle scanalature e dalla larghezza del ponte che collega le parti "flessibili" e "rigide" del supporto, può essere misurata utilizzando sensori appropriati del sistema di misura della macchina. A causa della mancanza di un metodo per calcolare la rigidezza trasversale di tali supporti, tenendo conto della profondità h della scanalatura a forma di P, della larghezza t del ponte e dello spessore del supporto r (vedere Fig. 3.10), questi parametri di progettazione vengono in genere determinati sperimentalmente dagli sviluppatori.

Per macchine con una massa del rotore bilanciata non superiore a 300-500 kg, lo spessore del supporto può essere aumentato a 30-40 mm, mentre per macchine progettate per bilanciare rotori con masse massime comprese tra 1000 e 3000 kg, lo spessore del supporto può raggiungere i 50-60 mm o più. Come dimostra l'analisi delle caratteristiche dinamiche dei supporti sopra menzionati, le loro frequenze di vibrazione naturale, misurate nel piano trasversale (il piano di misurazione delle deformazioni relative delle parti "flessibili" e "rigide"), superano solitamente i 100 Hz o più. Le frequenze di vibrazione naturale dei supporti rigidi nel piano frontale, misurate nella direzione coincidente con l'asse di rotazione del rotore bilanciato, sono solitamente significativamente inferiori. Sono proprio queste frequenze che dovrebbero essere considerate in primo luogo quando si determina il limite superiore dell'intervallo di frequenza operativa per i rotori rotanti bilanciati sulla macchina.

Figura 3.26. Esempio di utilizzo di un banco di tornio usato per la produzione di una macchina a cuscinetti duri per il bilanciamento delle coclee.

Figura 3.27. Esempio di utilizzo di un banco da tornio usato per la produzione di una macchina a cuscinetti morbidi per l'equilibratura degli alberi.

Figura 3.28. Esempio di realizzazione di un letto assemblato da canali

Figura 3.29. Esempio di realizzazione di un letto saldato da canali

Figura 3.30. Esempio di produzione di un letto saldato da canali

Figura 3.31. Esempio di basamento per macchina equilibratrice in calcestruzzo polimerico

In genere, durante la produzione di questi letti, la parte superiore viene rinforzata con inserti in acciaio utilizzati come guide su cui poggiano i supporti della macchina equilibratrice. Recentemente, i letti realizzati in calcestruzzo polimerico con rivestimenti antivibranti sono diventati ampiamente utilizzati. Questa tecnologia per la produzione di letti è ben descritta online e può essere facilmente implementata dai produttori fai da te. Grazie alla relativa semplicità e ai bassi costi di produzione, questi letti presentano diversi vantaggi chiave rispetto alle loro controparti in metallo:

• Coefficiente di smorzamento più elevato per le oscillazioni vibrazionali;
• Conducibilità termica inferiore, per garantire una deformazione termica minima del letto;
• Maggiore resistenza alla corrosione;
• Assenza di sollecitazioni interne.

3.1.4.3. Supporti morbidi per macchine a cuscinetto realizzati con molle cilindriche

Un esempio di macchina di bilanciamento Soft Bearing, in cui vengono utilizzate molle cilindriche a compressione per la progettazione dei supporti, è mostrato nella Figura 3.9. Il principale inconveniente di questa soluzione progettuale è legato ai diversi gradi di deformazione delle molle nei supporti anteriori e posteriori, che si verificano se i carichi sui supporti sono disuguali durante l'equilibratura di rotori asimmetrici. Questo porta naturalmente a un disallineamento dei supporti e all'inclinazione dell'asse del rotore sul piano verticale. Una delle conseguenze negative di questo difetto può essere l'insorgere di forze che causano lo spostamento assiale del rotore durante la rotazione.

Fig. 3.9. Variante costruttiva del supporto morbido per macchine equilibratrici con molle cilindriche.

3.1.4.4. Supporti rigidi per macchine

Come dimostra la nostra vasta esperienza con i clienti, una parte significativa dei produttori di bilanciatori autocostruiti ha recentemente iniziato a preferire macchine con cuscinetti rigidi e supporti rigidi. Nella sezione 2.2, le Figure 2.16-2.18 mostrano fotografie di vari progetti strutturali di macchine che impiegano tali supporti. Uno schizzo tipico di un supporto rigido, sviluppato da uno dei nostri clienti per la costruzione delle loro macchine, è presentato nella Figura 3.10. Questo supporto è costituito da una piastra di acciaio piana con una scanalatura a forma di P, che convenzionalmente divide il supporto in parti "rigide" e "flessibili". Sotto l'influenza della forza di sbilanciamento, la parte "flessibile" del supporto può deformarsi rispetto alla sua parte "rigida". L'entità di questa deformazione, determinata dallo spessore del supporto, dalla profondità delle scanalature e dalla larghezza del ponte che collega le parti "flessibili" e "rigide" del supporto, può essere misurata utilizzando sensori appropriati del sistema di misura della macchina. A causa della mancanza di un metodo per calcolare la rigidezza trasversale di tali supporti, tenendo conto della profondità h della scanalatura a forma di P, della larghezza t del ponte e dello spessore del supporto r (vedere Fig. 3.10), questi parametri di progettazione vengono in genere determinati sperimentalmente dagli sviluppatori.

Fig. 3.10. Schizzo del supporto rigido per macchina equilibratrice

Nelle Figure 3.11 e 3.12 sono presentate fotografie che mostrano diverse implementazioni di tali supporti, realizzati per le macchine dei nostri clienti. Riassumendo i dati ottenuti da diversi nostri clienti, produttori di macchine, è possibile formulare i requisiti per lo spessore dei supporti, impostati per macchine di varie dimensioni e capacità di carico. Ad esempio, per le macchine destinate a bilanciare rotori di peso compreso tra 0,1 e 50-100 kg, lo spessore del supporto può essere di 20 mm.

Fig. 3.11. Supporti rigidi per macchina equilibratrice, prodotti da A. Sinitsyn

Fig. 3.12. Supporto rigido per macchina equilibratrice, prodotto da D. Krasilnikov

Per macchine con una massa del rotore bilanciata non superiore a 300-500 kg, lo spessore del supporto può essere aumentato a 30-40 mm, mentre per macchine progettate per bilanciare rotori con masse massime comprese tra 1000 e 3000 kg, lo spessore del supporto può raggiungere i 50-60 mm o più. Come dimostra l'analisi delle caratteristiche dinamiche dei supporti sopra menzionati, le loro frequenze di vibrazione naturale, misurate nel piano trasversale (il piano di misurazione delle deformazioni relative delle parti "flessibili" e "rigide"), superano solitamente i 100 Hz o più. Le frequenze di vibrazione naturale dei supporti rigidi nel piano frontale, misurate nella direzione coincidente con l'asse di rotazione del rotore bilanciato, sono solitamente significativamente inferiori. Sono proprio queste frequenze che dovrebbero essere considerate principalmente quando si determina il limite superiore dell'intervallo di frequenza operativa per i rotori rotanti bilanciati sulla macchina. Come accennato in precedenza, la determinazione di queste frequenze può essere effettuata con il metodo dell'eccitazione a impatto descritto nella sezione 3.1.

3.2. Gruppi di supporto delle macchine di bilanciamento

3.2.1. Principali tipi di assiemi di supporto

Nella produzione di macchine equilibratrici sia a cuscinetti duri che a cuscinetti morbidi, si possono raccomandare i seguenti tipi di supporti ben noti, utilizzati per l'installazione e la rotazione dei rotori equilibrati sui supporti, tra cui:

• Gruppi di supporto prismatici;
• Gruppi di supporto con rulli rotanti;
• Gruppi di supporto del mandrino.

3.2.1.1. Gruppi di supporto prismatici

Questi gruppi, disponibili in diverse varianti costruttive, vengono solitamente installati su supporti di macchine di piccole e medie dimensioni, sui quali è possibile bilanciare rotori con masse non superiori a 50-100 kg. Un esempio della versione più semplice di un gruppo di supporto prismatico è presentato in Figura 3.13. Questo gruppo di supporto è realizzato in acciaio e viene utilizzato su una macchina di bilanciamento per turbine. Diversi produttori di macchine di bilanciamento di piccole e medie dimensioni, nella produzione di gruppi di supporto prismatici, preferiscono utilizzare materiali non metallici (dielettrici), come textolite, fluoroplastica, caprolon, ecc.

3.13. Variante di esecuzione del gruppo di supporto prismatico, utilizzato su una macchina di bilanciamento per turbine automobilistiche

Gruppi di supporto simili (vedi Figura 3.8 sopra) sono implementati, ad esempio, da G. Glazov nella sua macchina, anch'essa destinata all'equilibratura di turbine per automobili. La soluzione tecnica originale del gruppo di supporto prismatico, realizzato in fluoroplastica (vedi Figura 3.14), è proposta da LLC "Technobalance".

Fig. 3.14. Gruppo di supporto prismatico di LLC "Technobalance""

Questo particolare gruppo di supporto è formato da due manicotti cilindrici 1 e 2, installati angolarmente l'uno rispetto all'altro e fissati sugli assi di supporto. Il rotore bilanciato entra in contatto con le superfici dei manicotti lungo le generatrici dei cilindri, riducendo al minimo l'area di contatto tra l'albero del rotore e il supporto, riducendo di conseguenza la forza di attrito nel supporto. Se necessario, in caso di usura o danneggiamento della superficie di supporto nella zona di contatto con l'albero del rotore, è possibile compensare l'usura ruotando il manicotto attorno al proprio asse di un certo angolo. È opportuno notare che quando si utilizzano gruppi di supporto realizzati in materiali non metallici, è necessario prevedere la possibilità strutturale di collegare a terra il rotore bilanciato al corpo macchina, eliminando il rischio di potenti cariche elettrostatiche durante il funzionamento. Ciò, in primo luogo, contribuisce a ridurre le interferenze elettriche e i disturbi che possono influire sulle prestazioni del sistema di misura della macchina e, in secondo luogo, elimina il rischio che il personale sia esposto all'azione dell'elettricità statica.

3.2.1.2. Gruppi di supporto dei rulli

Questi gruppi sono tipicamente installati su supporti di macchine progettate per bilanciare rotori con masse superiori a 50 chilogrammi e oltre. Il loro utilizzo riduce significativamente le forze di attrito nei supporti rispetto ai supporti prismatici, facilitando la rotazione del rotore bilanciato. A titolo di esempio, la Figura 3.15 mostra una variante di progettazione di un gruppo di supporto in cui i rulli vengono utilizzati per il posizionamento del prodotto. In questa progettazione, cuscinetti volventi standard vengono utilizzati come rulli 1 e 2, i cui anelli esterni ruotano su assi fissi fissati nel corpo del supporto 3 della macchina. La Figura 3.16 illustra uno schizzo di un progetto più complesso di un gruppo di supporto rulli implementato nel loro progetto da uno dei produttori di macchine equilibratrici autocostruite. Come si può vedere dal disegno, per aumentare la capacità di carico del rullo (e di conseguenza dell'intero gruppo di supporto), nel corpo del rullo 3 è installata una coppia di cuscinetti volventi 1 e 2. L'implementazione pratica di questa soluzione, nonostante tutti i suoi evidenti vantaggi, appare un compito piuttosto complesso, legato alla necessità di una fabbricazione indipendente del corpo del rullo 3, a cui sono imposti requisiti molto elevati di precisione geometrica e caratteristiche meccaniche del materiale.

Fig. 3.15. Esempio di progettazione del gruppo di supporto del rullo

Fig. 3.16. Esempio di struttura di un gruppo di supporto a rulli con due cuscinetti volventi

La Figura 3.17 presenta una variante di progetto di un gruppo di supporto rulli autoallineante sviluppato dagli specialisti di LLC "Technobalance". In questo progetto, la capacità di autoallineamento dei rulli è ottenuta fornendo loro due gradi di libertà aggiuntivi, consentendo loro di effettuare piccoli movimenti angolari attorno agli assi X e Y. Tali gruppi di supporto, che garantiscono un'elevata precisione nell'installazione di rotori bilanciati, sono generalmente consigliati per l'uso su supporti di macchine equilibratrici pesanti.

Fig. 3.17. Esempio di progettazione di un gruppo di supporto a rulli autoallineanti

Come accennato in precedenza, i gruppi di supporto a rulli hanno in genere requisiti piuttosto elevati in termini di precisione di fabbricazione e rigidità. In particolare, le tolleranze stabilite per il runout radiale dei rulli non devono superare i 3-5 micron.

Nella pratica, questo risultato non viene sempre raggiunto nemmeno dai produttori più noti. Ad esempio, durante i test effettuati dall'autore sulla scentratura radiale di un set di nuovi gruppi di supporto rulli, acquistati come pezzi di ricambio per la macchina equilibratrice modello H8V, marca "K. Shenk", la scentratura radiale dei rulli ha raggiunto i 10-11 micron.

3.2.1.3. Gruppi di supporto del mandrino

Quando si equilibrano rotori con montaggio a flangia (ad esempio, alberi cardanici) su macchine equilibratrici, i mandrini vengono utilizzati come gruppi di supporto per il posizionamento, il montaggio e la rotazione dei prodotti equilibrati.

I mandrini sono uno dei componenti più complessi e critici delle macchine equilibratrici, in gran parte responsabili del raggiungimento della qualità di equilibratura richiesta.

La teoria e la pratica della progettazione e della produzione di mandrini sono piuttosto ben sviluppate e si riflettono in una vasta gamma di pubblicazioni, tra cui la monografia "Dettagli e meccanismi delle macchine utensili per il taglio dei metalli" [1], curata dal Dott. Ing. DN Reshetov, si distingue come la più utile e accessibile per gli sviluppatori.

Tra i principali requisiti che devono essere presi in considerazione nella progettazione e nella produzione di mandrini per macchine equilibratrici, è necessario dare priorità ai seguenti:

a) garantire un'elevata rigidità della struttura del gruppo mandrino, sufficiente a prevenire deformazioni inaccettabili che possono verificarsi sotto l'influenza delle forze di squilibrio del rotore bilanciato;

b) Garantire la stabilità della posizione dell'asse di rotazione del mandrino, caratterizzata da valori ammissibili di corsa radiale, assiale e di spostamento assiale del mandrino;

c) Garantire un'adeguata resistenza all'usura dei perni del mandrino, nonché delle sue sedi e delle superfici di supporto utilizzate per il montaggio dei prodotti bilanciati.

L'implementazione pratica di questi requisiti è dettagliata nella Sezione VI "Fusi e loro supporti" del lavoro [1].

In particolare, vengono presentate metodologie per verificare la rigidità e la precisione di rotazione dei mandrini, raccomandazioni per la selezione dei cuscinetti, la scelta del materiale dei mandrini e i metodi di tempra, oltre a molte altre informazioni utili su questo argomento.

Il lavoro [1] osserva che nella progettazione dei mandrini per la maggior parte dei tipi di macchine utensili per il taglio dei metalli si utilizza principalmente uno schema a due cuscinetti.

Un esempio di variante di progetto di questo schema a due cuscinetti, utilizzato nei mandrini delle fresatrici (i dettagli sono riportati nel lavoro [1]), è mostrato nella Fig. 3.18.

Questo schema è molto adatto alla produzione di mandrini per macchine equilibratrici, di cui le figure 3.19-3.22 mostrano esempi di varianti di progettazione.

Fig. 3.18. Schizzo di un mandrino di fresatrice a due cuscinetti

La Figura 3.19 mostra una delle varianti di progettazione del gruppo mandrino di testa di una macchina equilibratrice, che ruota su due cuscinetti a spinta radiale, ciascuno dei quali ha un alloggiamento indipendente 1 e 2. Sull'albero del mandrino 3 sono montate una flangia 4, destinata al montaggio di un albero cardanico, e una puleggia 5, utilizzata per trasmettere la rotazione al mandrino dal motore elettrico mediante una cinghia trapezoidale.

Figura 3.19. Esempio di progettazione di un mandrino su due supporti indipendenti

Figure 3.20 e 3.21 mostrano due modelli strettamente correlati di gruppi mandrino leader. In entrambi i casi, i cuscinetti del mandrino sono installati in un alloggiamento comune 1, che presenta un foro assiale passante necessario per l'installazione dell'albero del mandrino. All'ingresso e all'uscita di questo foro, l'alloggiamento presenta fori speciali (non mostrati nelle figure), progettati per ospitare cuscinetti reggispinta radiali (a rulli o a sfere) e speciali coperchi flangiati 5, utilizzati per fissare gli anelli esterni dei cuscinetti.

Figura 3.20. Esempio 1 di progettazione di un mandrino portante su due supporti per cuscinetti installati in un alloggiamento comune

Figura 3.21. Esempio 2 di progettazione di un mandrino portante su due supporti per cuscinetti installati in un alloggiamento comune

Come nella versione precedente (cfr. Fig. 3.19), sull'albero del mandrino sono installati una piastra 2, destinata al montaggio a flangia dell'albero motore, e una puleggia 3, utilizzata per trasmettere la rotazione al mandrino dal motore elettrico tramite una trasmissione a cinghia. Sull'albero del mandrino è fissato anche un braccio 4, che serve a determinare la posizione angolare del mandrino, utilizzato per installare pesi di prova e correttivi sul rotore durante l'equilibratura.

Figura 3.22. Esempio di progettazione di un mandrino motorizzato (posteriore)

Figura 3.22 mostra una variante di progetto del gruppo mandrino condotto (posteriore) di una macchina, che si differenzia dal mandrino principale solo per l'assenza della puleggia motrice e dell'arto, in quanto non necessari.

Figura 3.23. Esempio di esecuzione del progetto di un mandrino azionato (posteriore)

Come si è visto in Figure 3.20 - 3.22I gruppi mandrino sopra descritti sono fissati ai supporti Soft Bearing delle macchine equilibratrici mediante speciali morsetti (cinghie) 6 . Se necessario, si possono utilizzare anche altri metodi di fissaggio, garantendo una rigidità e una precisione adeguate nel posizionamento del gruppo mandrino sul supporto.

Figura 3.23 illustra un progetto di montaggio a flangia simile a quello del mandrino, che può essere utilizzato per la sua installazione su un supporto Hard Bearing di una macchina equilibratrice.

3.2.1.3.4. Calcolo della rigidità del mandrino e della scentratura radiale

Per determinare la rigidità del mandrino e la prevista eccentricità radiale, è possibile utilizzare la formula 3.4 (vedere lo schema di calcolo nella Figura 3.24):

dove:

• Y - spostamento elastico del fuso all'estremità della mensola del fuso, cm;
• P - carico calcolato agente sulla consolle del mandrino, kg;
• A - supporto cuscinetto posteriore del mandrino;
• B - supporto cuscinetto anteriore del mandrino;
• g - lunghezza della consolle del fuso, cm;
• c - distanza tra i supporti A e B del mandrino, cm;
• J1 - momento di inerzia medio della sezione del mandrino tra i supporti, cm⁴;
• J2 - momento di inerzia medio della sezione della consolle del mandrino, cm⁴;
• jB e jA - rigidità dei cuscinetti per i supporti anteriore e posteriore del mandrino, rispettivamente, kg/cm.

Trasformando la formula 3.4, il valore calcolato desiderato della rigidità del gruppo mandrino jшп può essere determinato:

Considerando le raccomandazioni del lavoro [1] per le macchine equilibratrici di medie dimensioni, questo valore non dovrebbe essere inferiore a 50 kg/µm.

Per il calcolo della scentratura radiale si utilizza la formula 3.5:

dove:

• ∆ è il runout radiale all'estremità della console del mandrino, µm;
• ∆B è la corsa radiale del cuscinetto del mandrino anteriore, µm;
• ∆A è la corsa radiale del cuscinetto del mandrino posteriore, µm;
• g è la lunghezza della console del mandrino, cm;
• c è la distanza tra i supporti A e B del mandrino, cm.

3.2.1.3.5. Garanzia dei requisiti di bilanciamento del mandrino

I gruppi mandrino delle macchine equilibratrici devono essere ben bilanciati, poiché qualsiasi squilibrio effettivo si trasferirà al rotore da bilanciare come errore aggiuntivo. Quando si impostano le tolleranze tecnologiche per lo squilibrio residuo del mandrino, si consiglia generalmente che la classe di precisione della sua equilibratura sia almeno 1-2 classi superiore a quella del prodotto da bilanciare sulla macchina.

Considerando le caratteristiche di progettazione dei mandrini discusse in precedenza, il loro bilanciamento deve essere eseguito su due piani.

3.2.1.3.6. Garantire la capacità di carico e i requisiti di durata dei cuscinetti del mandrino

Nella progettazione dei mandrini e nella scelta delle dimensioni dei cuscinetti, è consigliabile valutare preliminarmente la durabilità e la capacità di carico dei cuscinetti stessi. La metodologia per l'esecuzione di questi calcoli è descritta dettagliatamente nella norma ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Cuscinetti volventi - Valori di carico dinamico e durata nominale" [3], nonché in numerosi manuali (anche digitali) sui cuscinetti volventi.

3.2.1.3.7. Garantire i requisiti per un riscaldamento accettabile dei cuscinetti del mandrino

Secondo le raccomandazioni del lavoro [1], il riscaldamento massimo consentito degli anelli esterni dei cuscinetti per mandrini non dovrebbe superare i 70°C. Tuttavia, per garantire un bilanciamento di alta qualità, il riscaldamento consigliato degli anelli esterni non dovrebbe superare i 40-45°C.

3.2.1.3.8. Scelta del tipo di trasmissione a cinghia e della struttura della puleggia motrice per il mandrino

Quando si progetta il mandrino di una macchina equilibratrice, si raccomanda di garantirne la rotazione con una trasmissione a cinghia piatta. Un esempio dell'uso corretto di tale trasmissione per il funzionamento del mandrino è presentato in Figure 3.20 e 3.23. L'utilizzo di trasmissioni a cinghia trapezoidale o dentata è sconsigliato, in quanto possono applicare carichi dinamici aggiuntivi al mandrino a causa di imprecisioni geometriche nelle cinghie e nelle pulegge, che a loro volta possono portare a ulteriori errori di misurazione durante l'equilibratura. I requisiti raccomandati per le pulegge per cinghie di trasmissione piatte sono descritti nella norma ISO 17383-73 "Pulegge per cinghie di trasmissione piatte" [4].

La puleggia motrice deve essere posizionata all'estremità posteriore del mandrino, il più vicino possibile al gruppo cuscinetto (con la minima sporgenza possibile). La decisione di posizionare la puleggia a sbalzo, presa durante la produzione del mandrino illustrato in Figura 3.19può essere considerata fallimentare, in quanto aumenta in modo significativo il momento di carico dinamico di azionamento che agisce sui supporti del mandrino.

Un altro inconveniente significativo di questo progetto è l'uso di una trasmissione a cinghia trapezoidale, le cui imprecisioni di fabbricazione e montaggio possono essere fonte di un carico aggiuntivo indesiderato sul mandrino.

3.3. Letto (telaio)

Il basamento è la struttura portante principale della macchina equilibratrice, su cui si basano i suoi elementi principali, tra cui i montanti di supporto e il motore di azionamento. Quando si sceglie o si produce il basamento di una macchina equilibratrice, è necessario assicurarsi che soddisfi diversi requisiti, tra cui la rigidità necessaria, la precisione geometrica, la resistenza alle vibrazioni e all'usura delle guide.

La pratica dimostra che quando si producono macchine per le proprie esigenze, le opzioni di letto più utilizzate sono le seguenti:

• letti in ghisa provenienti da macchine per il taglio dei metalli usate (torni, lavorazione del legno, ecc.);
• letti assemblati basati su canali, assemblati con connessioni a bullone;
• letti saldati basati su canali;
• letti in calcestruzzo polimerico con rivestimenti antivibranti.

Figura 3.25. Esempio di utilizzo di un basamento usato per la produzione di una macchina per l'equilibratura di alberi cardanici.

3.4. Azionamenti per macchine equilibratrici

Come dimostra l'analisi delle soluzioni progettuali utilizzate dai nostri clienti nella produzione di macchine equilibratrici, essi si concentrano principalmente sull'utilizzo di motori a corrente alternata dotati di azionamenti a frequenza variabile durante la progettazione degli azionamenti. Questo approccio consente di ottenere un'ampia gamma di velocità di rotazione regolabili per i rotori bilanciati con costi minimi. La potenza dei motori di azionamento principali utilizzati per far girare i rotori bilanciati viene solitamente selezionata in base alla massa di questi rotori e può essere approssimativamente:

• 0,25 - 0,72 kW per macchine progettate per bilanciare rotori con massa ≤ 5 kg;
• 0,72 - 1,2 kW per macchine progettate per bilanciare rotori con massa > 5 ≤ 50 kg;
• 1,2 - 1,5 kW per macchine progettate per bilanciare rotori con massa > 50 ≤ 100 kg;
• 1,5 - 2,2 kW per macchine progettate per bilanciare rotori con massa > 100 ≤ 500 kg;
• 2,2 - 5 kW per macchine progettate per bilanciare rotori con massa > 500 ≤ 1000 kg;
• 5 - 7,5 kW per macchine progettate per bilanciare rotori con massa > 1000 ≤ 3000 kg.

Questi motori devono essere montati rigidamente sul basamento della macchina o sulle sue fondamenta. Prima dell'installazione sulla macchina (o sul sito di installazione), il motore di azionamento principale e la puleggia montata sul suo albero di uscita devono essere accuratamente bilanciati. Per ridurre le interferenze elettromagnetiche causate dal variatore di frequenza, si raccomanda di installare filtri di rete all'ingresso e all'uscita. Si può trattare di prodotti standard forniti dai produttori di azionamenti o di filtri fatti in casa con anelli di ferrite.

4. Sistemi di misura delle macchine di bilanciamento

La maggior parte dei produttori amatoriali di macchine equilibratrici che contattano LLC "Kinematics" (Vibromera) prevede di utilizzare i sistemi di misura della serie "Balanset" prodotti dalla nostra azienda nei loro progetti. Tuttavia, alcuni clienti intendono produrre tali sistemi di misura in modo indipendente. Pertanto, è opportuno discutere più dettagliatamente la progettazione di un sistema di misura per una macchina equilibratrice. Il requisito principale per questi sistemi è la necessità di fornire misurazioni ad alta precisione dell'ampiezza e della fase della componente rotazionale del segnale vibrazionale, che si manifesta alla frequenza di rotazione del rotore equilibrato. Questo obiettivo viene solitamente raggiunto utilizzando una combinazione di soluzioni tecniche, tra cui:

• Utilizzo di sensori di vibrazione con un elevato coefficiente di conversione del segnale;
• Utilizzo di moderni sensori laser ad angolo di fase;
• Creazione (o utilizzo) di hardware che consente l'amplificazione e la conversione digitale dei segnali dei sensori (elaborazione primaria del segnale);
• Implementazione dell'elaborazione software del segnale vibrazionale, che dovrebbe consentire l'estrazione stabile e ad alta risoluzione della componente rotazionale del segnale vibrazionale, che si manifesta alla frequenza di rotazione del rotore bilanciato (elaborazione secondaria).

Di seguito, prenderemo in considerazione varianti note di tali soluzioni tecniche, implementate in numerosi strumenti di bilanciamento ben noti.

4.1. Selezione dei sensori di vibrazione

Nei sistemi di misura delle macchine di bilanciamento possono essere utilizzati diversi tipi di sensori di vibrazione (trasduttori), tra cui:

• Sensori di accelerazione delle vibrazioni (accelerometri);
• Sensori di velocità di vibrazione;
• Sensori di spostamento a vibrazione;
• Sensori di forza.

4.1.1. Sensori di accelerazione delle vibrazioni

Tra i sensori di accelerazione delle vibrazioni, gli accelerometri piezoelettrici e capacitivi (chip) sono i più utilizzati, e possono essere efficacemente impiegati nelle macchine equilibratrici di tipo Soft Bearing. In pratica, è generalmente consentito l'utilizzo di sensori di accelerazione delle vibrazioni con coefficienti di conversione (Kpr) compresi tra 10 e 30 mV/(m/s²). Nelle macchine equilibratrici che richiedono una precisione di equilibratura particolarmente elevata, è consigliabile utilizzare accelerometri con Kpr pari o superiore a 100 mV/(m/s²). Come esempio di accelerometri piezoelettrici utilizzabili come sensori di vibrazione per macchine equilibratrici, la Figura 4.1 mostra gli accelerometri piezoelettrici DN3M1 e DN3M1V6 prodotti da LLC "Izmeritel".

Figura 4.1. Accelerometri piezoelettrici DN 3M1 e DN 3M1V6

Per collegare tali sensori a strumenti e sistemi di misurazione delle vibrazioni, è necessario utilizzare amplificatori di carica esterni o integrati.

Figura 4.2. Accelerometri capacitivi AD1 prodotti da LLC "Kinematics" (Vibromera)

Va notato che questi sensori, tra cui le schede di accelerometri capacitivi ADXL 345 (vedi Figura 4.3) ampiamente diffuse sul mercato, presentano diversi vantaggi significativi rispetto agli accelerometri piezoelettrici. In particolare, sono da 4 a 8 volte più economici con caratteristiche tecniche simili. Inoltre, non richiedono l'uso di amplificatori di carica costosi e difficili da usare per gli accelerometri piezoelettrici.

Nei casi in cui entrambi i tipi di accelerometri sono utilizzati nei sistemi di misura delle macchine di bilanciamento, di solito viene eseguita l'integrazione hardware (o doppia integrazione) dei segnali dei sensori.

Figura 4.2. Accelerometri capacitivi AD 1, assemblati.

Figura 4.2. Accelerometri capacitivi AD1 prodotti da LLC "Kinematics" (Vibromera)

Va notato che questi sensori, tra cui le schede di accelerometri capacitivi ADXL 345 (vedi Figura 4.3) ampiamente diffuse sul mercato, presentano diversi vantaggi significativi rispetto agli accelerometri piezoelettrici. In particolare, sono da 4 a 8 volte più economici con caratteristiche tecniche simili. Inoltre, non richiedono l'uso di amplificatori di carica costosi e difficili da usare per gli accelerometri piezoelettrici.

Figura 4.3. Scheda accelerometrica capacitiva ADXL 345.

In questo caso, il segnale iniziale del sensore, proporzionale all'accelerazione di vibrazione, viene trasformato in un segnale proporzionale alla velocità di vibrazione o allo spostamento. La procedura di doppia integrazione del segnale di vibrazione è particolarmente importante quando si utilizzano accelerometri come parte dei sistemi di misura per macchine equilibratrici a bassa velocità, dove la frequenza di rotazione inferiore del rotore durante l'equilibratura può raggiungere i 120 giri/min. e meno. Quando si utilizzano accelerometri capacitivi nei sistemi di misura delle macchine equilibratrici, occorre considerare che, dopo l'integrazione, i loro segnali possono contenere interferenze a bassa frequenza, che si manifestano nell'intervallo di frequenza compreso tra 0,5 e 3 Hz. Ciò può limitare l'intervallo di frequenza inferiore dell'equilibratura sulle macchine destinate all'uso di questi sensori.

4.1.2. Sensori di velocità di vibrazione

4.1.2.1. Sensori di velocità a vibrazione induttivi.

Questi sensori comprendono una bobina induttiva e un nucleo magnetico. Quando la bobina vibra rispetto a un nucleo fisso (o il nucleo rispetto a una bobina fissa), nella bobina viene indotto un campo elettromagnetico, la cui tensione è direttamente proporzionale alla velocità di vibrazione dell'elemento mobile del sensore. I coefficienti di conversione (Кпр) dei sensori induttivi sono solitamente molto elevati, raggiungendo diverse decine o addirittura centinaia di mV/mm/sec. In particolare, il coefficiente di conversione del sensore Schenck modello T77 è di 80 mV/mm/sec, mentre per il sensore IRD Mechanalysis modello 544M è di 40 mV/mm/sec. In alcuni casi (ad esempio, nelle macchine di equilibratura Schenck), vengono utilizzati speciali sensori di velocità di vibrazione induttivi altamente sensibili con un amplificatore meccanico, dove Кпр può superare i 1000 mV/mm/sec. Se i sensori induttivi di velocità di vibrazione sono utilizzati nei sistemi di misura delle macchine equilibratrici, è possibile integrare via hardware il segnale elettrico proporzionale alla velocità di vibrazione, convertendolo in un segnale proporzionale allo spostamento di vibrazione.

Figura 4.4. Sensore modello 544M di IRD Mechanalysis.

Figura 4.5. Sensore modello T77 di Schenck

Va notato che, a causa dell'intensità della manodopera per la loro produzione, i sensori induttivi di velocità di vibrazione sono piuttosto scarsi e costosi. Pertanto, nonostante gli evidenti vantaggi di questi sensori, i produttori amatoriali di macchine di equilibratura li utilizzano molto raramente.

4.2. Sensori di angolo di fase

Per sincronizzare il processo di misurazione delle vibrazioni con l'angolo di rotazione del rotore bilanciato, vengono utilizzati sensori ad angolo di fase, come sensori laser (fotoelettrici) o induttivi. Questi sensori sono prodotti in vari modelli da produttori nazionali e internazionali. La fascia di prezzo di questi sensori può variare notevolmente, da circa 40 a 200 dollari. Un esempio di tale dispositivo è il sensore ad angolo di fase prodotto da "Diamex", mostrato in figura 4.11.

Figura 4.11: Sensore di angolo di fase di "Diamex""

Come ulteriore esempio, la Figura 4.12 mostra un modello implementato da LLC "Kinematics" (Vibromera), che utilizza tachimetri laser del modello DT 2234C prodotti in Cina come sensori di angolo di fase. I vantaggi evidenti di questo sensore sono:

• Un'ampia gamma operativa, che consente di misurare la frequenza di rotazione del rotore da 2,5 a 99.999 giri al minuto, con una risoluzione non inferiore a un giro;
• Display digitale;
• Facilità di impostazione del tachimetro per le misure;
• Convenienza e bassi costi di mercato;
• Relativa semplicità di modifica per l'integrazione nel sistema di misura di una macchina equilibratrice.

Figura 4.12: Tachimetro laser modello DT 2234C

In alcuni casi, quando l'uso di sensori laser ottici non è auspicabile per qualsiasi motivo, è possibile sostituirli con sensori di spostamento induttivi senza contatto, come il già citato modello ISAN E41A o prodotti simili di altri produttori.

4.3. Caratteristiche dell'elaborazione del segnale nei sensori di vibrazione

Per misurare con precisione l'ampiezza e la fase della componente rotazionale del segnale di vibrazione nelle apparecchiature di bilanciamento, si utilizza in genere una combinazione di strumenti di elaborazione hardware e software. Questi strumenti consentono di:

• Filtraggio hardware a banda larga del segnale analogico del sensore;
• Amplificazione del segnale analogico del sensore;
• Integrazione e/o doppia integrazione (se necessario) del segnale analogico;
• Filtraggio a banda stretta del segnale analogico mediante un filtro di tracciamento;
• Conversione analogico-digitale del segnale;
• Filtraggio sincrono del segnale digitale;
• Analisi armonica del segnale digitale.

4.3.1. Filtraggio del segnale a banda larga

Questa procedura è essenziale per ripulire il segnale del sensore di vibrazione da potenziali interferenze che possono verificarsi sia ai limiti inferiore che superiore dell'intervallo di frequenza del dispositivo. Si consiglia che il dispositivo di misura di una macchina equilibratrice imposti il limite inferiore del filtro passa-banda a 2-3 Hz e il limite superiore a 50 (100) Hz. Il filtraggio "inferiore" aiuta a sopprimere i rumori a bassa frequenza che possono presentarsi all'uscita di vari tipi di amplificatori di misura del sensore. Il filtraggio "superiore" elimina la possibilità di interferenze dovute a frequenze combinate e potenziali vibrazioni risonanti dei singoli componenti meccanici della macchina.

4.3.2. Amplificazione del segnale analogico del sensore

Se è necessario aumentare la sensibilità del sistema di misura della macchina equilibratrice, è possibile amplificare i segnali provenienti dai sensori di vibrazione all'ingresso dell'unità di misura. È possibile utilizzare sia amplificatori standard a guadagno costante, sia amplificatori multistadio, il cui guadagno può essere modificato programmaticamente in base al livello effettivo del segnale proveniente dal sensore. Un esempio di amplificatore multistadio programmabile include amplificatori implementati nei convertitori di misura della tensione come E154 o E14-140 di LLC "L-Card".

4.3.3. Integrazione

Come già detto, l'integrazione hardware e/o la doppia integrazione dei segnali dei sensori di vibrazione sono raccomandate nei sistemi di misura delle macchine equilibratrici. Pertanto, il segnale iniziale dell'accelerometro, proporzionale alla vibro-accelerazione, può essere trasformato in un segnale proporzionale alla vibro-velocità (integrazione) o al vibro-spostamento (doppia integrazione). Analogamente, il segnale del sensore di vibrovelocità dopo l'integrazione può essere trasformato in un segnale proporzionale al vibro-spostamento.

4.3.4. Filtraggio a banda stretta del segnale analogico mediante un filtro di inseguimento

Per ridurre le interferenze e migliorare la qualità dell'elaborazione del segnale di vibrazione nei sistemi di misura delle macchine equilibratrici, è possibile utilizzare filtri di tracciamento a banda stretta. La frequenza centrale di questi filtri viene automaticamente sintonizzata sulla frequenza di rotazione del rotore bilanciato utilizzando il segnale del sensore di giri del rotore. Per realizzare tali filtri è possibile utilizzare circuiti integrati moderni, come MAX263, MAX264, MAX267, MAX268 di "MAXIM".

4.3.5. Conversione analogico-digitale dei segnali

La conversione analogico-digitale è una procedura cruciale che garantisce la possibilità di migliorare la qualità dell'elaborazione del segnale di vibrazione durante la misurazione di ampiezza e fase. Questa procedura è implementata in tutti i moderni sistemi di misura delle macchine equilibratrici. Un esempio di implementazione efficace di tali ADC include i convertitori di misura della tensione tipo E154 o E14-140 di LLC "L-Card", utilizzati in diversi sistemi di misura per macchine equilibratrici prodotti da LLC "Kinematics" (Vibromera). Inoltre, LLC "Kinematics" (Vibromera) ha esperienza nell'utilizzo di sistemi a microprocessore più economici basati su controller "Arduino", sul microcontrollore PIC18F4620 di "Microchip" e dispositivi simili.

4.1.2.2. Sensori di velocità di vibrazione basati su accelerometri piezoelettrici

Un sensore di questo tipo si differenzia da un accelerometro piezoelettrico standard per la presenza di un amplificatore di carica e di un integratore integrati nel suo alloggiamento, che gli consentono di emettere un segnale proporzionale alla velocità di vibrazione. Ad esempio, i sensori piezoelettrici di velocità di vibrazione prodotti da produttori nazionali (ZETLAB e LLC "Vibropribor") sono mostrati nelle Figure 4.6 e 4.7.

Figura 4.6. Sensore modello AV02 di ZETLAB (Russia)

Figura 4.7. Sensore modello DVST 2 di LLC "Vibropribor""

Questi sensori sono prodotti da vari produttori (sia nazionali che esteri) e sono attualmente molto utilizzati, soprattutto nelle apparecchiature portatili per le vibrazioni. Il costo di questi sensori è piuttosto elevato e può raggiungere i 20.000-30.000 rubli ciascuno, anche per i produttori nazionali.

4.1.3. Sensori di spostamento

Nei sistemi di misura delle macchine equilibratrici, è possibile utilizzare anche sensori di spostamento senza contatto, capacitivi o induttivi. Questi sensori possono funzionare in modalità statica, consentendo la registrazione di processi vibrazionali a partire da 0 Hz. Il loro utilizzo può essere particolarmente efficace nel caso di equilibratura di rotori a bassa velocità con velocità di rotazione pari o inferiori a 120 giri/min. I coefficienti di conversione di questi sensori possono raggiungere e superare i 1000 mV/mm, il che garantisce un'elevata precisione e risoluzione nella misurazione dello spostamento, anche senza amplificazione aggiuntiva. Un evidente vantaggio di questi sensori è il loro costo relativamente basso, che per alcuni produttori nazionali non supera i 1000 rubli. Quando si utilizzano questi sensori nelle macchine equilibratrici, è importante considerare che la distanza di lavoro nominale tra l'elemento sensibile del sensore e la superficie dell'oggetto vibrante è limitata dal diametro della bobina del sensore. Ad esempio, per il sensore mostrato nella Figura 4.8, modello ISAN E41A di "TEKO", la distanza di lavoro specificata è in genere compresa tra 3,8 e 4 mm, il che consente la misurazione dello spostamento dell'oggetto vibrante nell'intervallo di ±2,5 mm.

Figura 4.8. Sensore di spostamento induttivo modello ISAN E41A di TEKO (Russia)

4.1.4. Sensori di forza

Come già detto, nei sistemi di misura installati sulle macchine di equilibratura Hard Bearing si utilizzano sensori di forza. Questi sensori, soprattutto per la loro semplicità di fabbricazione e il costo relativamente basso, sono generalmente sensori di forza piezoelettrici. Esempi di sensori di questo tipo sono illustrati nelle Figure 4.9 e 4.10.

Figura 4.9. Sensore di forza SD 1 di Kinematika LLC

Figura 4.10: Sensore di forza per macchine equilibratrici per autoveicoli, venduto da "STO Market""

I sensori di forza estensimetrici, realizzati da un'ampia gamma di produttori nazionali ed esteri, possono essere utilizzati anche per misurare le deformazioni relative dei supporti delle macchine equilibratrici Hard Bearing.

4.4. Schema funzionale del sistema di misura della macchina equilibratrice "Balanset 2""

Il sistema di misura "Balanset 2" rappresenta un approccio moderno all'integrazione di funzioni di misura e calcolo nelle macchine equilibratrici. Questo sistema calcola automaticamente i pesi correttivi utilizzando il metodo del coefficiente di influenza e può essere adattato a diverse configurazioni della macchina.

Lo schema funzionale include il condizionamento del segnale, la conversione analogico-digitale, l'elaborazione del segnale digitale e algoritmi di calcolo automatici. Il sistema è in grado di gestire scenari di bilanciamento sia a due piani che multi-piano con elevata precisione.

4.5. Calcolo dei parametri dei pesi di correzione utilizzati nel bilanciamento del rotore

Il calcolo dei pesi correttivi si basa sul metodo del coefficiente di influenza, che determina la risposta del rotore ai pesi di prova disposti su piani diversi. Questo metodo è fondamentale per tutti i moderni sistemi di bilanciamento e fornisce risultati accurati sia per rotori rigidi che flessibili.

4.5.1. Compito del bilanciamento dei rotori a doppio supporto e metodi per risolverlo

Per i rotori a doppio supporto (la configurazione più comune), l'operazione di bilanciamento prevede la determinazione di due pesi correttivi, uno per ciascun piano di correzione. Il metodo del coefficiente di influenza utilizza il seguente approccio:

1. Misurazione iniziale (Esecuzione 0): Misurare le vibrazioni senza pesi di prova
2. Prima prova (Run 1): Aggiungere il peso di prova noto al Piano 1, misurare la risposta
3. Seconda prova (Run 2): Spostare il peso di prova sul Piano 2, misurare la risposta
4. Calcolo: Il software calcola i pesi di correzione permanenti in base alle risposte misurate

La base matematica consiste nel risolvere un sistema di equazioni lineari che mettono in relazione le influenze del peso di prova con le correzioni richieste simultaneamente in entrambi i piani.

Figure 3.26 e 3.27 mostrano esempi di utilizzo di basamenti per torni, sulla base dei quali sono state realizzate una macchina specializzata Hard Bearing per l'equilibratura di coclee e una macchina di equilibratura universale Soft Bearing per rotori cilindrici. Per i produttori fai-da-te, tali soluzioni consentono di creare un sistema di supporto rigido per l'equilibratrice con tempi e costi minimi, su cui possono essere montati supporti di vario tipo (sia Hard Bearing che Soft Bearing). In questo caso, il compito principale del costruttore è quello di garantire (e ripristinare, se necessario) la precisione geometrica delle guide della macchina su cui si baseranno i cavalletti di supporto. In condizioni di produzione fai-da-te, di solito si ricorre alla raschiatura fine per ripristinare la precisione geometrica richiesta delle guide.

Figura 3.28 mostra una versione di letto assemblato realizzato con due canali. Nella produzione di questo letto, vengono utilizzate connessioni bullonate staccabili, che consentono di ridurre al minimo o eliminare completamente la deformazione del letto durante l'assemblaggio senza ulteriori operazioni tecnologiche. Per garantire la corretta precisione geometrica delle guide del letto specificato, può essere necessaria una lavorazione meccanica (rettifica, fresatura fine) delle flange superiori dei canali utilizzati.

Figure 3.29 e 3.30 presentano varianti di letti saldati, anch'essi realizzati con due canali. La tecnologia di produzione di questi letti può richiedere una serie di operazioni aggiuntive, come il trattamento termico per alleviare le tensioni interne che si verificano durante la saldatura. Come per i letti assemblati, per garantire una corretta precisione geometrica delle guide dei letti saldati, è necessario prevedere una lavorazione meccanica (rettifica, fresatura fine) delle flange superiori dei canali utilizzati.

4.5.2. Metodologia per il bilanciamento dinamico dei rotori multi-supporto

I rotori multi-supporto (tre o quattro punti di appoggio) richiedono procedure di bilanciamento più complesse. Ogni punto di appoggio contribuisce al comportamento dinamico complessivo e la correzione deve tenere conto delle interazioni tra tutti i piani.

La metodologia estende l'approccio a due piani:

• Misurazione delle vibrazioni in tutti i punti di supporto
• Utilizzo di più posizioni di prova del peso
• Risoluzione di sistemi di equazioni lineari più grandi
• Ottimizzazione della distribuzione del peso di correzione

Per gli alberi cardanici e rotori lunghi simili, questo approccio in genere consente di raggiungere livelli di squilibrio residuo corrispondenti ai gradi di qualità ISO G6.3 o superiori.

4.5.3. Calcolatori per il bilanciamento di rotori a supporto multiplo

Sono stati sviluppati algoritmi di calcolo specializzati per configurazioni di rotori a tre e quattro supporti. Questi calcolatori sono implementati nel software Balanset-4 e sono in grado di gestire automaticamente geometrie di rotore complesse.

Le calcolatrici tengono conto di:

• Rigidità di supporto variabile
• Accoppiamento incrociato tra piani di correzione
• Ottimizzazione del posizionamento del peso per l'accessibilità
• Verifica dei risultati calcolati

5. Raccomandazioni per il controllo del funzionamento e dell'accuratezza delle macchine equilibratrici

La precisione e l'affidabilità di una macchina equilibratrice dipendono da molti fattori, tra cui la precisione geometrica dei suoi componenti meccanici, le caratteristiche dinamiche dei supporti e la capacità operativa del sistema di misura. La verifica regolare di questi parametri garantisce una qualità di equilibratura costante e aiuta a identificare potenziali problemi prima che influiscano sulla produzione.

5.1. Verifica della precisione geometrica della macchina

La verifica della precisione geometrica include il controllo dell'allineamento dei supporti, del parallelismo delle guide e della concentricità dei gruppi mandrino. Questi controlli devono essere eseguiti durante la configurazione iniziale e periodicamente durante il funzionamento per garantire il mantenimento della precisione.

5.2. Verifica delle caratteristiche dinamiche della macchina

La verifica delle caratteristiche dinamiche prevede la misurazione delle frequenze naturali dei supporti e dei componenti del telaio per garantire che siano adeguatamente separate dalle frequenze operative. Ciò previene problemi di risonanza che possono compromettere la precisione di bilanciamento.

5.3. Verifica della capacità operativa del sistema di misura

La verifica del sistema di misura include la calibrazione del sensore, la verifica dell'allineamento di fase e i controlli di accuratezza dell'elaborazione del segnale. Ciò garantisce una misurazione affidabile dell'ampiezza e della fase delle vibrazioni a tutte le velocità operative.

5.4. Verifica delle caratteristiche di accuratezza secondo ISO 20076-2007

La norma ISO 20076-2007 fornisce procedure standardizzate per la verifica della precisione delle macchine equilibratrici mediante l'utilizzo di rotori di prova calibrati. Queste procedure contribuiscono a convalidare le prestazioni della macchina rispetto a standard riconosciuti a livello internazionale.

Letteratura

1. Reshetov DN (a cura di). "Dettagli e meccanismi delle macchine utensili per il taglio dei metalli". Mosca: Mashinostroenie, 1972.
2. Kellenberger W. "Rettifica a spirale di superfici cilindriche". Machinery, 1963.
3. ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Cuscinetti volventi - Valori di carico dinamico e durata nominale"."
4. ISO 17383-73 "Pulegge per cinghie di trasmissione piatte"."
5. ISO 1940-1-2007 "Vibrazioni. Requisiti per la qualità dell'equilibratura dei rotori rigidi.""
6. ISO 20076-2007 "Procedure di verifica della precisione delle macchine equilibratrici"."