1. Introduction

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

შპს "კინემატიკის" (ვიბრომერა) მიერ წარმოებული ბალანსირების მოწყობილობების მოხმარების სტრუქტურის ანალიზი აჩვენებს, რომ მათგან დაახლოებით 30% შეძენილია ბალანსირების მანქანებისა და/ან სადგამების სტაციონარული საზომი და გამოთვლითი სისტემების სახით გამოსაყენებლად. შესაძლებელია ჩვენი აღჭურვილობის მომხმარებელთა (მომხმარებლების) ორი ჯგუფის იდენტიფიცირება.

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

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

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

ჩვენი მომხმარებლების დიდი ჯგუფის მიერ დაბალანსების მანქანების დამოუკიდებლად წარმოების საკითხებისადმი გამოვლენილი მნიშვნელოვანი ინტერესის გათვალისწინებით, შპს "კინემატიკის" (ვიბრომერა) სპეციალისტებმა მოამზადეს კრებული კომენტარებითა და რეკომენდაციებით ყველაზე ხშირად დასმულ კითხვებზე.

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

ბალანსირების მანქანა არის ტექნოლოგიური მოწყობილობა, რომელიც შექმნილია როტორების სტატიკური ან დინამიური დისბალანსის აღმოსაფხვრელად სხვადასხვა მიზნით. იგი მოიცავს მექანიზმს, რომელიც აჩქარებს დაბალანსებულ როტორს მითითებულ ბრუნვის სიხშირემდე და სპეციალიზებულ საზომ და გამოთვლით სისტემას, რომელიც განსაზღვრავს მასებს და მაკორექტირებელი წონების განლაგებას, რომლებიც საჭიროა როტორის დისბალანსის კომპენსაციისთვის.

დანადგარის მექანიკური ნაწილის კონსტრუქცია, როგორც წესი, შედგება ჩარჩოსგან, რომელზეც დამონტაჟებულია საყრდენი ბოძები (საკისრები). ეს ბოძები გამოიყენება დაბალანსებული პროდუქტის (როტორის) დასამონტაჟებლად და მოიცავს როტორის ბრუნვისთვის განკუთვნილ ამძრავს. დაბალანსების პროცესის დროს, რომელიც ხორციელდება პროდუქტის ბრუნვის დროს, საზომი სისტემის სენსორები (რომელთა ტიპი დამოკიდებულია დანადგარის დიზაინზე) აფიქსირებენ ან ვიბრაციებს საკისრებში, ან ძალებს საკისრებზე.

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

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

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

2.1. Soft Bearing Machines and Stands

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

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

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

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

სურათი 2.2. ბალანსირების მანქანის რბილი საყრდენი, წარმოებულია "პოლიმერ ლიმიტედის" მიერ, მახაჩკალა

სურათი 2.2 გვიჩვენებს რბილი საკისრების მქონე დაბალანსების მანქანის ფოტოს, რომლის საყრდენებიც დამზადებულია საკიდი ზამბარებისგან, და დამზადებულია მახაჩკალაში, "პოლიმერ ლიმიტედის" საკუთარი საჭიროებისთვის. მანქანა განკუთვნილია პოლიმერული მასალების წარმოებაში გამოყენებული ლილვაკების დაბალანსებისთვის.

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

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

Figure 2.5 წარმოგიდგენთ ტურბო დამტენების დაბალანსებისთვის განკუთვნილი რბილი საკისრების მქონე მანქანის ფოტოსურათს, რომლის ვაგონების საყრდენებიც ასევე ზოლებიან ზამბარებზეა დაკიდებული. მანქანა, რომელიც დამზადებულია ა. შაჰგუნიანის (სანქტ-პეტერბურგი) პირადი მოხმარებისთვის, აღჭურვილია "Balanset 1" საზომი სისტემით.

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

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

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

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

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

სურათი 2.6. 'Balanset 1'-ის საზომი სისტემის ეკრანის ასლი, რომელიც აჩვენებს ა. შაჰგუნიანის მანქანაზე ტურბინის როტორის დაბალანსების შედეგებს.

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

Figure 2.7 and 2.8 წარმოდგენილია წამყვანი ლილვების დაბალანსების მანქანების ფოტოები, რომელთა საყრდენები დამზადებულია ბრტყელი (ფირფიტიანი) ზამბარების საფუძველზე. ეს მანქანები დამზადდა შესაბამისად კერძო საწარმო "დერგაჩევას" და შპს "ტატკარდანის" ("კინეტიკა-მ") საკუთრების საჭიროებებისთვის.

ასეთი საყრდენებით რბილი საკისრების დამაბალანსებელი მანქანები ხშირად რეპროდუცირდება მოყვარული მწარმოებლების მიერ მათი შედარებითი სიმარტივისა და წარმოებადობის გამო. ეს პროტოტიპები, როგორც წესი, წარმოადგენს ან "K. Schenck"-ის VBRF სერიის მანქანებს, ან მსგავს შიდა წარმოების მანქანებს.

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

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

სურათი 2.7. კერძო საწარმო "დერგაჩევას" მიერ შექმნილი რბილი საკისრების მანქანა წამყვანი ლილვების დაბალანსებისთვის ბრტყელ (ფირფიტიან) ზამბარებზე დამაგრებით.

სურათი 2.8. შპს "ტატკარდანის" ("კინეტიკა-მ") მიერ წარმოებული რბილი საკისრების მანქანა წამყვანი ლილვების დაბალანსებისთვის ბრტყელ ზამბარებზე დამაგრებული საყრდენებით

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

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

Figure 2.9. Soft Bearing Balancing Machine Support with Flat Springs

• a) Side view;
• b) Front view

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

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

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

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

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

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

მაგალითის სახით, ნახაზები 2.10.a და 2.10.b წარმოადგენს ტურბო დამტენის როტორების დაბალანსებისთვის განკუთვნილი მანქანის ზოგადი ხედვის ესკიზს. ეს მანქანა დამზადდა და გამოიყენება პენზაში, შპს "სურატურბოში" კომპანიის შიდა საჭიროებებისთვის.

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

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

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

ქვემოთ განხილულია რამდენიმე ასეთი სადგამი, რომლებიც აგებულია ცილინდრულ შეკუმშვის ზამბარებზე დამონტაჟებული ბრტყელი ფირფიტის (ან ჩარჩოს) საფუძველზე. ეს ზამბარები, როგორც წესი, ისეა შერჩეული, რომ მასზე დამონტაჟებული დაბალანსებული მექანიზმით ფირფიტის რხევების ბუნებრივი სიხშირე 2-3-ჯერ ნაკლები იყოს ამ მექანიზმის როტორის ბრუნვის სიხშირეზე დაბალანსების დროს.

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

Figure 2.11. Stand for Balancing Abrasive Wheels

The stand consists of the following main components:

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

ამ სადგამის ძირითადი მახასიათებელია ელექტროძრავის როტორის ბრუნვის კუთხის პულსური სენსორის 5 ჩართვა, რომელიც გამოიყენება სადგამის საზომი სისტემის ("Balanset 2C") ნაწილად, აბრაზიული ბორბლიდან მაკორექტირებელი მასის მოსაშორებლად კუთხური პოზიციის დასადგენად.

Figure 2.12 ნაჩვენებია ვაკუუმური ტუმბოების დაბალანსებისთვის გამოყენებული სადგამის ფოტო. ეს სადგამი შეკვეთით შეიქმნა სს "გაზომვის ქარხნის" მიერ.

სურათი 2.12. სს "გაზომვის ქარხანა"-ს მიერ წარმოებული დაბალანსებული ვაკუუმური ტუმბოების სადგამი"

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

ვიბრაციის გაზომვის პროცესის ტუმბოს როტორის ბრუნვის კუთხესთან სინქრონიზაციისთვის, სადგამზე გამოიყენება ლაზერული ფაზის კუთხის სენსორი 5. ასეთი სადგამების ერთი შეხედვით მარტივი გარეგანი კონსტრუქციის მიუხედავად, ის საშუალებას იძლევა მიღწეულ იქნას ტუმბოს იმპულერის ძალიან მაღალი ხარისხის დაბალანსება.

მაგალითად, სუბკრიტიკული ბრუნვის სიხშირეების დროს, ტუმბოს როტორის ნარჩენი დისბალანსი აკმაყოფილებს ISO 1940-1-2007 სტანდარტის "ვიბრაცია. ხისტი როტორების ბალანსის ხარისხის მოთხოვნები. ნაწილი 1. დასაშვები დისბალანსის განსაზღვრა" მიხედვით G0.16 ბალანსის ხარისხის კლასისთვის დადგენილ მოთხოვნებს."

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

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

Figure 2.13. Stand for Balancing Fan Impellers

ასეთ სადგამებზე ვენტილატორების დაბალანსების ხარისხი საკმაოდ მაღალია. შპს "ატლანტ-პროექტის" სპეციალისტების თქმით, შპს "კინემატიკსის" რეკომენდაციების საფუძველზე მათ მიერ დაპროექტებულ სადგამზე (იხ. სურ. 2.14), ვენტილატორების დაბალანსებისას მიღწეული ნარჩენი ვიბრაციის დონე 0.8 მმ/წმ იყო. ეს სამჯერ მეტია, ვიდრე ISO 31350-2007 "ვიბრაცია. სამრეწველო ვენტილატორები. წარმოებული ვიბრაციისა და ბალანსირების ხარისხის მოთხოვნები"-ს მიხედვით BV5 კატეგორიის ვენტილატორებისთვის დადგენილი ტოლერანტობა."

სურათი 2.14. შპს "ატლანტ-პროექტის" (პოდოლსკი) აფეთქებისადმი მდგრადი აღჭურვილობის დაბალანსებული ვენტილატორის იმპულსების სადგამი

სს "ლისანტის ვენტილატორების ქარხანაში" მიღებული მსგავსი მონაცემები აჩვენებს, რომ ასეთი სადგამები, რომლებიც გამოიყენება საჰაერო ვენტილატორების სერიულ წარმოებაში, მუდმივად უზრუნველყოფდა ნარჩენ ვიბრაციას, რომელიც არ აღემატებოდა 0.1 მმ/წმ-ს.

2.2. Hard Bearing Machines

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

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

Figure 2.15 ნაჩვენებია "კ. შენკის" მიერ წარმოებული ტიპიური მყარი საკისრების დაბალანსების მანქანის ფოტოსურათი. ამ ნახაზიდან ჩანს, რომ საყრდენის ცალკეულ ნაწილებს, რომლებიც რთული ჭრილებით არის წარმოქმნილი, განსხვავებული სიმტკიცე აქვთ. როტორის დისბალანსის ძალების გავლენით, ამან შეიძლება გამოიწვიოს საყრდენის ზოგიერთი ნაწილის დეფორმაციები (გადაადგილებები) სხვებთან შედარებით. (ნახაზი 2.15-ზე საყრდენის უფრო მყარი ნაწილი წითელი წერტილოვანი ხაზით არის მონიშნული, ხოლო მისი შედარებით დრეკადი ნაწილი ლურჯად).

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

სურათი 2.15. მყარი საკისრების დამაბალანსებელი მანქანა "K. შენკის" მიერ"

როგორც "Balanset" სერიის ინსტრუმენტებზე მომხმარებლებისგან მიღებული მოთხოვნების ანალიზი აჩვენებს, საკუთარი მოხმარებისთვის მყარი საკისრების მქონე მანქანების წარმოებისადმი ინტერესი მუდმივად იზრდება. ამას ხელს უწყობს საყოფაცხოვრებო ბალანსირების მანქანების დიზაინის მახასიათებლების შესახებ სარეკლამო ინფორმაციის ფართოდ გავრცელება, რომლებსაც მოყვარული მწარმოებლები იყენებენ ანალოგებად (ან პროტოტიპებად) საკუთარი განვითარებისთვის.

მოდით განვიხილოთ მყარი საკისრების მქონე მანქანების რამდენიმე ვარიაცია, რომლებიც წარმოებულია "Balanset" სერიის ინსტრუმენტების რიგი მომხმარებლების საკუთარი საჭიროებებისთვის.

Figures 2.16.a – 2.16.d ნაჩვენებია ნ. ობიედკოვის (მაგნიტოგორსკის ქალაქი) მიერ წარმოებული მყარი საკისრების მქონე მანქანის ფოტოები, რომელიც შექმნილია წამყვანი ლილვების დაბალანსებისთვის. როგორც ჩანს ნახ. 2.16.a-ზე, მანქანა შედგება ხისტი ჩარჩოსგან 1, რომელზეც დამონტაჟებულია საყრდენები 2 (ორი შპინდელი და ორი შუალედური). მანქანის მთავარი შპინდელი 3 ბრუნავს ასინქრონული ელექტროძრავით 4 ქამრის ამძრავის მეშვეობით. სიხშირის კონტროლერი 6 გამოიყენება ელექტროძრავის 4 ბრუნვის სიჩქარის სამართავად. მანქანა აღჭურვილია "Balanset 4" საზომი და გამოთვლითი სისტემით 5, რომელიც მოიცავს საზომ ერთეულს, კომპიუტერს, ოთხ ძალის სენსორს და ფაზის კუთხის სენსორს (სენსორები არ არის ნაჩვენები ნახ. 2.16.a-ზე).

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

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

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

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

Figure 2.16.c. Intermediate Movable Support of the Machine

Figure 2.16.d ნაჩვენებია უკანა (მოძრავი) შპინდელის საყრდენის ფოტოსურათი, რომელიც, შუალედური საყრდენების მსგავსად, საშუალებას იძლევა გადაადგილდეს მანქანის ჩარჩოს სახელმძღვანელოების გასწვრივ.

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

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

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

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

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

მანქანის მუშაობის დროს, დაბალანსებული როტორიდან დისბალანსის ძალები მოქმედებს საყრდენის გარე ნაწილზე არსებული საყრდენი ერთეულების (შპინდელების ან შუალედური საკისრების) მეშვეობით, რომელიც როტორის ბრუნვის სიხშირის დროს იწყებს ციკლურ მოძრაობას (დეფორმაციას) მის შიდა ნაწილთან მიმართებაში. ეს იწვევს სენსორ 11-ზე ცვლადი ძალის მოქმედებას, რომელიც პროპორციულია დისბალანსის ძალისა. მისი გავლენით, ძალის სენსორის გამოსავალზე წარმოიქმნება ელექტრული სიგნალი, რომელიც პროპორციულია როტორის დისბალანსის სიდიდისა.

ყველა საყრდენზე დამონტაჟებული ძალის სენსორებიდან მიღებული სიგნალები იკვებება მანქანის საზომ და გამოთვლით სისტემაში, სადაც ისინი გამოიყენება კორექტირებადი წონების პარამეტრების დასადგენად.

Figure 2.17.a. ფოტოზე გამოსახულია მაღალკვალიფიციური მყარი საკისრების მქონე მანქანის ფოტო, რომელიც გამოიყენება "ხრახნიანი" ლილვების დაბალანსებისთვის. ეს მანქანა დამზადებულია შპს "უფატვერდოსპლავის" შიდა გამოყენებისთვის.

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

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

სურათი 2.17.ა. ხრახნიანი ლილვების დაბალანსების მყარი საკისრების მქონე მანქანა, წარმოებულია შპს "უფატვერდოსპლავის" მიერ"

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

როტორის დისბალანსის ზემოქმედების ქვეშ წარმოქმნილი საყრდენების დეფორმაციის გასაზომად გამოიყენება ძალის სენსორები 6 (იხ. სურ. 2.17.ბ), რომლებიც დამონტაჟებულია საყრდენების ჭრილებში. ეს სენსორები დაკავშირებულია "Balanset 1" მოწყობილობასთან, რომელიც ამ მანქანაზე გამოიყენება როგორც საზომი და გამოთვლითი სისტემა.

მანქანის ბრუნვის მექანიზმის შედარებითი სიმარტივის მიუხედავად, ის საშუალებას იძლევა ხრახნების საკმარისად მაღალი ხარისხის დაბალანსების, რომლებსაც, როგორც ნახ. 2.17.ა.-ზე ჩანს, რთული სპირალური ზედაპირი აქვთ.

შპს "უფატვერდოსპლავის" ცნობით, დაბალანსების პროცესში ამ მანქანაზე ხრახნის საწყისი დისბალანსი თითქმის 50-ჯერ შემცირდა.

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

მიღწეული ნარჩენი დისბალანსი ხრახნის პირველ სიბრტყეში იყო 3552 გ*მმ (19.2 გ 185 მმ რადიუსზე), ხოლო მეორე სიბრტყეში - 2220 გ*მმ (12.0 გ 185 მმ რადიუსზე). 500 კგ წონის როტორისთვის, რომელიც მუშაობს 3500 ბრ/წთ ბრუნვის სიხშირით, ეს დისბალანსი შეესაბამება G6.3 კლასს ISO 1940-1-2007 სტანდარტის შესაბამისად, რომელიც აკმაყოფილებს მის ტექნიკურ დოკუმენტაციაში დადგენილ მოთხოვნებს.

ორიგინალური დიზაინი (იხ. სურ. 2.18), რომელიც გულისხმობს ერთიანი ბაზის გამოყენებას სხვადასხვა ზომის ორი მყარი საკისრის მქონე დაბალანსების მანქანის საყრდენების ერთდროული დამონტაჟებისთვის, შემოთავაზებული იქნა ს.ვ. მოროზოვის მიერ. ამ ტექნიკური გადაწყვეტის აშკარა უპირატესობები, რომლებიც საშუალებას იძლევა მინიმუმამდე დაიყვანოს მწარმოებლის წარმოების ხარჯები, მოიცავს:

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

სურათი 2.18. მყარი საკისრების დაბალანსების მანქანა ("ტანდემი"), წარმოებულია ს.ვ. მოროზოვის მიერ

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

3.1. Bearings

3.1.1. Theoretical Foundations of Bearing Design

წინა ნაწილში დეტალურად იყო განხილული დაბალანსების მანქანებისთვის განკუთვნილი რბილი და მყარი საკისრების საყრდენების ძირითადი დიზაინის ვერსიები. მნიშვნელოვანი პარამეტრი, რომელიც დიზაინერებმა უნდა გაითვალისწინონ ამ საყრდენების დიზაინისა და წარმოებისას, არის მათი ბუნებრივი რხევის სიხშირეები. ეს მნიშვნელოვანია, რადგან მანქანის საზომი და გამოთვლითი სისტემების მიერ კორექტირების წონის პარამეტრების გამოსათვლელად საჭიროა არა მხოლოდ საყრდენების ვიბრაციის ამპლიტუდის (ციკლური დეფორმაცია), არამედ ვიბრაციის ფაზის გაზომვაც.

თუ საყრდენის საკუთარი სიხშირე ემთხვევა დაბალანსებული როტორის ბრუნვის სიხშირეს (საყრდენის რეზონანსი), ვიბრაციის ამპლიტუდისა და ფაზის ზუსტი გაზომვა პრაქტიკულად შეუძლებელია. ეს ნათლად არის ილუსტრირებული გრაფიკებზე, რომლებიც ასახავს საყრდენის რხევების ამპლიტუდისა და ფაზის ცვლილებებს დაბალანსებული როტორის ბრუნვის სიხშირის ფუნქციის მიხედვით (იხ. სურ. 3.1).

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

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

ზემოთ მოცემული გრაფიკები ადასტურებს ადრე გაცემულ რეკომენდაციებს, რომ მყარი საკისრებიანი მანქანებისთვის, როტორის სამუშაო სიხშირეების ზედა ზღვარი (მინიმუმ) 2-3-ჯერ დაბალი უნდა იყოს საყრდენის ბუნებრივ სიხშირეზე, fo. რბილი საკისრებიანი მანქანებისთვის, დაბალანსებული როტორის დასაშვები სამუშაო სიხშირეების ქვედა ზღვარი (მინიმუმ) 2-3-ჯერ მაღალი უნდა იყოს საყრდენის ბუნებრივ სიხშირეზე.

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

• Ад – Amplitude of dynamic vibrations of the support;
• e = m*r / M - დაბალანსებული როტორის სპეციფიკური დისბალანსი;
• მ – Unbalanced mass of the rotor;
• M – Mass of the rotor;
• r – Radius at which the unbalanced mass is located on the rotor;
• fp – Rotational frequency of the rotor;
• fo – Natural frequency of vibrations of the support

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

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

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

3.1.2. Estimating Natural Frequencies of Supports Using Calculation Methods

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

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

სადაც Mo არის საყრდენის მოძრავი ნაწილის მასა კგ-ებში; Mr არის დაბალანსებული როტორის მასა კგ-ებში; n არის დაბალანსებაში ჩართული მანქანის საყრდენების რაოდენობა.

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

სადაც ΔL არის საყრდენის დეფორმაცია მეტრებში; P არის სტატიკური ძალა ნიუტონებში.

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

3.1.3. Experimental Methods for Determining Natural Frequencies of Supports

იმის გათვალისწინებით, რომ საყრდენების ბუნებრივი სიხშირეების ზემოთ განხილულმა გამარტივებული მეთოდით გაანგარიშებამ შეიძლება მნიშვნელოვანი შეცდომები გამოიწვიოს, მოყვარული დეველოპერების უმეტესობა ამ პარამეტრების ექსპერიმენტული მეთოდებით განსაზღვრას ამჯობინებს. ამისათვის ისინი იყენებენ ბალანსირების მანქანების თანამედროვე ვიბრაციის საზომი სისტემების, მათ შორის "Balanset" სერიის ინსტრუმენტების შესაძლებლობებს.

3.1.3.1. Determining Natural Frequencies of Supports by Impact Excitation Method

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

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

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

ობიექტის ვიბრაციები სენსორის მიერ გარდაიქმნება ელექტრულ სიგნალად, რომელიც შემდეგ იგზავნება საზომ ინსტრუმენტში, მაგალითად, სპექტრის ანალიზატორის შეყვანაში. ეს ინსტრუმენტი იწერს დროის ფუნქციას და დაშლის ვიბრაციული პროცესის სპექტრს (იხ. სურ. 3.4), რომლის ანალიზი საშუალებას იძლევა განისაზღვროს ობიექტის ბუნებრივი ვიბრაციების სიხშირე (სიხშირეები).

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

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

3.1.3.2. Determining Natural Frequencies of Supports in Coasting Mode

ზოგიერთ შემთხვევაში, საყრდენების ბუნებრივი სიხშირეების დადგენა შესაძლებელია ვიბრაციის ამპლიტუდისა და ფაზის ციკლური გაზომვით "ნაპირზე". ამ მეთოდის განხორციელებისას, შესწავლილ მანქანაზე დამონტაჟებული როტორი თავდაპირველად აჩქარებულია მაქსიმალურ ბრუნვის სიჩქარემდე, რის შემდეგაც მისი ამძრავი ითიშება და როტორის დისბალანსთან დაკავშირებული შემაშფოთებელი ძალის სიხშირე თანდათან მცირდება მაქსიმალურიდან გაჩერების წერტილამდე.

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

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

"Balanset" სერიის მოწყობილობებში, "ვიბრომეტრის" რეჟიმი ("Balanset 1") ან "ბალანსირების. მონიტორინგის" რეჟიმი ("Balanset 2C" და "Balanset 4") შეიძლება გამოყენებულ იქნას "სანაპიროზე" არსებული ობიექტების ბუნებრივი სიხშირეების დასადგენად, რაც საშუალებას იძლევა როტორის ბრუნვის სიხშირეზე ვიბრაციის ამპლიტუდისა და ფაზის ციკლური გაზომვების.

გარდა ამისა, "Balanset 1"-ის პროგრამული უზრუნველყოფა დამატებით მოიცავს სპეციალიზებულ "Graphs. Coasting" რეჟიმს, რომელიც საშუალებას იძლევა, ააგოთ სანაპიროზე საყრდენი ვიბრაციების ამპლიტუდისა და ფაზის ცვლილებების გრაფიკები ბრუნვის სიხშირის ცვლილების ფუნქციის მიხედვით, რაც მნიშვნელოვნად ამარტივებს რეზონანსების დიაგნოსტიკის პროცესს.

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

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

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

3.1.2. Calculating Natural Frequencies of Supports by Computational Methods

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

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

საყრდენების ბუნებრივი სიხშირეების ვერტიკალური მიმართულებით გამოთვლა მოითხოვს უფრო რთული გამოთვლის ტექნიკის გამოყენებას, რომელიც (საყრდენისა და თავად დაბალანსებული როტორის პარამეტრების გარდა) უნდა ითვალისწინებდეს ჩარჩოს პარამეტრებს და მანქანის საძირკველზე დამონტაჟების სპეციფიკას. ეს მეთოდი ამ პუბლიკაციაში არ არის განხილული. ფორმულა 3.1-ის ანალიზი საშუალებას იძლევა რამდენიმე მარტივი რეკომენდაციის გაკეთების, რომლებიც მანქანების დიზაინერებმა უნდა გაითვალისწინონ თავიანთ პრაქტიკულ საქმიანობაში. კერძოდ, საყრდენის ბუნებრივი სიხშირე შეიძლება შეიცვალოს მისი სიხისტის და/ან მასის შეცვლით. სიხისტის გაზრდა ზრდის საყრდენის ბუნებრივ სიხშირეს, ხოლო მასის გაზრდა ამცირებს მას. ამ ცვლილებებს აქვთ არაწრფივი, კვადრატულ-შებრუნებული დამოკიდებულება. მაგალითად, საყრდენის სიხისტის გაორმაგება ზრდის მის ბუნებრივ სიხშირეს მხოლოდ 1.4-ჯერ. ანალოგიურად, საყრდენის მოძრავი ნაწილის მასის გაორმაგება ამცირებს მის ბუნებრივ სიხშირეს მხოლოდ 1.4-ჯერ.

3.1.4.1. Soft Bearing Machines with Flat Plate Springs

ბრტყელი ზამბარებით დამზადებული დაბალანსების მანქანების საყრდენების რამდენიმე კონსტრუქციული ვარიაცია განხილულია ზემოთ, 2.1 ნაწილში და ილუსტრირებულია ნახაზებზე 2.7 - 2.9. ჩვენი ინფორმაციით, ასეთი კონსტრუქციები ყველაზე ხშირად გამოიყენება წამყვანი ლილვების დაბალანსებისთვის განკუთვნილ მანქანებში.

მაგალითად, განვიხილოთ ერთ-ერთი კლიენტის (შპს "როსტ-სერვისი", სანქტ-პეტერბურგი) მიერ საკუთარი მანქანების საყრდენების დამზადებისას გამოყენებული ზამბარის პარამეტრები. ეს მანქანა განკუთვნილი იყო 2, 3 და 4 საყრდენიანი წამყვანი ლილვების დაბალანსებისთვის, რომელთა მასა არ აღემატებოდა 200 კგ-ს. კლიენტის მიერ შერჩეული მანქანის წამყვანი და ამოძრავებული შპინდელების საყრდენებში გამოყენებული ზამბარების გეომეტრიული ზომები (სიმაღლე * სიგანე * სისქე) შესაბამისად 300*200*3 მმ იყო.

"Balanset 4" აპარატის სტანდარტული საზომი სისტემის გამოყენებით დარტყმითი აგზნების მეთოდით ექსპერიმენტულად განსაზღვრული დაუტვირთავი საყრდენის ბუნებრივი სიხშირე 11-12 ჰც-ის ტოლი აღმოჩნდა. საყრდენების ვიბრაციის ასეთი ბუნებრივი სიხშირის დროს, დაბალანსებული როტორის რეკომენდებული ბრუნვის სიხშირე დაბალანსების დროს არ უნდა იყოს 22-24 ჰც-ზე (1320 – 1440 ბრ/წთ) დაბალი.

იმავე მწარმოებლის მიერ შუალედურ საყრდენებზე გამოყენებული ბრტყელი ზამბარების გეომეტრიული ზომები შესაბამისად 200*200*3 მმ იყო. უფრო მეტიც, როგორც კვლევებმა აჩვენა, ამ საყრდენების ბუნებრივი სიხშირეები უფრო მაღალი იყო და 13-14 ჰც-ს აღწევდა.

ტესტის შედეგების საფუძველზე, დანადგარის მწარმოებლებს ურჩიეს, გაესწორებინათ (გათანაბრებინათ) შპინდელისა და შუალედური საყრდენების ბუნებრივი სიხშირეები. ამან ხელი უნდა შეუწყოს დაბალანსების დროს წამყვანი ლილვების ოპერაციული ბრუნვის სიხშირეების დიაპაზონის შერჩევას და თავიდან აიცილოს საზომი სისტემის ჩვენებების პოტენციური არასტაბილურობა, რაც გამოწვეულია საყრდენების რეზონანსული ვიბრაციების არეალში მოხვედრით.

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

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

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

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

Figure 3.6. Design Variation of a Support on Flat Springs

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

რბილი საკისრების მქონე მანქანების საყრდენებისთვის განკუთვნილი ბრტყელი ზამბარები უნდა იყოს დამზადებული ფოთლოვანი ზამბარის ან მაღალი ხარისხის შენადნობის ფოლადისგან. არ არის მიზანშეწონილი დაბალი დენადობის ზღვარის მქონე ჩვეულებრივი კონსტრუქციული ფოლადების გამოყენება, რადგან მათ შეიძლება განუვითარდეთ ნარჩენი დეფორმაცია ექსპლუატაციის დროს სტატიკური და დინამიური დატვირთვების ზემოქმედების ქვეშ, რაც გამოიწვევს მანქანის გეომეტრიული სიზუსტის შემცირებას და საყრდენის სტაბილურობის დაკარგვასაც კი.

300-500 კგ-ზე ნაკლები დაბალანსებული როტორის მასის მქონე მანქანებისთვის, საყრდენის სისქე შეიძლება გაიზარდოს 30-40 მმ-მდე, ხოლო 1000-დან 3000 კგ-მდე მაქსიმალური მასის მქონე როტორების დაბალანსებისთვის განკუთვნილი მანქანებისთვის, საყრდენის სისქე შეიძლება მიაღწიოს 50-60 მმ ან მეტს. როგორც ზემოთ აღნიშნული საყრდენების დინამიური მახასიათებლების ანალიზი აჩვენებს, მათი ბუნებრივი ვიბრაციის სიხშირეები, რომლებიც იზომება განივი სიბრტყით ("მოქნილი" და "ხისტი" ნაწილების ფარდობითი დეფორმაციების გაზომვის სიბრტყე), ჩვეულებრივ აღემატება 100 ჰც-ს ან მეტს. მყარი საყრდენი სადგამების ბუნებრივი ვიბრაციის სიხშირეები შუბლის სიბრტყეში, რომელიც იზომება დაბალანსებული როტორის ბრუნვის ღერძთან ემთხვევა მიმართულებით, ჩვეულებრივ მნიშვნელოვნად დაბალია. და სწორედ ეს სიხშირეები უნდა იქნას გათვალისწინებული ძირითადად მანქანაზე დაბალანსებული მბრუნავი როტორების სამუშაო სიხშირის ზედა ზღვრის განსაზღვრისას. როგორც ზემოთ აღინიშნა, ამ სიხშირეების განსაზღვრა შეიძლება განხორციელდეს 3.1 ნაწილში აღწერილი დარტყმითი აგზნების მეთოდით.

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

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

3.1.4.2. Soft Bearing Machine Supports with Suspension on Strip Springs

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

ზოლიანი ზამბარის საკიდრების გამოყენებით ბალანსირების მანქანების სტრუქტურული განხორციელების მაგალითები ნაჩვენებია ნახაზებზე 2.1 - 2.5 (იხ. ნაწილი 2.1), ასევე ამ ნაწილის ნახაზებზე 3.7 და 3.8.

3.1.4.4. მანქანების მყარი საკისრების საყრდენები

როგორც კლიენტებთან ჩვენი ვრცელი გამოცდილება აჩვენებს, თვითნაკეთი ბალანსირების მწარმოებლების მნიშვნელოვანმა ნაწილმა ბოლო დროს უპირატესობა მიანიჭა მყარი საყრდენებით დამონტაჟებულ მყარი საკისრების მქონე მანქანებს. 2.2 ნაწილში, ნახაზები 2.16 – 2.18 ასახავს ასეთი საყრდენების გამოყენებით გამოყენებული მანქანების სხვადასხვა სტრუქტურული დიზაინის ფოტოებს. ნახ. 3.10-ზე წარმოდგენილია ხისტი საყრდენის ტიპიური ესკიზი, რომელიც ჩვენი ერთ-ერთი კლიენტის მიერ შემუშავებულია მათი მანქანის კონსტრუქციისთვის. ეს საყრდენი შედგება ბრტყელი ფოლადის ფირფიტისგან P-ფორმის ღარით, რომელიც პირობითად ყოფს საყრდენს "მყარ" და "მოქნილ" ნაწილებად. დისბალანსის ძალის გავლენით, საყრდენის "მოქნილ" ნაწილს შეუძლია დეფორმაცია მოახდინოს მის "მყარ" ნაწილთან მიმართებაში. ამ დეფორმაციის სიდიდე, რომელიც განისაზღვრება საყრდენის სისქით, ღარების სიღრმით და საყრდენის "მოქნილი" და "მყარი" ნაწილების დამაკავშირებელი ხიდის სიგანით, შეიძლება გაიზომოს მანქანის საზომი სისტემის შესაბამისი სენსორების გამოყენებით. ასეთი საყრდენების განივი სიხისტის გამოსათვლელი მეთოდის არარსებობის გამო, P-ფორმის ღარის სიღრმის h, ხიდის სიგანის t, ასევე საყრდენის სისქის r გათვალისწინებით (იხ. სურ. 3.10), ეს საპროექტო პარამეტრები, როგორც წესი, ექსპერიმენტულად განისაზღვრება დეველოპერების მიერ.

300-500 კგ-ზე ნაკლები დაბალანსებული როტორის მასის მქონე მანქანებისთვის, საყრდენის სისქე შეიძლება გაიზარდოს 30-40 მმ-მდე, ხოლო 1000-დან 3000 კგ-მდე მაქსიმალური მასის მქონე როტორების დაბალანსებისთვის განკუთვნილი მანქანებისთვის, საყრდენის სისქე შეიძლება მიაღწიოს 50-60 მმ-ს ან მეტს. როგორც ზემოთ აღნიშნული საყრდენების დინამიური მახასიათებლების ანალიზი აჩვენებს, მათი ბუნებრივი ვიბრაციის სიხშირეები, რომლებიც იზომება განივი სიბრტყით ("მოქნილი" და "ხისტი" ნაწილების ფარდობითი დეფორმაციების გაზომვის სიბრტყე), ჩვეულებრივ აღემატება 100 ჰც-ს ან მეტს. მყარი საყრდენი სადგამების ბუნებრივი ვიბრაციის სიხშირეები შუბლის სიბრტყეში, რომელიც იზომება დაბალანსებული როტორის ბრუნვის ღერძთან ემთხვევა მიმართულებით, ჩვეულებრივ მნიშვნელოვნად დაბალია. და სწორედ ეს სიხშირეები უნდა იქნას გათვალისწინებული ძირითადად მანქანაზე დაბალანსებული მბრუნავი როტორების სამუშაო სიხშირის ზედა ზღვრის განსაზღვრისას.

სურათი 3.26. მეორადი ხრახნიანი საწოლის გამოყენების მაგალითი მძიმე ტარების აპარატის წარმოებისთვის ბალანსირებისთვის.

სურათი 3.27. მეორადი ხრახნიანი საწოლის გამოყენების მაგალითი ლილვების დასაბალანსებლად რბილი ტარების აპარატის წარმოებისთვის.

სურათი 3.28. არხებიდან აწყობილი საწოლის დამზადების მაგალითი

სურათი 3.29. არხებიდან შედუღებული საწოლის დამზადების მაგალითი

სურათი 3.30. არხებიდან შედუღებული საწოლის დამზადების მაგალითი

სურათი 3.31. პოლიმერული ბეტონისგან დამზადებული დამაბალანსებელი მანქანის საწოლის მაგალითი

როგორც წესი, ასეთი საწოლების დამზადებისას, მათი ზედა ნაწილი გამაგრებულია ფოლადის ჩანართებით, რომლებიც გამოიყენება სახელმძღვანელოებად, რომლებზეც დაფუძნებულია ბალანსირების მანქანის საყრდენი სადგამები. ბოლო დროს ფართოდ გამოიყენება პოლიმერული ბეტონისგან დამზადებული საწოლები ვიბრაციის საწინააღმდეგო საფარით. საწოლების დამზადების ეს ტექნოლოგია კარგად არის აღწერილი ინტერნეტში და მისი მარტივად დანერგვა შესაძლებელია თვითნაკეთი მწარმოებლების მიერ. შედარებითი სიმარტივისა და წარმოების დაბალი ღირებულების გამო, ამ საწოლებს აქვთ რამდენიმე ძირითადი უპირატესობა ლითონის ანალოგებთან შედარებით:

• ვიბრაციული რხევების უფრო მაღალი დემპირების კოეფიციენტი;
• დაბალი თბოგამტარობა, რაც უზრუნველყოფს საწოლის მინიმალურ თერმული დეფორმაციას;
• მაღალი კოროზიის წინააღმდეგობა;
• შინაგანი სტრესის არარსებობა.

3.1.4.3. Soft Bearing Machine Supports Made Using Cylindrical Springs

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

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

3.1.4.4. მანქანების მყარი საკისრების საყრდენები

როგორც კლიენტებთან ჩვენი ვრცელი გამოცდილება აჩვენებს, თვითნაკეთი ბალანსირების მწარმოებლების მნიშვნელოვანმა ნაწილმა ბოლო დროს უპირატესობა მიანიჭა მყარი საყრდენებით დამონტაჟებულ მყარი საკისრების მქონე მანქანებს. 2.2 ნაწილში, ნახაზები 2.16 – 2.18 ასახავს ასეთი საყრდენების გამოყენებით გამოყენებული მანქანების სხვადასხვა სტრუქტურული დიზაინის ფოტოებს. ნახ. 3.10-ზე წარმოდგენილია ხისტი საყრდენის ტიპიური ესკიზი, რომელიც ჩვენი ერთ-ერთი კლიენტის მიერ შემუშავებულია მათი მანქანის კონსტრუქციისთვის. ეს საყრდენი შედგება ბრტყელი ფოლადის ფირფიტისგან P-ფორმის ღარით, რომელიც პირობითად ყოფს საყრდენს "მყარ" და "მოქნილ" ნაწილებად. დისბალანსის ძალის გავლენით, საყრდენის "მოქნილ" ნაწილს შეუძლია დეფორმაცია მოახდინოს მის "მყარ" ნაწილთან მიმართებაში. ამ დეფორმაციის სიდიდე, რომელიც განისაზღვრება საყრდენის სისქით, ღარების სიღრმით და საყრდენის "მოქნილი" და "მყარი" ნაწილების დამაკავშირებელი ხიდის სიგანით, შეიძლება გაიზომოს მანქანის საზომი სისტემის შესაბამისი სენსორების გამოყენებით. ასეთი საყრდენების განივი სიხისტის გამოსათვლელი მეთოდის არარსებობის გამო, P-ფორმის ღარის სიღრმის h, ხიდის სიგანის t, ასევე საყრდენის სისქის r გათვალისწინებით (იხ. სურ. 3.10), ეს საპროექტო პარამეტრები, როგორც წესი, ექსპერიმენტულად განისაზღვრება დეველოპერების მიერ.

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

ჩვენი კლიენტების საკუთარი მანქანებისთვის დამზადებული ასეთი საყრდენების სხვადასხვა განხორციელების ამსახველი ფოტოები წარმოდგენილია ნახაზებზე 3.11 და 3.12. ჩვენი რამდენიმე კლიენტისგან, რომლებიც მანქანების მწარმოებლები არიან, მიღებული მონაცემების შეჯამებით, შესაძლებელია სხვადასხვა ზომისა და დატვირთვის ტევადობის მანქანებისთვის დადგენილი საყრდენების სისქის მოთხოვნების ჩამოყალიბება. მაგალითად, 0.1-დან 50-100 კგ-მდე წონის როტორების დაბალანსებისთვის განკუთვნილი მანქანებისთვის, საყრდენის სისქე შეიძლება იყოს 20 მმ.

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

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

300-500 კგ-ზე ნაკლები დაბალანსებული როტორის მასის მქონე მანქანებისთვის, საყრდენის სისქე შეიძლება გაიზარდოს 30-40 მმ-მდე, ხოლო 1000-დან 3000 კგ-მდე მაქსიმალური მასის მქონე როტორების დაბალანსებისთვის განკუთვნილი მანქანებისთვის, საყრდენის სისქე შეიძლება მიაღწიოს 50-60 მმ ან მეტს. როგორც ზემოთ აღნიშნული საყრდენების დინამიური მახასიათებლების ანალიზი აჩვენებს, მათი ბუნებრივი ვიბრაციის სიხშირეები, რომლებიც იზომება განივი სიბრტყით ("მოქნილი" და "ხისტი" ნაწილების ფარდობითი დეფორმაციების გაზომვის სიბრტყე), ჩვეულებრივ აღემატება 100 ჰც-ს ან მეტს. მყარი საყრდენი სადგამების ბუნებრივი ვიბრაციის სიხშირეები შუბლის სიბრტყეში, რომელიც იზომება დაბალანსებული როტორის ბრუნვის ღერძთან ემთხვევა მიმართულებით, ჩვეულებრივ მნიშვნელოვნად დაბალია. და სწორედ ეს სიხშირეები უნდა იქნას გათვალისწინებული ძირითადად მანქანაზე დაბალანსებული მბრუნავი როტორების სამუშაო სიხშირის ზედა ზღვრის განსაზღვრისას. როგორც ზემოთ აღინიშნა, ამ სიხშირეების განსაზღვრა შეიძლება განხორციელდეს 3.1 ნაწილში აღწერილი დარტყმითი აგზნების მეთოდით.

3.2. Supporting Assemblies of Balancing Machines

3.2.1. Main Types of Supporting Assemblies

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

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

3.2.1.1. Prismatic Supporting Assemblies

ეს შეკრებები, რომლებსაც აქვთ სხვადასხვა დიზაინის ვარიანტი, ჩვეულებრივ დამონტაჟებულია მცირე და საშუალო ზომის მანქანების საყრდენებზე, რომლებზეც შესაძლებელია 50-100 კგ-ზე ნაკლები მასის მქონე როტორების დაბალანსება. პრიზმული საყრდენი შეკრების უმარტივესი ვერსიის მაგალითი წარმოდგენილია ნახაზ 3.13-ში. ეს საყრდენი შეკრება დამზადებულია ფოლადისგან და გამოიყენება ტურბინის დაბალანსების მანქანაზე. მცირე და საშუალო ზომის დაბალანსების მანქანების მრავალი მწარმოებელი, პრიზმული საყრდენი შეკრებების წარმოებისას, უპირატესობას ანიჭებს არამეტალური მასალების (დიელექტრიკების) გამოყენებას, როგორიცაა ტექსტოლიტი, ფტორპლასტიკი, კაპროლონი და ა.შ.

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

მსგავსი საყრდენი კონსტრუქციები (იხ. ზემოთ მოცემული სურათი 3.8) განხორციელებულია, მაგალითად, გ. გლაზოვის მიერ თავის მანქანაში, რომელიც ასევე განკუთვნილია საავტომობილო ტურბინების დაბალანსებისთვის. ფტორპლასტიკისგან დამზადებული პრიზმული საყრდენი კონსტრუქციის ორიგინალური ტექნიკური გადაწყვეტა (იხ. სურათი 3.14) შემოთავაზებულია შპს "ტექნობალანსის" მიერ.

სურ. 3.14. შპს "ტექნობალანსის" მიერ დამზადებული პრიზმული საყრდენის ასამბლეა"

ეს კონკრეტული საყრდენი კონსტრუქცია ფორმირებულია ორი ცილინდრული სახელოს 1 და 2 გამოყენებით, რომლებიც დამონტაჟებულია ერთმანეთთან კუთხით და დამაგრებულია საყრდენ ღერძებზე. დაბალანსებული როტორი ეხება სახელოს ზედაპირებს ცილინდრების გენერაციის ხაზების გასწვრივ, რაც მინიმუმამდე ამცირებს როტორის ლილვსა და საყრდენს შორის შეხების არეს, შესაბამისად, ამცირებს საყრდენში ხახუნის ძალას. საჭიროების შემთხვევაში, როტორის ლილვთან შეხების არეში საყრდენი ზედაპირის ცვეთის ან დაზიანების შემთხვევაში, ცვეთის კომპენსაციის შესაძლებლობა უზრუნველყოფილია სახელოს მისი ღერძის გარშემო გარკვეული კუთხით ბრუნვით. უნდა აღინიშნოს, რომ არამეტალური მასალებისგან დამზადებული საყრდენი კონსტრუქციების გამოყენებისას აუცილებელია სტრუქტურულად გათვალისწინებულ იქნას დაბალანსებული როტორის დამიწების შესაძლებლობა მანქანის კორპუსთან, რაც გამორიცხავს მუშაობის დროს ძლიერი სტატიკური ელექტროენერგიის მუხტების წარმოქმნის რისკს. ეს, პირველ რიგში, ხელს უწყობს ელექტრული ჩარევის და დარღვევების შემცირებას, რომლებმაც შეიძლება გავლენა მოახდინონ მანქანის საზომი სისტემის მუშაობაზე და მეორეც, გამორიცხავს პერსონალის სტატიკური ელექტროენერგიის ზემოქმედებით ზემოქმედების რისკს.

3.2.1.2. Roller Supporting Assemblies

ეს შეკრებები, როგორც წესი, დამონტაჟებულია 50 კილოგრამზე მეტი და მეტი მასის მქონე როტორების დაბალანსებისთვის განკუთვნილი მანქანების საყრდენებზე. მათი გამოყენება მნიშვნელოვნად ამცირებს ხახუნის ძალებს საყრდენებში პრიზმატულ საყრდენებთან შედარებით, რაც ხელს უწყობს დაბალანსებული როტორის ბრუნვას. მაგალითად, ნახაზი 3.15 გვიჩვენებს საყრდენი შეკრების დიზაინის ვარიანტს, სადაც პროდუქტის პოზიციონირებისთვის გამოიყენება ლილვაკები. ამ დიზაინში, სტანდარტული მოძრავი საკისრები გამოიყენება ლილვაკების 1 და 2 სახით, რომელთა გარე რგოლები ბრუნავს მანქანის საყრდენის 3 კორპუსში დაფიქსირებულ სტაციონარულ ღერძებზე. ნახაზი 3.16 ასახავს ლილვაკის საყრდენი შეკრების უფრო რთული დიზაინის ესკიზს, რომელიც მათ პროექტში განახორციელა დაბალანსების მანქანების ერთ-ერთმა თვითნაკეთმა მწარმოებელმა. როგორც ნახაზიდან ჩანს, როლიკერის (და შესაბამისად, მთლიანად საყრდენი კონსტრუქციის) დატვირთვის ტევადობის გაზრდის მიზნით, როლიკერის კორპუსში 3 დამონტაჟებულია მოძრავი საკისრების წყვილი 1 და 2. ამ დიზაინის პრაქტიკული განხორციელება, მისი ყველა აშკარა უპირატესობის მიუხედავად, საკმაოდ რთულ ამოცანად გვევლინება, რაც დაკავშირებულია როლიკერის კორპუსის 3 დამოუკიდებელი დამზადების საჭიროებასთან, რომელსაც ძალიან მაღალი მოთხოვნები ეკისრება გეომეტრიული სიზუსტისა და მასალის მექანიკური მახასიათებლების მიმართ.

Fig. 3.15. Example of Roller Supporting Assembly Design

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

სურათი 3.17 წარმოადგენს თვითგასწორებადი ლილვაკების საყრდენი შეკრების დიზაინის ვარიანტს, რომელიც შემუშავებულია შპს "ტექნობალანსის" სპეციალისტების მიერ. ამ კონსტრუქციაში, ლილვაკების თვითგასწორების შესაძლებლობა მიიღწევა მათთვის თავისუფლების ორი დამატებითი ხარისხის მინიჭებით, რაც ლილვაკებს საშუალებას აძლევს განახორციელონ მცირე კუთხოვანი მოძრაობები X და Y ღერძების გარშემო. ასეთი საყრდენი შეკრებები, რომლებიც უზრუნველყოფენ დაბალანსებული როტორების დამონტაჟების მაღალ სიზუსტეს, ჩვეულებრივ რეკომენდებულია მძიმე ბალანსირების მანქანების საყრდენებზე გამოსაყენებლად.

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

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

პრაქტიკაში, ამას ყოველთვის ცნობილი მწარმოებლებიც კი ვერ აღწევენ. მაგალითად, ავტორის მიერ H8V მოდელის, ბრენდის "K. Shenk"-ის ბალანსირების მანქანის სათადარიგო ნაწილებად შეძენილი ახალი ლილვაკების საყრდენი შეკრებების კომპლექტის რადიალური გადინების ტესტირების დროს, მათი ლილვაკების რადიალურმა გადინებამ 10-11 მიკრონს მიაღწია.

3.2.1.3. Spindle Supporting Assemblies

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

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

შპინდელების დიზაინისა და წარმოების თეორია და პრაქტიკა საკმაოდ კარგად არის განვითარებული და ასახულია პუბლიკაციების ფართო სპექტრში, რომელთა შორის, დეველოპერებისთვის ყველაზე სასარგებლო და ხელმისაწვდომი მონოგრაფია "ლითონის საჭრელი დაზგების დეტალები და მექანიზმები" [1], რომლის რედაქტორიც ინჟინერიის დოქტორი დ.ნ. რეშეტოვი იყო.

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

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

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

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

ამ მოთხოვნების პრაქტიკული განხორციელება დეტალურად არის აღწერილი ნაშრომის [1] VI ნაწილში "შპინდელები და მათი საყრდენები".

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

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

სურათი 3.23. ამოძრავებული (უკანა) შპინდელის დიზაინის შესრულების მაგალითი

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

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

3.2.1.3.4. ღერძის სიხისტისა და რადიალური გადახრის გამოთვლა

ღერძის სიმტკიცისა და მოსალოდნელი რადიალური გადახრის დასადგენად შეიძლება გამოყენებულ იქნას ფორმულა 3.4 (იხილეთ გაანგარიშების სქემა სურათ 3.24-ზე):

where:

• Y - spindle-ის ელასტიური გადაადგილება spindle-ის კონსოლის ბოლოში, სმ;
• P - spindle კონსოლზე მოქმედი გამოთვლილი დატვირთვა, კგ;
• ა - ღერძის უკანა საკისრის საყრდენი;
• B - ღერძის წინა საკისრის საყრდენი;
• გ - ღერძის კონსოლის სიგრძე, სმ;
• გ - მანძილი ღერძის A და B საყრდენებს შორის, სმ;
• J1 - საყრდენებს შორის spindle მონაკვეთის ინერციის საშუალო მომენტი, სმ⁴;
• J2 - spindle კონსოლის მონაკვეთის ინერციის საშუალო მომენტი, სმ⁴;
• ჯბ და ჯა - შპინდელის წინა და უკანა საყრდენების საკისრების სიმტკიცე, შესაბამისად, კგ/სმ.

ფორმულის 3.4 ტრანსფორმირებით, spindle ასამბლეის სიხისტის სასურველი გამოთვლილი მნიშვნელობა jшп შეიძლება განისაზღვროს:

სამუშაოს რეკომენდაციების გათვალისწინებით [1] საშუალო ზომის დამაბალანსებელი მანქანებისთვის, ეს მნიშვნელობა არ უნდა იყოს 50 კგ/მკმ-ზე დაბლა.

რადიალური გადინების გამოსათვლელად გამოიყენება ფორმულა 3.5:

where:

• Δ არის რადიალური გამონადენი ღეროს კონსოლის ბოლოს, μm;
• ΔB არის წინა ღეროს საკისრის რადიალური გამონადენი, μm;
• ΔA არის უკანა შპინდლის საკისრის რადიალური გადინება, μm;
• g არის spindle კონსოლის სიგრძე, სმ;
• c არის მანძილი A და B საყრდენებს შორის, სმ.

3.2.1.3.5. Spindle Balance მოთხოვნების უზრუნველყოფა

ბალანსირების მანქანების შპინდელის შეკრებები კარგად უნდა იყოს დაბალანსებული, რადგან ნებისმიერი ფაქტობრივი დისბალანსი გადაეცემა დაბალანსებულ როტორს დამატებითი შეცდომის სახით. შპინდელის ნარჩენი დისბალანსისთვის ტექნოლოგიური ტოლერანტობის დადგენისას, ზოგადად რეკომენდებულია, რომ მისი დაბალანსების სიზუსტის კლასი მინიმუმ 1-2 კლასით მაღალი იყოს მანქანაზე დაბალანსებული პროდუქტის სიზუსტეზე.

ზემოთ განხილული შტრიხების დიზაინის მახასიათებლების გათვალისწინებით, მათი დაბალანსება უნდა განხორციელდეს ორ სიბრტყეში.

3.2.1.3.6. ტარების ტევადობისა და გამძლეობის მოთხოვნების უზრუნველყოფა სპინდლის საკისრებისთვის

შპინდელების დიზაინის შექმნისა და საკისრების ზომების შერჩევისას, სასურველია წინასწარ შეფასდეს საკისრების გამძლეობა და დატვირთვის ტევადობა. ამ გამოთვლების ჩატარების მეთოდოლოგია დეტალურად არის აღწერილი ISO 18855-94 (ISO 281-89) "მოძრავი საკისრები - დინამიური დატვირთვის ნომინალური მაჩვენებლები და ვარგისიანობის ვადა" [3], ასევე მრავალრიცხოვან (მათ შორის ციფრულ) მოძრავი საკისრების სახელმძღვანელოში.

3.2.1.3.7. სპინდლის საკისრების მისაღები გათბობის მოთხოვნების უზრუნველყოფა

სამუშაოდან მიღებული რეკომენდაციების მიხედვით [1], ღეროების საკისრების გარე რგოლების მაქსიმალური დასაშვები გათბობა არ უნდა აღემატებოდეს 70°C-ს. თუმცა, მაღალი ხარისხის დაბალანსების უზრუნველსაყოფად, გარე რგოლების რეკომენდებული გათბობა არ უნდა აღემატებოდეს 40-45°C-ს.

3.2.1.3.8. ქამრის ამძრავის ტიპის არჩევა და საყრდენი საყრდენის დიზაინი სპინდლისთვის

დამაბალანსებელი მანქანის მამოძრავებელი შტრიხის დაპროექტებისას რეკომენდებულია მისი ბრუნვის უზრუნველყოფა ბრტყელი ქამრის ამძრავის გამოყენებით. ასეთი დისკის სწორი გამოყენების მაგალითი სპინდლის მუშაობისთვის წარმოდგენილია ნახატები 3.20 და 3.23. V-სფერული ან კბილანიანი ღვედური ამძრავების გამოყენება არასასურველია, რადგან მათ შეუძლიათ დამატებითი დინამიური დატვირთვები დააკისრონ შპინდელს ღვედებსა და ბორბლებში გეომეტრიული უზუსტობების გამო, რამაც, თავის მხრივ, შეიძლება გამოიწვიოს დამატებითი გაზომვის შეცდომები ბალანსირების დროს. ბრტყელი ამძრავი ღვედებისთვის განკუთვნილი ბორბლების რეკომენდებული მოთხოვნები გაწერილია ISO 17383-73 სტანდარტში "ბრტყელი ამძრავი ღვედების ბორბლები" [4].

ამძრავი ბორბალი უნდა იყოს განლაგებული შპინდლის უკანა ბოლოში, რაც შეიძლება ახლოს ტარების კრებულთან (მინიმალური შესაძლო გადახურვით). საპროექტო გადაწყვეტილება საბურავის ზედ დაკიდების შესახებ, მიღებული შტრიხის წარმოებაში ნაჩვენები სურათი 3.19, შეიძლება ჩაითვალოს წარუმატებლად, რადგან ეს მნიშვნელოვნად ზრდის დინამიური დისკის დატვირთვის მომენტს, რომელიც მოქმედებს spindle საყრდენებზე.

ამ დიზაინის კიდევ ერთი მნიშვნელოვანი ნაკლი არის V-ღამრის ამძრავის გამოყენება, რომლის დამზადებისა და აწყობის უზუსტობები ასევე შეიძლება იყოს არასასურველი დამატებითი დატვირთვის წყარო ღერძზე.

3.3. საწოლი (ჩარჩო)

საწოლი არის დამაბალანსებელი მანქანის მთავარი დამხმარე სტრუქტურა, რომელზედაც დაფუძნებულია მისი ძირითადი ელემენტები, მათ შორის საყრდენი ბოძები და წამყვანი ძრავა. დამაბალანსებელი აპარატის საწოლის შერჩევისას ან წარმოებისას აუცილებელია უზრუნველყოს, რომ იგი აკმაყოფილებს რამდენიმე მოთხოვნას, მათ შორის აუცილებელ სიმტკიცეს, გეომეტრიულ სიზუსტეს, ვიბრაციის წინააღმდეგობას და მისი გიდების აცვიათ წინააღმდეგობას.

პრაქტიკა გვიჩვენებს, რომ საკუთარი საჭიროებისთვის მანქანების წარმოებისას ყველაზე ხშირად გამოიყენება შემდეგი საწოლის ვარიანტები:

• თუჯის საწოლები მეორადი ლითონის საჭრელი მანქანებისგან (ლათები, ხის დამუშავება და ა.შ.);
• არხებზე დაფუძნებული აწყობილი საწოლები, აწყობილი ჭანჭიკებიანი კავშირების გამოყენებით;
• არხებზე დაფუძნებული შედუღებული საწოლები;
• პოლიმერული ბეტონის საწოლები ვიბრაციის შთამნთქმელი საფარით.

სურათი 3.25. მეორადი ხის დამუშავების მანქანის საწოლის გამოყენების მაგალითი კარდანის ლილვების დასაბალანსებელი დანადგარის წარმოებისთვის.

3.4. დისკები ბალანსის მანქანებისთვის

როგორც გვიჩვენებს ჩვენი კლიენტების მიერ დამაბალანსებელი მანქანების წარმოებაში გამოყენებული დიზაინის გადაწყვეტილებების ანალიზი, ისინი ძირითადად ფოკუსირებულია ცვლადი სიხშირის დრაივებით აღჭურვილი AC ძრავების გამოყენებაზე დისკების დიზაინის დროს. ეს მიდგომა იძლევა რეგულირებადი ბრუნვის სიჩქარის ფართო დიაპაზონს დაბალანსებული როტორებისთვის მინიმალური ხარჯებით. ძირითადი წამყვანი ძრავების სიმძლავრე, რომელიც გამოიყენება დაბალანსებული როტორების დასატრიალებლად, ჩვეულებრივ შეირჩევა ამ როტორების მასის მიხედვით და შეიძლება იყოს დაახლოებით:

• 0.25 - 0.72 კვტ მანქანებისთვის, რომლებიც განკუთვნილია ≤ 5 კგ მასის მქონე როტორების დაბალანსებისთვის;
• 0.72 - 1.2 კვტ იმ მანქანებისთვის, რომლებიც განკუთვნილია > 5 ≤ 50 კგ მასის მქონე როტორების დაბალანსებისთვის;
• 1.2 - 1.5 კვტ იმ მანქანებისთვის, რომლებიც განკუთვნილია > 50 ≤ 100 კგ მასის მქონე როტორების დაბალანსებისთვის;
• 1.5 - 2.2 კვტ იმ მანქანებისთვის, რომლებიც განკუთვნილია როტორების დაბალანსებისთვის, რომელთა მასა > 100 ≤ 500 კგ;
• 2.2 - 5 კვტ იმ მანქანებისთვის, რომლებიც განკუთვნილია > 500 ≤ 1000 კგ მასის მქონე როტორების დაბალანსებისთვის;
• 5-7.5 კვტ იმ მანქანებისთვის, რომლებიც განკუთვნილია > 1000 ≤ 3000 კგ მასის მქონე როტორების დაბალანსებისთვის.

ეს ძრავები მკაცრად უნდა იყოს დამონტაჟებული მანქანის საწოლზე ან მის საძირკველზე. მანქანაზე (ან სამონტაჟო ადგილზე) დამონტაჟებამდე, მთავარი წამყვანი ძრავა, მის გამომავალ ლილვზე დამაგრებულ ბორბალთან ერთად, ფრთხილად უნდა იყოს დაბალანსებული. ცვლადი სიხშირის დისკით გამოწვეული ელექტრომაგნიტური ჩარევის შესამცირებლად, რეკომენდირებულია ქსელის ფილტრების დაყენება მის შესასვლელსა და გამომავალზე. ეს შეიძლება იყოს სტანდარტული თაროზე მომზადებული პროდუქტები, რომლებიც მოწოდებულია დისკების მწარმოებლების მიერ ან ხელნაკეთი ფილტრები, რომლებიც დამზადებულია ფერიტის რგოლების გამოყენებით.

4. Measuring Systems of Balancing Machines

ბალანსირების მანქანების მოყვარული მწარმოებლების უმეტესობა, რომლებიც დაუკავშირდებიან შპს "კინემატიკას" (ვიბრომერა), გეგმავენ ჩვენი კომპანიის მიერ წარმოებული "ბალანსეტის" სერიის საზომი სისტემების გამოყენებას თავიანთ დიზაინში. თუმცა, არსებობენ მომხმარებლები, რომლებიც გეგმავენ ასეთი საზომი სისტემების დამოუკიდებლად წარმოებას. ამიტომ, აზრი აქვს უფრო დეტალურად განვიხილოთ ბალანსირების მანქანის საზომი სისტემის კონსტრუქცია. ამ სისტემების მთავარი მოთხოვნაა ვიბრაციული სიგნალის ბრუნვითი კომპონენტის ამპლიტუდისა და ფაზის მაღალი სიზუსტის გაზომვების უზრუნველყოფა, რომელიც ჩნდება დაბალანსებული როტორის ბრუნვის სიხშირეზე. ეს მიზანი, როგორც წესი, მიიღწევა ტექნიკური გადაწყვეტილებების კომბინაციის გამოყენებით, მათ შორის:

• Use of vibration sensors with a high signal conversion coefficient;
• Use of modern laser phase angle sensors;
• Creation (or use) of hardware that allows for the amplification and digital conversion of sensor signals (primary signal processing);
• ვიბრაციული სიგნალის პროგრამული დამუშავების დანერგვა, რამაც უნდა უზრუნველყოს ვიბრაციული სიგნალის ბრუნვითი კომპონენტის მაღალი გარჩევადობის და სტაბილური ამოღება, რაც გამოიხატება დაბალანსებული როტორის ბრუნვის სიხშირეზე (მეორადი დამუშავება).

ქვემოთ განვიხილავთ ასეთი ტექნიკური გადაწყვეტილებების ცნობილ ვარიანტებს, რომლებიც განხორციელებულია რიგ ცნობილ დაბალანსების ინსტრუმენტებში.

4.1. Selection of Vibration Sensors

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

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

4.1.1. Vibration Acceleration Sensors

ვიბრაციის აჩქარების სენსორებს შორის ყველაზე ფართოდ გამოიყენება პიეზო და ტევადური (ჩიპური) აქსელერომეტრები, რომელთა ეფექტურად გამოყენება შესაძლებელია რბილი საკისრების ტიპის დაბალანსების მანქანებში. პრაქტიკაში, ზოგადად დასაშვებია ვიბრაციის აჩქარების სენსორების გამოყენება 10-დან 30 mV/(m/s²)-მდე გარდაქმნის კოეფიციენტებით (Kpr). დაბალანსების მანქანებში, რომლებიც განსაკუთრებით მაღალ დაბალანსების სიზუსტეს მოითხოვენ, მიზანშეწონილია გამოიყენოთ აქსელერომეტრები, რომელთა Kpr აღწევს 100 mV/(m/s²) და მეტ დონეს. პიეზო აქსელერომეტრების მაგალითზე, რომლებიც შეიძლება გამოყენებულ იქნას დაბალანსების მანქანებისთვის ვიბრაციის სენსორებად, ნახაზი 4.1 გვიჩვენებს შპს "იზმერიტელის" მიერ წარმოებულ DN3M1 და DN3M1V6 პიეზო აქსელერომეტრებს.

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

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

სურათი 4.2. შპს "კინემატიკას" (ვიბრომერა) მიერ წარმოებული ტევადობითი აქსელერომეტრები AD1

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

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

Figure 4.2. Capacitive Accelerometers AD 1, assembled.

სურათი 4.2. შპს "კინემატიკას" (ვიბრომერა) მიერ წარმოებული ტევადობითი აქსელერომეტრები AD1

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

Figure 4.3. Capacitive accelerometer board ADXL 345.

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

4.1.2. Vibration Velocity Sensors

4.1.2.1. Inductive Vibration Velocity Sensors.

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

Figure 4.4. Model 544M sensor by IRD Mechanalysis.

Figure 4.5. Model T77 sensor by Schenck

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

4.2. Phase Angle Sensors

ვიბრაციის გაზომვის პროცესის დაბალანსებული როტორის ბრუნვის კუთხესთან სინქრონიზაციისთვის გამოიყენება ფაზის კუთხის სენსორები, როგორიცაა ლაზერული (ფოტოელექტრული) ან ინდუქციური სენსორები. ეს სენსორები სხვადასხვა დიზაინით იწარმოება როგორც ადგილობრივი, ასევე საერთაშორისო მწარმოებლების მიერ. ამ სენსორების ფასების დიაპაზონი შეიძლება მნიშვნელოვნად განსხვავდებოდეს, დაახლოებით 40-დან 200 დოლარამდე. ასეთი მოწყობილობის მაგალითია "Diamex"-ის მიერ წარმოებული ფაზის კუთხის სენსორი, რომელიც ნაჩვენებია ნახაზ 4.11-ზე.

სურათი 4.11: ფაზის კუთხის სენსორი "Diamex"-ისგან"

კიდევ ერთი მაგალითის სახით, სურათი 4.12 გვიჩვენებს შპს "კინემატიკის" (ვიბრომერა) მიერ დანერგილ მოდელს, რომელიც ფაზური კუთხის სენსორებად იყენებს ჩინეთში წარმოებულ DT 2234C მოდელის ლაზერულ ტაქომეტრებს. The obvious advantages of this sensor include:

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

Figure 4.12: Laser Tachometer Model DT 2234C

ზოგიერთ შემთხვევაში, როდესაც ოპტიკური ლაზერული სენსორების გამოყენება რაიმე მიზეზით არასასურველია, ისინი შეიძლება შეიცვალოს ინდუქციური უკონტაქტო გადაადგილების სენსორებით, როგორიცაა ადრე ნახსენები ISAN E41A მოდელი ან სხვა მწარმოებლების მსგავსი პროდუქტები.

4.3. სიგნალის დამუშავების მახასიათებლები ვიბრაციის სენსორებში

ვიბრაციის სიგნალის მბრუნავი კომპონენტის ამპლიტუდისა და ფაზის ზუსტი გაზომვისთვის დამაბალანსებელ მოწყობილობებში, როგორც წესი, გამოიყენება ტექნიკისა და პროგრამული უზრუნველყოფის დამუშავების ხელსაწყოების კომბინაცია. ეს ხელსაწყოები იძლევა საშუალებას:

• სენსორის ანალოგური სიგნალის ფართოზოლოვანი აპარატურის ფილტრაცია;
• სენსორის ანალოგური სიგნალის გაძლიერება;
• ანალოგური სიგნალის ინტეგრირება და/ან ორმაგი ინტეგრაცია (საჭიროების შემთხვევაში);
• ანალოგური სიგნალის ვიწროზოლიანი ფილტრაცია თვალთვალის ფილტრის გამოყენებით;
• სიგნალის ანალოგური ციფრული გადაქცევა;
• ციფრული სიგნალის სინქრონული ფილტრაცია;
• ციფრული სიგნალის ჰარმონიული ანალიზი.

4.3.1. ფართოზოლოვანი სიგნალის ფილტრაცია

ეს პროცედურა აუცილებელია ვიბრაციის სენსორის სიგნალის გასაწმენდად პოტენციური ჩარევისგან, რომელიც შეიძლება წარმოიშვას მოწყობილობის სიხშირის დიაპაზონის როგორც ქვედა, ასევე ზედა საზღვრებში. ბალანსირების აპარატის საზომი მოწყობილობისთვის მიზანშეწონილია ზოლის გამტარობის ფილტრის ქვედა ზღვარი დააყენოს 2-3 ჰც-ზე, ხოლო ზედა ზღვარი 50 (100) ჰც-ზე. "ქვედა" ფილტრაცია ხელს უწყობს დაბალი სიხშირის ხმაურის ჩახშობას, რომელიც შეიძლება წარმოიშვას სხვადასხვა ტიპის სენსორული საზომი გამაძლიერებლების გამოსავალზე. "ზედა" ფილტრაცია გამორიცხავს ჩარევის შესაძლებლობას, რომელიც გამოწვეულია კომბინირებული სიხშირეებით და აპარატის ცალკეული მექანიკური კომპონენტების პოტენციური რეზონანსული ვიბრაციებით.

4.3.2. ანალოგური სიგნალის გაძლიერება სენსორიდან

თუ საჭიროა დაბალანსების აპარატის საზომი სისტემის მგრძნობელობის გაზრდა, ვიბრაციის სენსორებიდან საზომი ერთეულის შესასვლელამდე მიმავალი სიგნალების გაძლიერება შესაძლებელია. შესაძლებელია როგორც სტანდარტული გამაძლიერებლების გამოყენება მუდმივი გაძლიერებით, ასევე მრავალსაფეხურიანი გამაძლიერებლების გამოყენება, რომელთა გაძლიერების პროგრამულად შეცვლა შესაძლებელია სენსორიდან გამომავალი რეალური სიგნალის დონის მიხედვით. პროგრამირებადი მრავალსაფეხურიანი გამაძლიერებლის მაგალითია გამაძლიერებლები, რომლებიც დანერგილია ძაბვის საზომ გადამყვანებში, როგორიცაა E154 ან E14-140 შპს "L-Card"-ის მიერ.

4.3.3. ინტეგრაცია

როგორც უკვე აღვნიშნეთ, აპარატურის ინტეგრაცია და/ან ვიბრაციის სენსორის სიგნალების ორმაგი ინტეგრაცია რეკომენდებულია ბალანსის მანქანების საზომ სისტემებში. ამრიგად, ამაჩქარებლის საწყისი სიგნალი, ვიბრო-აჩქარების პროპორციული, შეიძლება გარდაიქმნას ვიბროს სიჩქარის პროპორციულ სიგნალად (ინტეგრაცია) ან ვიბრო-გადაადგილება (ორმაგი ინტეგრაცია). ანალოგიურად, ვიბროს სიჩქარის სენსორის სიგნალი ინტეგრაციის შემდეგ შეიძლება გარდაიქმნას სიგნალად, რომელიც პროპორციულია ვიბრო გადაადგილების.

4.3.4. ანალოგური სიგნალის ვიწროზოლიანი ფილტრაცია თვალთვალის ფილტრის გამოყენებით

დაბალანსების მანქანების საზომ სისტემებში ჩარევის შესამცირებლად და ვიბრაციული სიგნალის დამუშავების ხარისხის გასაუმჯობესებლად, შესაძლებელია ვიწროზოლოვანი თვალთვალის ფილტრების გამოყენება. ამ ფილტრების ცენტრალური სიხშირე ავტომატურად რეგულირდება დაბალანსებული როტორის ბრუნვის სიხშირეზე როტორის ბრუნვის სენსორის სიგნალის გამოყენებით. ასეთი ფილტრების შესაქმნელად შესაძლებელია თანამედროვე ინტეგრირებული სქემების გამოყენება, როგორიცაა "MAXIM"-ის MAX263, MAX264, MAX267, MAX268.

4.3.5. სიგნალების ანალოგური ციფრული კონვერტაცია

ანალოგურ-ციფრული გარდაქმნა უმნიშვნელოვანესი პროცედურაა, რომელიც უზრუნველყოფს ვიბრაციული სიგნალის დამუშავების ხარისხის გაუმჯობესების შესაძლებლობას ამპლიტუდისა და ფაზის გაზომვის დროს. ეს პროცედურა დანერგილია დაბალანსების მანქანების ყველა თანამედროვე საზომ სისტემაში. ასეთი ანალოგურ-ციფრული გადამყვანების ეფექტური დანერგვის მაგალითს წარმოადგენს შპს "L-Card"-ის ძაბვის საზომი გადამყვანები, ტიპი E154 ან E14-140, რომლებიც გამოიყენება შპს "კინემატიკსის" (ვიბრომერა) მიერ წარმოებული დაბალანსების მანქანების რამდენიმე საზომ სისტემაში. გარდა ამისა, შპს "კინემატიკას" (ვიბრომერა) აქვს გამოცდილება "Arduino" კონტროლერებზე დაფუძნებული უფრო იაფი მიკროპროცესორული სისტემების, "Microchip"-ის PIC18F4620 მიკროკონტროლერის და მსგავსი მოწყობილობების გამოყენების.

4.1.2.2. პიეზოელექტრული აქსელერომეტრების ბაზაზე დაფუძნებული ვიბრაციის სიჩქარის სენსორები

ამ ტიპის სენსორი სტანდარტული პიეზოელექტრული აქსელერომეტრისგან განსხვავდება იმით, რომ მის კორპუსში ჩაშენებული მუხტის გამაძლიერებელი და ინტეგრატორია, რაც საშუალებას აძლევს მას გამოსცეს ვიბრაციის სიჩქარის პროპორციული სიგნალი. მაგალითად, ადგილობრივი მწარმოებლების (კომპანია ZETLAB და შპს "ვიბროპრიბორი") მიერ წარმოებული პიეზოელექტრული ვიბრაციის სიჩქარის სენსორები ნაჩვენებია ნახაზებზე 4.6 და 4.7.

Figure 4.6. Model AV02 sensor by ZETLAB (Russia)

სურათი 4.7. შპს "ვიბროპრიბორის" მოდელის DVST 2 სენსორი"

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

4.1.3. Displacement Sensors

ბალანსირების მანქანების საზომ სისტემებში ასევე შეიძლება გამოყენებულ იქნას უკონტაქტო გადაადგილების სენსორები - ტევადური ან ინდუქციური. ამ სენსორებს შეუძლიათ მუშაობა სტატიკურ რეჟიმში, რაც საშუალებას იძლევა ვიბრაციული პროცესების რეგისტრაცია 0 ჰც-დან. მათი გამოყენება განსაკუთრებით ეფექტური შეიძლება იყოს დაბალი სიჩქარის როტორების დაბალანსების შემთხვევაში 120 ბრ/წთ და უფრო დაბალი ბრუნვის სიჩქარით. ამ სენსორების გარდაქმნის კოეფიციენტებმა შეიძლება მიაღწიოს 1000 მვ/მმ და მეტს, რაც უზრუნველყოფს მაღალ სიზუსტეს და გარჩევადობას გადაადგილების გაზომვისას, დამატებითი გაძლიერების გარეშეც კი. ამ სენსორების აშკარა უპირატესობაა მათი შედარებით დაბალი ღირებულება, რომელიც ზოგიერთი ადგილობრივი მწარმოებლისთვის არ აღემატება 1000 რუბლს. ბალანსირების მანქანების ამ სენსორების გამოყენებისას მნიშვნელოვანია გავითვალისწინოთ, რომ სენსორის მგრძნობიარე ელემენტსა და ვიბრირებადი ობიექტის ზედაპირს შორის ნომინალური სამუშაო უფსკრული შემოიფარგლება სენსორის ხვეულის დიამეტრით. მაგალითად, ნახაზ 4.8-ზე ნაჩვენები სენსორის, "TEKO"-ს მოდელის ISAN E41A-სთვის, მითითებული სამუშაო უფსკრული, როგორც წესი, 3.8-დან 4 მმ-მდეა, რაც ვიბრირებადი ობიექტის გადაადგილების ±2.5 მმ დიაპაზონში გაზომვის საშუალებას იძლევა.

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

4.1.4. Force Sensors

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

Figure 4.9. Force Sensor SD 1 by Kinematika LLC

სურათი 4.10: ძალის სენსორი ავტომობილის ბალანსირების აპარატებისთვის, გაყიდულია "STO Market"-ის მიერ"

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

4.4. ბალანსირების აპარატის, "Balanset 2"-ის საზომი სისტემის ფუნქციური სქემა"

"Balanset 2"-ის საზომი სისტემა წარმოადგენს ბალანსირების აპარატებში გაზომვისა და გამოთვლითი ფუნქციების ინტეგრირების თანამედროვე მიდგომას. ეს სისტემა უზრუნველყოფს კორექტირების წონების ავტომატურ გამოთვლას გავლენის კოეფიციენტის მეთოდის გამოყენებით და შეიძლება ადაპტირებული იყოს სხვადასხვა აპარატის კონფიგურაციისთვის.

ფუნქციური სქემა მოიცავს სიგნალის კონდიცირებას, ანალოგურ-ციფრულ გარდაქმნას, ციფრულ სიგნალის დამუშავებას და ავტომატური გამოთვლის ალგორითმებს. სისტემას შეუძლია მაღალი სიზუსტით გაუმკლავდეს როგორც ორსიბრტყიან, ასევე მრავალსიბრტყიან დაბალანსების სცენარებს.

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

მაკორექტირებელი წონების გაანგარიშება ეფუძნება გავლენის კოეფიციენტის მეთოდს, რომელიც განსაზღვრავს, თუ როგორ რეაგირებს როტორი სატესტო წონებზე სხვადასხვა სიბრტყეში. ეს მეთოდი ფუნდამენტურია ყველა თანამედროვე დაბალანსების სისტემისთვის და იძლევა ზუსტ შედეგებს როგორც ხისტი, ასევე მოქნილი როტორებისთვის.

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

ორმაგი საყრდენი როტორებისთვის (ყველაზე გავრცელებული კონფიგურაცია), დაბალანსების ამოცანა გულისხმობს ორი მაკორექტირებელი წონის განსაზღვრას - თითო თითოეული კორექტირების სიბრტყისთვის. გავლენის კოეფიციენტის მეთოდი იყენებს შემდეგ მიდგომას:

1. საწყისი გაზომვა (გაშვება 0): ვიბრაციის გაზომვა საცდელი წონის გარეშე
2. პირველი საცდელი გაშვება (გაშვება 1): დაამატეთ ცნობილი საცდელი წონა პირველ სიბრტყეს, გაზომეთ პასუხი
3. მეორე საცდელი გაშვება (გაშვება 2): საცდელი წონა გადაიტანეთ მე-2 სიბრტყეში, გაზომეთ პასუხი
4. გაანგარიშება: პროგრამული უზრუნველყოფა ითვლის მუდმივ კორექტირების წონას გაზომილი პასუხების საფუძველზე

მათემატიკური საფუძველი გულისხმობს წრფივი განტოლებების სისტემის ამოხსნას, რომელიც საცდელი წონის გავლენას ერთდროულად ორივე სიბრტყეში საჭირო კორექტირებასთან აკავშირებს.

ნახატები 3.26 და 3.27 აჩვენეთ სახამებლის საწოლების გამოყენების მაგალითები, რომლებზედაც დამზადდა სპეციალიზებული მყარი ტარების მანქანა ბალანსირებისთვის და უნივერსალური რბილი ტარების დაბალანსება ცილინდრული როტორებისთვის. წვრილმანი მწარმოებლებისთვის, ასეთი გადაწყვეტილებები საშუალებას იძლევა შექმნან ხისტი დამხმარე სისტემა დამაბალანსებელი მანქანისთვის მინიმალური დროითა და ხარჯებით, რომელზედაც შეიძლება დამონტაჟდეს სხვადასხვა ტიპის საყრდენი (როგორც მყარი, ასევე რბილი ტარები). ამ შემთხვევაში მწარმოებლის მთავარი ამოცანაა უზრუნველყოს (და აუცილებლობის შემთხვევაში აღადგინოს) მანქანის გიდების გეომეტრიული სიზუსტე, რომელზედაც დაფუძნებულია საყრდენი სადგამები. წვრილმანი წარმოების პირობებში, როგორც წესი, წვრილად გახეხვა გამოიყენება გიდების საჭირო გეომეტრიული სიზუსტის აღსადგენად.

სურათი 3.28 აჩვენებს აწყობილი საწოლის ვერსიას, რომელიც დამზადებულია ორი არხისგან. ამ საწოლის წარმოებისას გამოიყენება მოხსნადი ჭანჭიკებიანი კავშირები, რაც საშუალებას იძლევა შემცირდეს ან მთლიანად აღმოიფხვრას საწოლის დეფორმაცია აწყობის დროს დამატებითი ტექნოლოგიური ოპერაციების გარეშე. მითითებული საწოლის გიდების სათანადო გეომეტრიული სიზუსტის უზრუნველსაყოფად შეიძლება საჭირო გახდეს გამოყენებული არხების ზედა ფლანგების მექანიკური დამუშავება (დაფქვა, წვრილი დაფქვა).

ნახატები 3.29 და 3.30 წარმოდგენილია შედუღებული საწოლების ვარიაციები, რომლებიც ასევე დამზადებულია ორი არხიდან. ასეთი საწოლების დამზადების ტექნოლოგიას შეიძლება დასჭირდეს დამატებითი ოპერაციების სერია, როგორიცაა თერმული დამუშავება შედუღების დროს წარმოქმნილი შიდა სტრესის შესამსუბუქებლად. როგორც აწყობილი საწოლების შემთხვევაში, შედუღებული საწოლების გიდების სათანადო გეომეტრიული სიზუსტის უზრუნველსაყოფად უნდა დაიგეგმოს გამოყენებული არხების ზედა ფლანგების მექანიკური დამუშავება (დაფქვა, წვრილი დაფქვა).

4.5.2. Methodology for Dynamic Balancing of Multi-support Rotors

მრავალსაყრდენი როტორები (სამი ან ოთხი საკისრის წერტილი) უფრო რთულ დაბალანსების პროცედურებს საჭიროებენ. თითოეული საყრდენი წერტილი ხელს უწყობს საერთო დინამიურ ქცევას და კორექტირება უნდა ითვალისწინებდეს ყველა სიბრტყეს შორის ურთიერთქმედებას.

მეთოდოლოგია ორსიბრტყიან მიდგომას აფართოებს შემდეგი გზით:

• ვიბრაციის გაზომვა ყველა საყრდენ წერტილში
• საცდელი წონის მრავალი პოზიციის გამოყენება
• წრფივი განტოლებების უფრო დიდი სისტემების ამოხსნა
• კორექტირების წონის განაწილების ოპტიმიზაცია

კარდანის ლილვებისა და მსგავსი გრძელი როტორებისთვის, ეს მიდგომა, როგორც წესი, აღწევს ნარჩენი დისბალანსის დონეებს, რომლებიც შეესაბამება ISO ხარისხის G6.3 ან უფრო მაღალ კლასებს.

4.5.3. Calculators for Balancing Multi-support Rotors

სამ და ოთხსაყრდენიანი როტორის კონფიგურაციებისთვის შემუშავებულია სპეციალიზებული გამოთვლის ალგორითმები. ეს კალკულატორები დანერგილია Balanset-4 პროგრამულ უზრუნველყოფაში და შეუძლიათ როტორის რთული გეომეტრიის ავტომატურად დამუშავება.

კალკულატორები ითვალისწინებენ:

• ცვლადი საყრდენი სიმტკიცე
• კორექციის სიბრტყეებს შორის ჯვარედინი შეერთება
• წონის განლაგების ოპტიმიზაცია ხელმისაწვდომობისთვის
• გამოთვლილი შედეგების ვერიფიკაცია

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

ბალანსირების მანქანის სიზუსტე და საიმედოობა დამოკიდებულია მრავალ ფაქტორზე, მათ შორის მისი მექანიკური კომპონენტების გეომეტრიულ სიზუსტეზე, საყრდენების დინამიურ მახასიათებლებსა და საზომი სისტემის ოპერატიულ შესაძლებლობებზე. ამ პარამეტრების რეგულარული შემოწმება უზრუნველყოფს ბალანსირების თანმიმდევრულ ხარისხს და ხელს უწყობს პოტენციური პრობლემების იდენტიფიცირებას წარმოებაზე გავლენის მოხდენამდე.

5.1. Checking the Geometric Accuracy of the Machine

გეომეტრიული სიზუსტის შემოწმება მოიცავს საყრდენების განლაგების, სახელმძღვანელოების პარალელიზმის და შპინდელის შეკრებების კონცენტრაციულობის შემოწმებას. ეს შემოწმებები უნდა ჩატარდეს საწყისი დაყენების დროს და პერიოდულად ექსპლუატაციის დროს, სიზუსტის შენარჩუნების უზრუნველსაყოფად.

5.2. Checking the Dynamic Characteristics of the Machine

დინამიური მახასიათებლების ვერიფიკაცია გულისხმობს საყრდენებისა და ჩარჩოს კომპონენტების ბუნებრივი სიხშირეების გაზომვას იმის უზრუნველსაყოფად, რომ ისინი სათანადოდ არიან გამოყოფილი ოპერაციული სიხშირეებისგან. ეს ხელს უშლის რეზონანსულ პრობლემებს, რამაც შეიძლება შეაფერხოს ბალანსირების სიზუსტე.

5.3. Checking the Operational Capability of the Measuring System

საზომი სისტემის ვერიფიკაცია მოიცავს სენსორის კალიბრაციას, ფაზის გასწორების ვერიფიკაციას და სიგნალის დამუშავების სიზუსტის შემოწმებას. ეს უზრუნველყოფს ვიბრაციის ამპლიტუდის და ფაზის საიმედო გაზომვას ყველა სამუშაო სიჩქარეზე.

5.4. სიზუსტის მახასიათებლების შემოწმება ISO 20076-2007 სტანდარტის შესაბამისად

ISO 20076-2007 ითვალისწინებს სტანდარტიზებულ პროცედურებს დაბალანსების მანქანის სიზუსტის დასადასტურებლად დაკალიბრებული სატესტო როტორების გამოყენებით. ეს პროცედურები ხელს უწყობს მანქანის მუშაობის დადასტურებას საერთაშორისოდ აღიარებულ სტანდარტებთან შედარებით.

Literature

1. რეშეტოვი დ.ნ. (რედაქტორი). "ლითონის საჭრელი დაზგების დეტალები და მექანიზმები". მოსკოვი: „მაშინოსტროენიე“, 1972.
2. კელენბერგერ ვ. "ცილინდრული ზედაპირების სპირალური დაფქვა". მანქანები, 1963.
3. ISO 18855-94 (ISO 281-89) "მოძრავი საკისრები - დინამიური დატვირთვის ნომინალური მაჩვენებლები და ვარგისიანობის ვადა"."
4. ISO 17383-73 "ბრტყელი ამძრავი ღვედების ბორბლები"."
5. ISO 1940-1-2007 "ვიბრაცია. ხისტი როტორების ბალანსის ხარისხის მოთხოვნები"."
6. ISO 20076-2007 "ბალანსირების მანქანის სიზუსტის შემოწმების პროცედურები"."