1. Ievads

(Kāpēc bija nepieciešams uzrakstīt šo darbu?)

SIA "Kinematics" (Vibromera) ražoto balansēšanas iekārtu patēriņa struktūras analīze atklāj, ka aptuveni 30% no tām tiek iegādātas izmantošanai kā stacionāras mērīšanas un skaitļošanas sistēmas balansēšanas mašīnām un/vai stendiem. Var izdalīt divas mūsu iekārtu patērētāju (klientu) grupas.

Pirmajā grupā ietilpst uzņēmumi, kas specializējas balansēšanas iekārtu masveida ražošanā un pārdošanā ārējiem klientiem. Šajos uzņēmumos strādā augsti kvalificēti speciālisti ar padziļinātām zināšanām un plašu pieredzi dažādu veidu balansēšanas iekārtu projektēšanā, ražošanā un ekspluatācijā. Problēmas, kas rodas saskarsmē ar šo patērētāju grupu, visbiežāk ir saistītas ar mūsu mērīšanas sistēmu un programmatūras pielāgošanu esošajām vai jaunizstrādātajām mašīnām, nerisinot to konstrukcijas izpildes jautājumus.

Otrajā grupā ir patērētāji, kas izstrādā un ražo iekārtas (stendus) savām vajadzībām. Šāda pieeja lielākoties skaidrojama ar neatkarīgo ražotāju vēlmi samazināt savas ražošanas izmaksas, kas dažos gadījumos var samazināties divas līdz trīs reizes vai vairāk. Šai patērētāju grupai bieži vien trūkst pienācīgas pieredzes mašīnu izveidē, un parasti viņi savā darbā paļaujas uz veselā saprāta, internetā iegūtās informācijas un jebkuru pieejamo analogu izmantošanu.

Saskarsmē ar tām rodas daudzi jautājumi, kas papildus papildu informācijai par balansēšanas mašīnu mērīšanas sistēmām aptver plašu jautājumu loku, kas saistīti ar mašīnu konstrukcijas izpildījumu, to uzstādīšanas metodēm uz pamatiem, piedziņu izvēli, pareizas balansēšanas precizitātes sasniegšanu utt.

Ņemot vērā ievērojamo interesi, ko liela mūsu patērētāju grupa izrāda par balansēšanas iekārtu patstāvīgas ražošanas jautājumiem, SIA "Kinematics" (Vibromera) speciālisti ir sagatavojuši apkopojumu ar komentāriem un ieteikumiem par visbiežāk uzdotajiem jautājumiem.

2. Balansēšanas iekārtu (statīvu) veidi un to konstrukcijas īpatnības

Balansēšanas mašīna ir tehnoloģiska ierīce, kas paredzēta rotoru statiskās vai dinamiskās nelīdzsvarotības novēršanai dažādiem mērķiem. Tajā ir iekļauts mehānisms, kas paātrina līdzsvaroto rotoru līdz noteiktai griešanās frekvencei, un specializēta mērīšanas un skaitļošanas sistēma, kas nosaka korektīvo atsvaru masas un izvietojumu, kas nepieciešams, lai kompensētu rotora nelīdzsvarotību.

Mašīnas mehāniskās daļas konstrukcija parasti sastāv no rāmja, uz kura ir uzstādīti atbalsta stabi (gultņi). Tie tiek izmantoti, lai uzstādītu balansēto produktu (rotoru), un tajos ir iekļauta piedziņa, kas paredzēta rotora rotēšanai. Balansēšanas procesā, kas tiek veikts, kamēr produkts rotē, mērīšanas sistēmas sensori (kuru tips ir atkarīgs no mašīnas konstrukcijas) reģistrē vai nu vibrācijas gultņos, vai spēkus, kas iedarbojas uz gultņiem.

Šādi iegūtie dati ļauj noteikt korekcijas atsvaru masu un uzstādīšanas vietas, kas nepieciešamas, lai kompensētu nelīdzsvarotību.

Pašlaik visvairāk izplatītas ir divu veidu balansēšanas iekārtu (statīvu) konstrukcijas:

• Mīksto gultņu iekārtas (ar elastīgiem balstiem);
• Cieto gultņu mašīnas (ar stingriem balstiem).

2.1. Mīksto gultņu mašīnas un statīvi

Mīksto gultņu balansēšanas mašīnu (statīvu) pamatīpašība ir tā, ka tām ir relatīvi elastīgi balsti, kas izgatavoti uz atsperu balstiem, atsperu ratiņiem, plakaniem vai cilindriskiem atsperu balstiem utt. Šo balstu pašfrekvence ir vismaz 2-3 reizes zemāka par uz tiem uzstādītā balansējošā rotora rotācijas frekvenci. Klasisks elastīgo mīksto balstu konstrukcijas izpildījuma piemērs ir mašīnas DB-50 modeļa balsts, kura fotogrāfija ir parādīta 2.1. attēlā.

2.1. attēls. Balansēšanas mašīnas DB-50 modeļa balsts.

Kā parādīts 2.1. attēlā, kustīgais rāmis (slīdnis) 2 ir piestiprināts pie balsta nekustīgajiem statņiem 1, izmantojot atsperes 3. Uz balsta uzstādītā rotora nelīdzsvarotības radītā centrbēdzes spēka ietekmē ratiņš (slīdnis) 2 var veikt horizontālas svārstības attiecībā pret stacionāro statni 1, ko mēra, izmantojot vibrāciju sensoru.

Šī balsta strukturālais izpildījums nodrošina zemas vagoniņa svārstību īpatnējās frekvences sasniegšanu, kas var būt aptuveni 1-2 Hz. Tas ļauj līdzsvarot rotoru plašā rotācijas frekvenču diapazonā, sākot no 200 apgriezieniem minūtē. Šī īpašība, kā arī šādu balstu izgatavošanas relatīvā vienkāršība padara šo konstrukciju pievilcīgu daudziem mūsu patērētājiem, kas ražo balansēšanas mašīnas savām vajadzībām dažādiem mērķiem.

2.2. attēls. Balansēšanas iekārtas mīkstā gultņa balsts, ražotājs "Polymer LTD", Makhačkala

2.2. attēlā redzama mīksto gultņu balansēšanas iekārtas fotogrāfija ar balstiem, kas izgatavoti no piekares atsperēm, kura ražota uzņēmuma "Polymer LTD" iekšējai lietošanai Mahačkalā. Iekārta ir paredzēta polimēru materiālu ražošanā izmantojamo veltņu balansēšanai.

2.3. attēls attēlots balansēšanas mehānisms ar līdzīgu sloksnes piekari ratiņiem, kas paredzēti specializētu instrumentu balansēšanai.

attēli 2.4.a un 2.4.b. parādītas fotogrāfijas ar paštaisītu mīksto gultņu mašīnu piedziņas vārpstu balansēšanai, kuras balsti ir izgatavoti, izmantojot arī slokšņu atsperes.

2.5. attēls attēlā redzama mīksto gultņu mašīnas, kas paredzēta turbokompresoru balansēšanai, fotogrāfija, kuras ratiņu balsti arī ir piekārti uz sloksnes atsperēm. Mašīna, kas izgatavota A. Šahgunjana (Sanktpēterburga) privātai lietošanai, ir aprīkota ar mērīšanas sistēmu "Balanset 1".

Saskaņā ar ražotāja sniegto informāciju (sk. 2.6. att.) šī iekārta nodrošina iespēju balansēt turbīnas ar atlikušo disbalansu, kas nepārsniedz 0,2 g*mm.

2.3. attēls. Mīksto gultņu balansēšanas darbarīku balansēšanas iekārta ar atbalsta balstiekārtu uz slokšņu atsperēm

attēls. 2.4.a. Mīksto gultņu mašīna piedziņas vārpstu balansēšanai (mašīna samontēta)

attēls. 2.4.b. Mīksto gultņu mašīna piedziņas vārpstu balansēšanai ar ratiņu balstiem, kas piekārti uz slokšņu atsperēm. (vadošais vārpstas balsts ar atsperu lentes piekari)

2.5. attēls. A. Šahgunjana (Sanktpēterburga) ražotā mīksto gultņu mašīna turbokompresoru balansēšanai ar balstiem uz slokšņu atsperēm.

2.6. attēls. Mērīšanas sistēmas 'Balanset 1' ekrānuzņēmums, kurā parādīti A. Šahgunjana mašīnas turbīnas rotora balansēšanas rezultāti.

Papildus iepriekš aplūkotajai klasiskajai mīksto gultņu balansēšanas iekārtu balstu versijai plaši izplatīti arī citi konstrukcijas risinājumi.

un 2.8. attēls Kardānvārpstu balansēšanas mašīnu fotogrāfijas, kuru balsti ir izgatavoti uz plakanām (plākšņu) atsperēm. Šīs mašīnas tika ražotas attiecīgi privātā uzņēmuma "Dergacheva" un SIA "Tatcardan" ("Kinetics-M") vajadzībām.

Mīksto gultņu balansēšanas mašīnas ar šādiem balstiem bieži tiek reproducēti amatieru ražotāju vidū to relatīvās vienkāršības un izgatavojamības dēļ. Šie prototipi parasti ir vai nu VBRF sērijas mašīnas no "K. Schenck", vai līdzīgas vietējās ražošanas mašīnas.

un 2.7. un 2.8. attēlā parādītās mašīnas ir paredzētas divu balstu, trīs balstu un četru balstu piedziņas vārpstu balansēšanai. Tām ir līdzīga konstrukcija, tostarp:

• metināts gultas rāmis 1, kura pamatā ir divas I veida sijas, kas savienotas ar šķērsgredzeniem;
• stacionārs (priekšējais) vārpstas balsts 2;
• kustīgs (aizmugurējais) vārpstas balsts 3;
• viens vai divi kustīgi (starpposma) balsti 4. Uz balstiem 2 un 3 ir izvietoti vārpstas bloki 5 un 6, kas paredzēti līdzsvarotas piedziņas vārpstas 7 montāžai uz mašīnas.

2.7. attēls. Privātā uzņēmuma "Dergacheva" mīksto gultņu mašīna piedziņas vārpstu balansēšanai ar balstiem uz plakanām (plākšņu) atsperēm

2.8. attēls. SIA "Tatcardan" ("Kinetics-M") mīksto gultņu mašīna piedziņas vārpstu balansēšanai ar balstiem uz plakanām atsperēm

Uz visiem balstiem ir uzstādīti vibrāciju sensori 8, kurus izmanto balstu šķērsenisko svārstību mērīšanai. Uz balsta 2 uzstādīto priekšējo vārpstu 5 rotē elektromotors, izmantojot siksnas piedziņu.

attēli 2.9.a un 2.9.b rāda balansēšanas iekārtas balsta, kura pamatā ir plakanas atsperes, fotoattēlus.

2.9. attēls. Mīksto gultņu balansiera balsts ar plakanu atsperi

• a) Skats no malas;
• b) Skats no priekšpuses

Ņemot vērā, ka amatieru ražotāji bieži izmanto šādus balstus savos projektos, ir lietderīgi sīkāk izpētīt to konstrukcijas īpatnības. Kā parādīts 2.9.a attēlā, šis balsts sastāv no trim galvenajām sastāvdaļām:

• Apakšējā atbalsta plāksne 1: Priekšējam vārpstas balstam plāksne ir nekustīgi piestiprināta pie vadotnēm; starpatbalstiem vai aizmugurējiem vārpstas balstiem apakšējā plāksne ir veidota kā ratiņi, kas var pārvietoties pa rāmja vadotnēm.
• Augšējā atbalsta plāksne 2, uz kuriem ir uzstādīti balsti (rullīšu balsti 4, vārpstas, starpbalsti utt.).
• Divas plakanas atsperes 3, savieno apakšējo un augšējo gultņa plāksni.

Lai novērstu balstu paaugstinātas vibrācijas risku ekspluatācijas laikā, kas var rasties līdzsvarota rotora paātrinājuma vai palēninājuma laikā, balstos var būt bloķēšanas mehānisms (sk. 2.9.b attēlu). Šis mehānisms sastāv no stingra kronšteina 5, ko var fiksēt ar ekscentrisku fiksatoru 6, kas savienots ar vienu no balsta plakanajām atsperēm. Kad slēdzene 6 un kronšteins 5 ir saslēgti, balsts ir bloķēts, novēršot paaugstinātas vibrācijas risku paātrinājuma un palēninājuma laikā.

Projektējot balstus, kas izgatavoti ar plakanām (plākšņu) atsperēm, mašīnas ražotājam jānovērtē to dabisko svārstību frekvence, kas ir atkarīga no atsperu stingrības un līdzsvarotā rotora masas. Zinot šo parametru, konstruktors var apzināti izvēlēties rotora darba rotācijas frekvenču diapazonu, izvairoties no balansēšanas laikā radušos balstu rezonanses svārstību bīstamības.

Ieteikumi balstu, kā arī citu balansēšanas mašīnu sastāvdaļu svārstību īpatnējo frekvenču aprēķināšanai un eksperimentālai noteikšanai ir aplūkoti 3. sadaļā.

Kā minēts iepriekš, balsta konstrukcijas vienkāršība un izgatavojamība, izmantojot plakanās (plākšņu) atsperes, piesaista balansēšanas mašīnu amatierus, kas izstrādā balansēšanas mašīnas dažādiem mērķiem, tostarp mašīnas kloķvārpstu balansēšanai, automobiļu turbokompresoru rotoriem utt.

Kā piemēru 2.10.a un 2.10.b attēlos ir parādīta vispārēja skata skice iekārtai, kas paredzēta turbokompresoru rotoru balansēšanai. Šī iekārta tika ražota un tiek izmantota iekšējām vajadzībām SIA "SuraTurbo" Penzā.

2.10.a. Turbokompresora rotoru balansēšanas iekārta (skats no sāniem)

2.10.b. Turbokompresora rotoru balansēšanas iekārta (skats no priekšējā balsta puses)

Papildus iepriekš aplūkotajām mīksto gultņu balansēšanas mašīnām dažkārt tiek izveidoti arī salīdzinoši vienkārši mīksto gultņu statīvi. Šie statīvi ļauj kvalitatīvi balansēt rotācijas mehānismus dažādiem mērķiem ar minimālām izmaksām.

Zemāk ir apskatīti vairāki šādi statīvi, kas būvēti uz plakanas plāksnes (vai rāmja) bāzes, kas novietota uz cilindriskām saspiešanas atsperēm. Šīs atsperes parasti tiek izvēlētas tā, lai plāksnes ar uz tās uzstādīto balansēto mehānismu dabiskā svārstību frekvence būtu 2 līdz 3 reizes zemāka nekā šī mehānisma rotora griešanās frekvence balansēšanas laikā.

attēls 2.11. attēlā redzams P. Ašarina iekšējai ražošanai izgatavots abrazīvo riteņu balansēšanas statīvs.

2.11. attēls. Abrazīvo riteņu balansēšanas statīvs

Stends sastāv no šādām galvenajām sastāvdaļām:

• Plāksne 1uz četrām cilindriskām atsperēm 2;
• Elektromotors 3, kura rotors kalpo arī kā vārpsta, uz kuras ir piestiprināta serde 4, ko izmanto abrazīvā riteņa uzstādīšanai un nostiprināšanai uz vārpstas.

Šī statīva galvenā iezīme ir impulsu sensora 5 iekļaušana elektromotora rotora griešanās leņķim, kas tiek izmantots kā statīva mērīšanas sistēmas ("Balanset 2C") daļa, lai noteiktu leņķisko pozīciju koriģējošās masas noņemšanai no abrazīvā riteņa.

attēls 2.12. Attēlā redzama statīva fotogrāfija, ko izmanto vakuuma sūkņu balansēšanai. Šo statīvu pēc pasūtījuma izstrādāja AS "Mērīšanas iekārta".

2.12. attēls. AS "Mērīšanas iekārta" vakuumsūkņu balansēšanas statīvs"

Šī stenda pamatā tiek izmantots arī Plāksne 1uz cilindriskām atsperēm 2. Uz plāksnes 1 ir uzstādīts vakuumsūknis 3, kuram ir sava elektriskā piedziņa, kas var mainīt apgriezienus no 0 līdz 60 000 apgriezienu minūtē. Uz sūkņa korpusa ir uzstādīti vibrāciju sensori 4, kurus izmanto, lai mērītu vibrācijas divās dažādās sekcijās dažādos augstumos.

Vibrācijas mērīšanas procesa sinhronizēšanai ar sūkņa rotora rotācijas leņķi uz statīva tiek izmantots lāzera fāzes leņķa sensors 5. Neskatoties uz šķietami vienkāršoto šādu statīvu ārējo konstrukciju, tas ļauj panākt ļoti kvalitatīvu sūkņa lāpstiņriteņa balansēšanu.

Piemēram, pie subkritiskām rotācijas frekvencēm sūkņa rotora atlikušais disbalanss atbilst prasībām, kas noteiktas balansa kvalitātes klasei G0.16 saskaņā ar ISO 1940-1-2007 "Vibrācija. Prasības stingru rotoru balansa kvalitātei. 1. daļa. Pieļaujamā disbalansa noteikšana"."

Sūkņa korpusa atlikušās vibrācijas, kas rodas balansēšanas laikā ar rotācijas ātrumu līdz 8000 apgr./min, nepārsniedz 0,01 mm/s.

Balansēšanas statīvi, kas izgatavoti saskaņā ar iepriekš aprakstīto shēmu, ir efektīvi arī citu mehānismu, piemēram, ventilatoru, balansēšanai. Ventilatoru balansēšanai paredzēto statīvu piemēri ir parādīti 2.13. un 2.14. attēlā.

2.13. attēls. Ventilatora lāpstiņrati balansēšanas statīvs

Šādos stendos panāktā ventilatoru balansēšanas kvalitāte ir diezgan augsta. Pēc SIA "Atlant-project" speciālistu teiktā, uz stenda, ko viņi projektēja, pamatojoties uz SIA "Kinematics" ieteikumiem (sk. 2.14. att.), atlikušās vibrācijas līmenis, kas tika sasniegts, balansējot ventilatorus, bija 0,8 mm/s. Tas ir vairāk nekā trīs reizes labāk nekā pielaide, kas noteikta ventilatoriem BV5 kategorijā saskaņā ar ISO 31350-2007 "Vibrācija. Rūpnieciskie ventilatori. Prasības attiecībā uz radīto vibrāciju un balansēšanas kvalitāti"."

2.14. attēls. Sprādziendrošu iekārtu ventilatora lāpstiņriteņu balansēšanas statīvs, ražotājs SIA "Atlant-project", Podoļska

Līdzīgi dati, kas iegūti AS "Lissant Fan Factory", liecina, ka šādi statīvi, ko izmanto kanālu ventilatoru sērijveida ražošanā, pastāvīgi nodrošināja atlikušo vibrāciju, kas nepārsniedz 0,1 mm/s.

2.2. Cieto gultņu mašīnas

Balansēšanas mašīnas ar cietiem gultņiem atšķiras no iepriekš aplūkotajām mašīnām ar mīkstiem gultņiem pēc balstu konstrukcijas. To balsti ir veidoti kā cietas plāksnes ar sarežģītām spraugām (izgriezumiem). Šo balstu īpatnējās frekvences ievērojami (vismaz 2-3 reizes) pārsniedz uz mašīnas balansētā rotora maksimālo rotācijas frekvenci.

Cieto gultņu mašīnas ir daudzpusīgākas nekā mīksto gultņu mašīnas, jo tās parasti ļauj kvalitatīvi balansēt rotorus plašākā to masas un izmēru īpašību diapazonā. Svarīga šo mašīnu priekšrocība ir arī tā, ka tās ļauj ļoti precīzi balansēt rotorus ar relatīvi zemiem rotācijas ātrumiem, kas var būt 200-500 RPM un mazāki.

attēls 2.15 Attēlā redzama tipiskas "K. Schenk" ražotas cieto gultņu balansēšanas mašīnas fotogrāfija. No šī attēla ir redzams, ka atsevišķām balsta daļām, ko veido sarežģītās spraugas, ir dažāda stingrība. Rotora nelīdzsvarotības spēku ietekmē tas var izraisīt dažu balsta daļu deformāciju (pārvietošanos) attiecībā pret citām. (2.15. attēlā balsta stingrākā daļa ir iezīmēta ar sarkanu punktētu līniju, bet tās relatīvi elastīgākā daļa ir iezīmēta zilā krāsā).

Lai izmērītu minētās relatīvās deformācijas, Hard Bearing mašīnās var izmantot vai nu spēka sensorus, vai dažāda veida ļoti jutīgus vibrācijas sensorus, tostarp bezkontakta vibrācijas pārvietojuma sensorus.

2.15. attēls. Cieto gultņu balansēšanas iekārta, ražotājs "K. Schenk""

Kā liecina klientu pieprasījumu analīze par "Balanset" sērijas instrumentiem, interese par cieto gultņu mašīnu ražošanu iekšējai lietošanai nepārtraukti pieaug. To veicina plaša reklāmas informācijas izplatīšana par sadzīves balansēšanas mašīnu konstrukcijas iezīmēm, kuras amatieru ražotāji izmanto kā analogus (vai prototipus) savām izstrādēm.

Apsvērsim dažas cieto gultņu mašīnu variācijas, kas ražotas vairāku "Balanset" sērijas instrumentu patērētāju iekšējām vajadzībām.

attēli 2.16.a - 2.16.d parādītas N. Objedkova (Magņitogorskas pilsēta) ražotās cieto gultņu mašīnas fotogrāfijas, kas paredzēta piedziņas vārpstu balansēšanai. Kā redzams 2.16.a. attēlā, mašīna sastāv no stingra rāmja 1, uz kura ir uzstādīti balsti 2 (divas vārpstas un divi starpvārpstas). Mašīnas galveno vārpstu 3 rotē asinhronais elektromotors 4, izmantojot siksnas piedziņu. Elektromotora 4 griešanās ātrumu regulē frekvences regulators 6. Mašīna ir aprīkota ar mērīšanas un skaitļošanas sistēmu "Balanset 4" 5, kas ietver mērvienību, datoru, četrus spēka sensorus un fāzes leņķa sensoru (sensori nav parādīti 2.16.a. attēlā).

attēls. 2.16.a. Cieto gultņu balansēšanas iekārta piedziņas vārpstu balansēšanai, ražotājs N. Obyedkov (Magņitogorska)

attēls 2.16.b attēlots mašīnas priekšējā balsta fotoattēls ar priekšējo vārpstu 3, kuru, kā jau iepriekš minēts, darbina asinhronā elektromotora 4 siksnas piedziņa. Šis balsts ir nekustīgi piestiprināts pie rāmja.

attēls 2.16.b. Priekšējais (vadošais) vārpstas balsts.

attēls 2.16.c attēlots viens no diviem mašīnas kustīgajiem starpposma balstiem. Šis balsts balstās uz slīdņiem 7, kas nodrošina tā garenvirziena kustību pa rāmja vadotnēm. Šim balstam ir īpaša ierīce 8, kas paredzēta līdzsvarotās piedziņas vārpstas starplikas gultņa augstuma uzstādīšanai un regulēšanai.

attēls. 2.16.c. Mašīnas starpposma kustīgais balsts

attēls 2.16.d attēlā redzama aizmugurējā (piedziņas) vārpstas balsta fotogrāfija, kas, tāpat kā starpbalsti, ļauj pārvietoties pa mašīnas rāmja vadotnēm.

attēls 2.16.d. Aizmugurējā (piedziņas) vārpstas balsts.

Visi iepriekš minētie balsti ir vertikālas plāksnes, kas uzstādītas uz plakana pamata. Plāksnēm ir T veida spraugas (sk. 2.16.d att.), kas sadala balstu iekšējā daļā 9 (stingrāka) un ārējā daļā 10 (mazāk stingra). Atbalsta iekšējās un ārējās daļas atšķirīgā stingrība var izraisīt šo daļu relatīvu deformāciju, ko izraisa nelīdzsvara spēki, ko rada līdzsvara rotors.

Spēka sensori parasti tiek izmantoti, lai mērītu balstu relatīvo deformāciju paštaisītās mašīnās. Piemērs, kā spēka sensors tiek uzstādīts uz balansēšanas mašīnas balsta ar cieto gultni, ir parādīts 2.16.e attēlā. Kā redzams šajā attēlā, spēka sensors 11 tiek piespiests pie balsta iekšējās daļas sānu virsmas ar skrūvi 12, kas iziet caur vītņotu caurumu balsta ārējā daļā.

Lai nodrošinātu vienmērīgu skrūves 12 spiedienu visā spēka sensora 11 plaknē, starp to un sensoru ir ievietota plakana paplāksne 13.

attēls. 2.16.d. Spēka sensora uzstādīšanas piemērs uz balsta.

Mašīnas darbības laikā no līdzsvarotā rotora nelīdzsvarotības spēki iedarbojas caur atbalsta mezgliem (vārpstām vai starpgultņiem) uz atbalsta ārējo daļu, kas sāk cikliski kustēties (deformēties) attiecībā pret savu iekšējo daļu rotora griešanās frekvencē. Tā rezultātā uz sensoru 11 iedarbojas mainīgs spēks, kas ir proporcionāls nelīdzsvarotības spēkam. Tā ietekmē spēka sensora izejā tiek ģenerēts elektriskais signāls, kas ir proporcionāls rotora nelīdzsvarotības lielumam.

Signāli no spēka sensoriem, kas uzstādīti uz visiem balstiem, tiek padoti mašīnas mērīšanas un skaitļošanas sistēmā, kur tie tiek izmantoti koriģējošo atsvaru parametru noteikšanai.

attēls. 2.17.a. redzama fotogrāfija ar specializētu cieto gultņu iekārtu, ko izmanto "skrūvju" vārpstu balansēšanai. Šī iekārta tika ražota iekšējai lietošanai SIA "Ufatverdosplav".

Kā redzams attēlā, mašīnas griešanās mehānismam ir vienkāršota konstrukcija, kas sastāv no šādām galvenajām sastāvdaļām:

• Metināts rāmis 1, kas kalpo kā gulta;
• Divi stacionārie balsti 2, kas stingri piestiprināts pie rāmja;
• Elektromotors 3, kas caur siksnas piedziņu 4 darbina līdzsvaroto vārpstu (skrūvi) 5.

2.17.a attēls. Cietgultņu mašīna skrūvju vārpstu balansēšanai, ražotājs SIA "Ufatverdosplav""

Mašīnas balsti 2 ir vertikāli uzstādītas tērauda plāksnes ar T veida spraugām. Katra balsta augšpusē ir balsta rullīši, kas izgatavoti, izmantojot rites gultņus, uz kuriem rotē balansējošā vārpsta 5.

Lai mērītu balstu deformāciju, kas rodas rotora nelīdzsvarotības ietekmē, tiek izmantoti spēka sensori 6 (skat. 2.17.b. att.), kas ir uzstādīti balstu spraugās. Šie sensori ir savienoti ar ierīci "Balanset 1", kas šajā mašīnā tiek izmantota kā mērīšanas un skaitļošanas sistēma.

Neskatoties uz mašīnas griešanās mehānisma relatīvo vienkāršību, tas ļauj pietiekami kvalitatīvi balansēt skrūves, kurām, kā redzams 2.17.a. attēlā, ir sarežģīta spirālveida virsma.

Saskaņā ar SIA "Ufatverdosplav" datiem, balansēšanas procesa laikā šajā mašīnā skrūves sākotnējais disbalanss tika samazināts gandrīz 50 reizes.

attēls 2.17.b. Cietā gultņa mehānisma balansēšanas balsts skrūvju vārpstām ar spēka sensoru

Sasniegtais atlikušais nelīdzsvarotības līmenis skrūves pirmajā plaknē bija 3552 g*mm (19,2 g pie 185 mm rādiusa) un otrajā plaknē — 2220 g*mm (12,0 g pie 185 mm rādiusa). Rotoram, kas sver 500 kg un darbojas ar rotācijas frekvenci 3500 apgr./min, šis nelīdzsvarotības līmenis atbilst G6.3 klasei saskaņā ar ISO 1940-1-2007, kas atbilst tā tehniskajā dokumentācijā noteiktajām prasībām.

Oriģinālu dizainu (sk. 2.18. att.), kas paredz izmantot vienu pamatni divu dažāda izmēra cieto gultņu balansēšanas mašīnu balstu vienlaicīgai uzstādīšanai, ierosināja S. V. Morozovs. Šī tehniskā risinājuma acīmredzamās priekšrocības, kas ļauj samazināt ražotāja ražošanas izmaksas, ir šādas:

• Ražošanas vietas taupīšana;
• Viena elektromotora ar mainīgas frekvences piedziņu izmantošana divu dažādu mašīnu darbināšanai;
• Vienas mērīšanas sistēmas izmantošana divu dažādu mašīnu darbināšanai.

2.18. attēls. Cieto gultņu balansēšanas iekārta ("Tandem"), ražotājs S. V. Morozovs

3. Prasības balansēšanas mašīnu pamatiekārtu un mehānismu konstrukcijai

3.1. Gultņi

3.1.1. Teorētiskie pamati gultņu projektēšanai

Iepriekšējā sadaļā tika detalizēti aplūkoti galvenie mīksto un cieto gultņu balstu projektēšanas izpildījumi balansēšanas mašīnām. Izšķirošs parametrs, kas projektētājiem jāņem vērā, projektējot un ražojot šos balstus, ir to dabiskās svārstību frekvences. Tas ir svarīgi, jo koriģējošo atsvaru parametru aprēķināšanai ar mašīnas mērīšanas un skaitļošanas sistēmām ir nepieciešams izmērīt ne tikai balstu vibrācijas amplitūdu (ciklisko deformāciju), bet arī vibrācijas fāzi.

Ja balsta pašsvārstību frekvence sakrīt ar līdzsvarotā rotora griešanās frekvenci (balsta rezonanse), precīza vibrācijas amplitūdas un fāzes mērīšana ir praktiski neiespējama. Tas ir skaidri parādīts grafikos, kas parāda balsta svārstību amplitūdas un fāzes izmaiņas kā līdzsvarotā rotora griešanās frekvences funkciju (sk. 3.1. att.).

No šiem grafikiem izriet, ka, līdzsvarota rotora rotācijas frekvencei tuvojoties balsta svārstību pašfrekvencei (t. i., kad attiecība fp/fo ir tuvu 1), ievērojami palielinās amplitūda, kas saistīta ar balsta rezonanses svārstībām (sk. 3.1.a. att.). Vienlaikus 3.1.b attēlā redzams, ka rezonanses zonā strauji mainās fāzes leņķis ∆F°, kas var sasniegt pat 180°.

Citiem vārdiem sakot, balansējot jebkuru mehānismu rezonanses zonā, pat nelielas izmaiņas tā rotācijas frekvencē var izraisīt būtisku nestabilitāti tā vibrāciju amplitūdas un fāzes mērījumu rezultātos, izraisot kļūdas korektīvo atsvaru parametru aprēķinos un negatīvi ietekmējot balansēšanas kvalitāti.

Iepriekš redzamie grafiki apstiprina iepriekšējos ieteikumus, ka cietgultņu mašīnām rotora darba frekvenču augšējai robežai jābūt (vismaz) 2–3 reizes zemākai par balsta dabisko frekvenci, fo. Mīkstgultņu mašīnām līdzsvarotā rotora pieļaujamo darba frekvenču apakšējai robežai jābūt (vismaz) 2–3 reizes augstākai par balsta dabisko frekvenci.

3.1. attēls. Grafiki, kuros redzamas balansēšanas mašīnas balsta vibrāciju relatīvās amplitūdas un fāzes izmaiņas atkarībā no rotācijas frekvences izmaiņām.

• Ад - Balsta dinamisko vibrāciju amplitūda;
• e = m*r / M - Balansētā rotora īpatnējais nelīdzsvarotības līmenis;
• m - Nesabalansēta rotora masa;
• M - Rotora masa;
• r - Rādiuss, kurā nelīdzsvarotā masa atrodas uz rotora;
• fp - Rotora rotācijas frekvence;
• fo - Balsta vibrāciju dabiskā frekvence

Ņemot vērā sniegto informāciju, nav ieteicams ekspluatēt mašīnu tās balstu rezonanses zonā (3.1. attēlā iezīmēta sarkanā krāsā). No 3.1. attēlā redzamajiem grafikiem arī redzams, ka pie tādām pašām rotora nelīdzsvarotībām faktiskās vibrācijas uz mīkstā gultņa mašīnas balstiem ir ievērojami zemākas nekā tās, kas rodas uz mīkstā gultņa mašīnas balstiem.

No tā izriet, ka sensoriem, ko izmanto balstu vibrāciju mērīšanai cietā gultņa mašīnās, jābūt jutīgākiem nekā sensoriem mīkstā gultņa mašīnās. Šo secinājumu labi apstiprina faktiskā sensoru izmantošanas prakse, kas liecina, ka absolūtie vibrācijas sensori (vibroakcelerometri un/vai vibrācijas ātruma sensori), kurus veiksmīgi izmanto balansēšanas mašīnās ar mīkstajiem gultņiem, bieži vien nevar nodrošināt nepieciešamo balansēšanas kvalitāti balansēšanas mašīnās ar cietajiem gultņiem.

Šajās mašīnās ieteicams izmantot relatīvos vibrācijas sensorus, piemēram, spēka sensorus vai ļoti jutīgus pārvietojuma sensorus.

3.1.2. Balstu dabisko frekvenču novērtēšana, izmantojot aprēķina metodes

Konstruktors var veikt aptuvenu (aptuvenu) balsta fokusa īpatnējās frekvences aprēķinu, izmantojot 3.1. formulu, vienkāršoti uzskatot to par vibrācijas sistēmu ar vienu brīvības pakāpi, ko (sk. 2.19.a. att.) attēlo masa M, kas svārstās uz atsperes ar stingrību K.

Aprēķinos izmantoto masu M simetriskajam rotoram ar savstarpēji novietotiem gultņiem var aptuveni aprēķināt pēc 3.2. formulas.

kur Mo ir balsta kustīgās daļas masa kg; Mr ir balansētā rotora masa kg; n ir balansēšanā iesaistīto mašīnas balstu skaits.

Balsta stingrību K aprēķina, izmantojot 3.3. formulu, pamatojoties uz eksperimentālo pētījumu rezultātiem, kas ietver balsta deformācijas ΔL mērījumus, kad tas tiek slogots ar statisku spēku P (sk. 3.2.a un 3.2.b att.).

kur ΔL ir balsta deformācija metros; P ir statiskais spēks ņūtonos.

Slodzes spēka P lielumu var izmērīt, izmantojot spēka mērinstrumentu (piemēram, dinamometru). Balsta pārvietojumu ΔL nosaka, izmantojot lineāro pārvietojumu mērīšanas ierīci (piemēram, ciparnīcas indikatoru).

3.1.3. Eksperimentālās metodes balstu dabisko frekvenču noteikšanai

Ņemot vērā, ka iepriekšminētais balstu pašsvārstību frekvenču aprēķins, kas veikts, izmantojot vienkāršotu metodi, var radīt būtiskas kļūdas, vairums amatieru izstrādātāju dod priekšroku šo parametru noteikšanai ar eksperimentālām metodēm. Šim nolūkam viņi izmanto iespējas, ko nodrošina mūsdienu balansēšanas mašīnu vibrācijas mērīšanas sistēmas, tostarp "Balanset" sērijas instrumenti.

3.1.3.1. Balstu dabisko frekvenču noteikšana ar trieciena ierosmes metodi

Trieciena ierosmes metode ir visvienkāršākais un izplatītākais veids, kā noteikt balsta vai jebkuras citas mašīnas sastāvdaļas svārstību īpatnējo frekvenci. Tās pamatā ir fakts, ka, iedarbojoties uz jebkuru objektu, piemēram, zvanu (sk. 3.3. attēlu), tā reakcija izpaužas kā pakāpeniski sarūkoša vibrācijas reakcija. Vibrācijas signāla frekvenci nosaka objekta strukturālās īpašības, un tā atbilst tā dabisko vibrāciju frekvencei. Vibrāciju trieciena ierosināšanai var izmantot jebkuru smagu instrumentu, piemēram, gumijas āmuru vai parastu āmuru.

3.3. attēls. Trieciena ierosmes shēma, ko izmanto objekta dabisko frekvenču noteikšanai

āmura masai jābūt aptuveni 10% no ierosinātā objekta masas. Lai fiksētu vibrācijas reakciju, uz pārbaudāmā objekta jāuzstāda vibrācijas sensors, kura mērīšanas ass ir vienā līnijā ar trieciena ierosmes virzienu. Dažos gadījumos, lai uztvertu objekta vibrācijas reakciju, kā sensoru var izmantot trokšņa mērīšanas ierīces mikrofonu.

Sensors pārveido objekta vibrācijas elektriskā signālā, kas pēc tam tiek nosūtīts uz mērinstrumentu, piemēram, spektra analizatora ieeju. Šis instruments reģistrē sabrukšanas vibrācijas procesa laika funkciju un spektru (sk. 3.4. att.), kuru analīze ļauj noteikt objekta dabisko vibrāciju frekvenci(-es).

3.5. attēls. Programmas saskarne, kurā redzami laika funkciju grafiki un izmeklējamās konstrukcijas trieciena vibrāciju izkliedes spektrs

Analizējot 3.5. attēlā attēloto spektra grafiku (skatīt darba loga apakšējo daļu), redzams, ka pārbaudāmās konstrukcijas pašsakarīgo svārstību galvenā komponente, kas noteikta, ņemot vērā grafika abscesa asi, rodas ar frekvenci 9,5 Hz. Šo metodi var ieteikt gan mīksto gultņu, gan cieto gultņu balansēšanas mašīnu balstu pašsakarīgo vibrāciju pētījumiem.

3.1.3.2. Balstu dabisko frekvenču noteikšana krasta režīmā

Dažos gadījumos balstu pašfrekvences var noteikt, cikliski mērot vibrācijas amplitūdu un fāzi "piekrastē". Īstenojot šo metodi, uz pētāmā mašīnas uzstādītais rotors sākotnēji tiek paātrināts līdz maksimālajam griešanās ātrumam, pēc tam tā piedziņa tiek atvienota, un ar rotora nelīdzsvarotību saistītā traucējošā spēka frekvence pakāpeniski samazinās no maksimālā līdz apstāšanās punktam.

Šajā gadījumā balstu pašu frekvences var noteikt pēc diviem raksturlielumiem:

• Ar lokālu vibrācijas amplitūdas lēcienu, kas novērojams rezonanses zonās;
• Strauja vibrācijas fāzes maiņa (līdz 180°), kas novērojama amplitūdas lēciena zonā.

"Balanset" sērijas ierīcēs "Vibrometra" režīmu ("Balanset 1") vai "Balansēšanas un uzraudzības" režīmu ("Balanset 2C" un "Balanset 4") var izmantot, lai noteiktu objektu "piekrastē" dabiskās frekvences, ļaujot veikt cikliskus vibrācijas amplitūdas un fāzes mērījumus rotora rotācijas frekvencē.

Turklāt programmatūra "Balanset 1" papildus ietver specializētu režīmu "Graphs. Coasting", kas ļauj uzzīmēt atbalsta vibrāciju amplitūdas un fāzes izmaiņu grafikus piekrastē kā mainīgās rotācijas frekvences funkciju, ievērojami atvieglojot rezonanses diagnostikas procesu.

Jāatzīmē, ka acīmredzamu iemeslu dēļ (sk. 3.1.1. iedaļu) balstu krasta raksturfrekvenču noteikšanas metodi var izmantot tikai tad, ja tiek pētītas mīksto gultņu balansēšanas mašīnas, kurās rotora rotācijas darba frekvences ievērojami pārsniedz balstu raksturfrekvences šķērsvirzienā.

Cieto gultņu mašīnām, kurās rotora rotācijas darba frekvences, kas izraisa balstu vibrācijas, ir ievērojami zemākas par balstu īpatnējām frekvencēm, šīs metodes izmantošana ir praktiski neiespējama.

3.1.4. Praktiski ieteikumi balansēšanas mašīnu balstu projektēšanai un ražošanai

3.1.2. Balstu dabisko frekvenču aprēķināšana ar skaitļošanas metodēm

Balstu pašu frekvenču aprēķinus, izmantojot iepriekš aplūkoto aprēķinu shēmu, var veikt divos virzienos:

• Balstu šķērsvirzienā, kas sakrīt ar to vibrāciju mērīšanas virzienu, ko izraisa rotora nelīdzsvarotības spēki;
• Aksiālā virzienā, kas sakrīt ar balansētā rotora, kas uzstādīts uz mašīnas balstiem, rotācijas asi.

Balstu pašsvārstību frekvenču aprēķināšana vertikālā virzienā prasa sarežģītāku aprēķina metodi, kurai (papildus paša balsta un līdzsvarotā rotora parametriem) jāņem vērā rāmja parametri un mašīnas uzstādīšanas uz pamatnes specifika. Šī metode šajā publikācijā netiek aplūkota. Formulas 3.1 analīze ļauj sniegt dažus vienkāršus ieteikumus, kas mašīnu projektētājiem jāņem vērā savā praktiskajā darbībā. Jo īpaši balsta pašsvārstību frekvenci var mainīt, mainot tā stingrību un/vai masu. Stingrības palielināšana palielina balsta pašsvārstību, bet masas palielināšana to samazina. Šīm izmaiņām ir nelineāra, kvadrātiski apgriezta sakarība. Piemēram, balsta stingrības dubultošana palielina tā pašsvārstību tikai 1,4 reizes. Līdzīgi, balsta kustīgās daļas masas dubultošana samazina tā pašsvārstību tikai 1,4 reizes.

3.1.4.1. Mīksto gultņu mašīnas ar plakano plākšņu atsperēm

Vairākas balansēšanas mašīnu balstu konstrukcijas variācijas, kas izgatavotas ar plakanām atsperēm, ir apspriestas iepriekš 2.1. sadaļā un ilustrētas 2.7.–2.9. attēlā. Saskaņā ar mūsu informāciju, šādas konstrukcijas visbiežāk tiek izmantotas mašīnās, kas paredzētas piedziņas vārpstu balansēšanai.

Kā piemēru aplūkosim atsperu parametrus, ko viens no klientiem (SIA "Rost-Service", Sanktpēterburga) izmantoja savu mašīnu balstu ražošanā. Šī mašīna bija paredzēta 2, 3 un 4 balstu piedziņas vārpstu balansēšanai, kuru masa nepārsniedz 200 kg. Klienta izvēlēto mašīnas vadošās un piedziņas vārpstas balstos izmantoto atsperu ģeometriskie izmēri (augstums * platums * biezums) bija attiecīgi 300*200*3 mm.

Nenokrauta balsta pašsvārstību frekvence, kas eksperimentāli noteikta ar trieciena ierosmes metodi, izmantojot "Balanset 4" iekārtas standarta mērīšanas sistēmu, tika konstatēta kā 11–12 Hz. Pie šādas balstu pašsvārstību frekvences balansētā rotora ieteicamā rotācijas frekvence balansēšanas laikā nedrīkst būt zemāka par 22–24 Hz (1320–1440 apgr./min).

Tā paša ražotāja starpbalstiem izmantoto plakano atsperu ģeometriskie izmēri bija attiecīgi 200*200*3 mm. Turklāt, kā parādīja pētījumi, šo balstu pašfrekvences bija augstākas, sasniedzot 13–14 Hz.

Balstoties uz testa rezultātiem, iekārtas ražotājiem tika ieteikts izlīdzināt vārpstas un starpbalstu pašfrekvences. Tam vajadzētu atvieglot piedziņas vārpstu darba rotācijas frekvenču diapazona izvēli balansēšanas laikā un novērst iespējamās mērīšanas sistēmas rādījumu nestabilitātes, ja balsti nonāk rezonanses vibrāciju zonā.

Metodes, kā regulēt plakanas atsperes balstu vibrāciju īpatnējās frekvences, ir acīmredzamas. Šo regulēšanu var panākt, mainot plakano atsperu ģeometriskos izmērus vai formu, ko panāk, piemēram, frēzējot garenvirziena vai šķērsvirziena spraugas, kas samazina to stingrību.

Kā minēts iepriekš, šādas regulēšanas rezultātus var pārbaudīt, nosakot balstu svārstību īpatnējās frekvences, izmantojot 3.1.3.1. un 3.1.3.2. punktā aprakstītās metodes.

attēls 3.6. A. Siņicins vienā no savām mašīnām izmantoja klasisku atbalsta konstrukcijas versiju uz plakanām atsperēm. Kā parādīts attēlā, balstā ietilpst šādas sastāvdaļas:

• Augšējā plāksne 1;
• Divas plakanas atsperes 2 un 3;
• Apakšējā plāksne 4;
• Stop kronšteins 5.

3.6. attēls. Balsta uz plakanām atsperēm konstrukcijas variācija

Balsta augšējo plāksni 1 var izmantot vārpstas vai starpližņa montāžai. Atkarībā no balsta mērķa apakšējā plāksne 4 var būt nekustīgi piestiprināta pie mašīnas vadotnēm vai uzstādīta uz kustīgiem slīdņiem, kas ļauj atbalstam kustēties pa vadotnēm. Kronšteinu 5 izmanto, lai uzstādītu balsta bloķēšanas mehānismu, kas ļauj to droši nostiprināt līdzsvarota rotora paātrināšanas un palēnināšanas laikā.

Mašīnu balstu plakanās atsperes ar mīkstiem gultņiem jāizgatavo no lokšņu atsperēm vai augstas kvalitātes leģētā tērauda. Nav ieteicams izmantot parastos konstrukciju tēraudus ar zemu tecēšanas robežu, jo tie ekspluatācijas laikā statiskās un dinamiskās slodzes ietekmē var radīt paliekošu deformāciju, kas noved pie mašīnas ģeometriskās precizitātes samazināšanās un pat balsta stabilitātes zuduma.

Mašīnām ar līdzsvarota rotora masu, kas nepārsniedz 300–500 kg, balsta biezumu var palielināt līdz 30–40 mm, un mašīnām, kas paredzētas rotoru balansēšanai ar maksimālo masu no 1000 līdz 3000 kg, balsta biezums var sasniegt 50–60 mm vai vairāk. Kā liecina iepriekš minēto balstu dinamisko raksturlielumu analīze, to dabiskās vibrācijas frekvences, mērot šķērsplaknē ("elastīgo" un "stingro" daļu relatīvo deformāciju mērīšanas plaknē), parasti pārsniedz 100 Hz vai vairāk. Cieto gultņu balstu dabiskās vibrācijas frekvences frontālajā plaknē, mērot virzienā, kas sakrīt ar līdzsvarotā rotora rotācijas asi, parasti ir ievērojami zemākas. Un tieši šīs frekvences galvenokārt jāņem vērā, nosakot darba frekvenču diapazona augšējo robežu rotējošiem rotoriem, kas līdzsvaroti uz mašīnas. Kā minēts iepriekš, šo frekvenču noteikšanu var veikt ar trieciena ierosmes metodi, kas aprakstīta 3.1. sadaļā.

3.7. attēls. A. Mohova izstrādātā elektromotoru rotoru balansēšanas iekārta, samontēta.

3.8. attēls. G. Glazova (Biškeka) izstrādātā turbopumpja rotoru balansēšanas iekārta.

3.1.4.2. Mīksto gultņu mašīnu balsti ar balstiem uz slokšņu atsperēm

Projektējot lentveida atsperes, ko izmanto balsta balstiem, jāpievērš uzmanība atsperes lentes biezuma un platuma izvēlei, kam, no vienas puses, jāiztur rotora statiskā un dinamiskā slodze uz balsta, un, no otras puses, jānovērš balsta atsperes vērpes griezes vibrāciju iespējamība, kas izpaužas kā aksiālā izliece.

Balansēšanas mašīnu strukturālās realizācijas piemēri, izmantojot lentveida atsperu piekares, ir parādīti 2.1.–2.5. attēlā (sk. 2.1. sadaļu), kā arī šīs sadaļas 3.7. un 3.8. attēlā.

3.1.4.4. Cietie gultņu balsti mašīnām

Kā liecina mūsu plašā pieredze ar klientiem, ievērojama daļa paštaisīto balansieru ražotāju pēdējā laikā ir sākuši dot priekšroku cieto gultņu mašīnām ar stingriem balstiem. 2.2. sadaļā, 2.16.–2.18. attēlā ir redzamas dažādu šādu balstu izmantošanas mašīnu konstrukcijas fotoattēlu fotogrāfijas. Tipiska stingra balsta skice, ko izstrādājis viens no mūsu klientiem savas mašīnas konstrukcijai, ir parādīta 3.10. attēlā. Šis balsts sastāv no plakanas tērauda plāksnes ar P veida rievu, kas parasti sadala balstu "stingrā" un "elastīgajā" daļā. Disbalansa spēka ietekmē balsta "elastīgā" daļa var deformēties attiecībā pret tā "stingro" daļu. Šīs deformācijas lielumu, ko nosaka balsta biezums, rievu dziļums un tilta platums, kas savieno balsta "elastīgo" un "stingro" daļu, var izmērīt, izmantojot atbilstošus mašīnas mērīšanas sistēmas sensorus. Tā kā trūkst metodes šādu balstu šķērsvirziena stingrības aprēķināšanai, ņemot vērā P veida rievas dziļumu h, tilta platumu t, kā arī balsta biezumu r (sk. 3.10. att.), šos projektēšanas parametrus izstrādātāji parasti nosaka eksperimentāli.

Mašīnām ar līdzsvarota rotora masu, kas nepārsniedz 300–500 kg, balsta biezumu var palielināt līdz 30–40 mm, un mašīnām, kas paredzētas rotoru balansēšanai ar maksimālo masu no 1000 līdz 3000 kg, balsta biezums var sasniegt 50–60 mm vai vairāk. Kā liecina iepriekš minēto balstu dinamisko raksturlielumu analīze, to dabiskās vibrācijas frekvences, mērot šķērsplaknē ("elastīgo" un "stingro" daļu relatīvo deformāciju mērīšanas plaknē), parasti pārsniedz 100 Hz vai vairāk. Cieto gultņu balstu dabiskās vibrācijas frekvences frontālajā plaknē, mērot virzienā, kas sakrīt ar līdzsvarotā rotora rotācijas asi, parasti ir ievērojami zemākas. Un tieši šīs frekvences galvenokārt jāņem vērā, nosakot darba frekvenču diapazona augšējo robežu rotējošiem rotoriem, kas līdzsvaroti uz mašīnas.

3.26. attēls. Lietotas virpas gultnes izmantošanas piemērs, lai izgatavotu cieto gultņu balansēšanas iekārtu.

3.27. attēls. Lietotas virpošanas gultnes izmantošanas piemērs mīksto gultņu balansēšanas mašīnas izgatavošanai.

3.28. attēls. No kanāliem samontētas gultas izgatavošanas piemērs

3.29. attēls. Piemērs metinātas gultnes izgatavošanai no kanāliem

3.30. attēls. Piemērs metinātas gultas izgatavošanai no kanāliem

3.31. attēls. No polimēru betona izgatavotas balansēšanas mašīnas gultnes piemērs

Parasti, ražojot šādas gultas, to augšējā daļa tiek pastiprināta ar tērauda ieliktņiem, ko izmanto kā vadotnes, uz kurām balstās balansēšanas mašīnas atbalsta statīvi. Nesen plaši tiek izmantotas gultas, kas izgatavotas no polimērbetona ar vibrācijas slāpējošiem pārklājumiem. Šī gultu ražošanas tehnoloģija ir labi aprakstīta tiešsaistē, un to var viegli ieviest "dari pats" ražotāji. Pateicoties relatīvajai vienkāršībai un zemajām ražošanas izmaksām, šīm gultām ir vairākas būtiskas priekšrocības salīdzinājumā ar metāla analogiem:

• Augstāks vibrācijas svārstību slāpēšanas koeficients;
• zemāka siltumvadītspēja, kas nodrošina minimālu gultnes termisko deformāciju;
• Lielāka izturība pret koroziju;
• Iekšējās spriedzes neesamība.

3.1.4.3. Mīksto gultņu mašīnu balsti, kas izgatavoti, izmantojot cilindriskās atsperes

Mīksto gultņu balansēšanas mašīnas piemērs, kurā balstu konstrukcijā izmantotas cilindriskas saspiešanas atsperes, ir parādīts 3.9. attēlā. Šā konstrukcijas risinājuma galvenais trūkums ir saistīts ar atšķirīgu atsperu deformācijas pakāpi priekšējos un aizmugurējos balstos, kas rodas, ja asimetrisko rotoru balansēšanas laikā slodzes uz balstiem ir nevienādas. Tas, protams, izraisa balstu nesaskaņošanu un rotora ass izliekumu vertikālajā plaknē. Viena no šī defekta negatīvajām sekām var būt tādu spēku rašanās, kas rotācijas laikā izraisa rotora aksiālu nobīdi.

3.9. attēls. Mīksto gultņu balsta konstrukcijas variants balansēšanas mašīnām, kurās izmanto cilindriskās atsperes.

3.1.4.4. Cietie gultņu balsti mašīnām

Kā liecina mūsu plašā pieredze ar klientiem, ievērojama daļa paštaisīto balansieru ražotāju pēdējā laikā ir sākuši dot priekšroku cieto gultņu mašīnām ar stingriem balstiem. 2.2. sadaļā, 2.16.–2.18. attēlā ir redzamas dažādu šādu balstu izmantošanas mašīnu konstrukcijas fotoattēlu fotogrāfijas. Tipiska stingra balsta skice, ko izstrādājis viens no mūsu klientiem savas mašīnas konstrukcijai, ir parādīta 3.10. attēlā. Šis balsts sastāv no plakanas tērauda plāksnes ar P veida rievu, kas parasti sadala balstu "stingrā" un "elastīgajā" daļā. Disbalansa spēka ietekmē balsta "elastīgā" daļa var deformēties attiecībā pret tā "stingro" daļu. Šīs deformācijas lielumu, ko nosaka balsta biezums, rievu dziļums un tilta platums, kas savieno balsta "elastīgo" un "stingro" daļu, var izmērīt, izmantojot atbilstošus mašīnas mērīšanas sistēmas sensorus. Tā kā trūkst metodes šādu balstu šķērsvirziena stingrības aprēķināšanai, ņemot vērā P veida rievas dziļumu h, tilta platumu t, kā arī balsta biezumu r (sk. 3.10. att.), šos projektēšanas parametrus izstrādātāji parasti nosaka eksperimentāli.

3.10. attēls. Balansēšanas mašīnas cietā gultņa balsta skice

3.11. un 3.12. attēlā ir parādītas fotogrāfijas, kurās redzamas dažādas šādu balstu realizācijas, kas izgatavotas mūsu klientu pašu mašīnām. Apkopojot datus, kas iegūti no vairākiem mūsu klientiem, kuri ir mašīnu ražotāji, var formulēt prasības balstu biezumam, kas jāizvirza dažāda izmēra un kravnesības mašīnām. Piemēram, mašīnām, kas paredzētas rotoru, kuru svars ir no 0,1 līdz 50–100 kg, balansēšanai balsta biezums var būt 20 mm.

3.11. attēls. A. Siņicina ražotās balansēšanas mašīnas balsti ar cietiem gultņiem

3.12. attēls. D. Krasiļņikova ražotais balansiera balsts ar cieto gultni

Mašīnām ar līdzsvarota rotora masu, kas nepārsniedz 300–500 kg, balsta biezumu var palielināt līdz 30–40 mm, un mašīnām, kas paredzētas rotoru balansēšanai ar maksimālo masu no 1000 līdz 3000 kg, balsta biezums var sasniegt 50–60 mm vai vairāk. Kā liecina iepriekš minēto balstu dinamisko raksturlielumu analīze, to dabiskās vibrācijas frekvences, mērot šķērsplaknē ("elastīgo" un "stingro" daļu relatīvo deformāciju mērīšanas plaknē), parasti pārsniedz 100 Hz vai vairāk. Cieto gultņu balstu dabiskās vibrācijas frekvences frontālajā plaknē, mērot virzienā, kas sakrīt ar līdzsvarotā rotora rotācijas asi, parasti ir ievērojami zemākas. Un tieši šīs frekvences galvenokārt jāņem vērā, nosakot darba frekvenču diapazona augšējo robežu rotējošiem rotoriem, kas līdzsvaroti uz mašīnas. Kā minēts iepriekš, šo frekvenču noteikšanu var veikt ar trieciena ierosmes metodi, kas aprakstīta 3.1. sadaļā.

3.2. Balansēšanas mašīnu balansēšanas iekārtu balansēšanas mezgli

3.2.1. Galvenie balsta mezglu veidi

Ražojot balansēšanas mašīnas gan ar cietajiem, gan mīkstajiem gultņiem, var ieteikt šādus labi zināmus balansēšanas balstu tipus, ko izmanto balansēto rotoru uzstādīšanai un rotācijai uz balstiem, tostarp:

• Prizmatiskie balsta mezgli;
• Balstu komplekti ar rotējošiem veltņiem;
• Vārpstas balsta mezgli.

3.2.1.1. Prizmatiskie balsta mezgli

Šie mezgli, kuriem ir dažādas konstrukcijas iespējas, parasti tiek uzstādīti uz mazu un vidēja izmēra mašīnu balstiem, uz kuriem var balansēt rotorus ar masu, kas nepārsniedz 50–100 kg. Vienkāršākās prizmatiskās atbalsta mezgla versijas piemērs ir parādīts 3.13. attēlā. Šis atbalsta mezgls ir izgatavots no tērauda un tiek izmantots turbīnu balansēšanas mašīnā. Vairāki mazo un vidējo balansēšanas mašīnu ražotāji, ražojot prizmatiskas atbalsta mezglus, dod priekšroku nemetālisku materiālu (dielektriķu) izmantošanai, piemēram, tekstolīta, fluoroplastikas, kaprolona utt.

3.13. Automobiļu turbīnu balansēšanas iekārtā izmantotā prizmatiskā balsta mezgla izpildījuma variants

Līdzīgus atbalsta mezglus (sk. 3.8. attēlu iepriekš) ievieš, piemēram, G. Glazovs savā mašīnā, kas arī paredzēta automašīnu turbīnu balansēšanai. Oriģinālo prizmatiskās atbalsta mezgla tehnisko risinājumu, kas izgatavots no fluoroplasta (sk. 3.14. attēlu), piedāvā SIA "Technobalance".

3.14. attēls. SIA "Technobalance" prizmatiska atbalsta mezgla izgatavošana"

Šis konkrētais atbalsta mezgls ir izveidots, izmantojot divas cilindriskas uzmavas 1 un 2, kas uzstādītas viena pret otru leņķī un nostiprinātas uz atbalsta asīm. Līdzsvarotais rotors saskaras ar uzmavu virsmām pa cilindru ģenerējošajām līnijām, kas samazina rotora vārpstas un atbalsta kontakta laukumu, līdz ar to samazinot berzes spēku atbalstā. Ja nepieciešams, atbalsta virsmas nodiluma vai bojājuma gadījumā tās saskares zonā ar rotora vārpstu nodiluma kompensācijas iespēja tiek nodrošināta, pagriežot uzmavu ap tās asi noteiktā leņķī. Jāatzīmē, ka, izmantojot atbalsta mezglus, kas izgatavoti no nemetāliskiem materiāliem, ir jāparedz strukturāla iespēja iezemēt līdzsvaroto rotoru pie mašīnas korpusa, kas novērš spēcīgu statiskās elektrības lādiņu rašanās risku darbības laikā. Tas, pirmkārt, palīdz samazināt elektriskos traucējumus un traucējumus, kas var ietekmēt mašīnas mērīšanas sistēmas darbību, un, otrkārt, novērš risku, ka personāls varētu tikt ietekmēts statiskās elektrības iedarbības dēļ.

3.2.1.2. Rullīšu balstu komplekti

Šie mezgli parasti tiek uzstādīti uz mašīnu balstiem, kas paredzēti rotoru balansēšanai ar masu, kas pārsniedz 50 kilogramus un vairāk. To izmantošana ievērojami samazina berzes spēkus balstos, salīdzinot ar prizmatiskajiem balstiem, atvieglojot balansētā rotora rotāciju. Kā piemērs 3.15. attēlā parādīts balsta mezgla konstrukcijas variants, kurā izstrādājuma pozicionēšanai tiek izmantoti veltņi. Šajā konstrukcijā kā veltņi 1 un 2 tiek izmantoti standarta rites gultņi, kuru ārējie gredzeni griežas uz nekustīgām asīm, kas nostiprinātas mašīnas balsta 3 korpusā. 3.16. attēlā parādīta sarežģītāka veltņu balsta mezgla konstrukcijas skice, ko savā projektā īstenoja viens no paštaisīto balansēšanas mašīnu ražotājiem. Kā redzams zīmējumā, lai palielinātu veltņa (un līdz ar to arī atbalsta mezgla) kravnesību, veltņa korpusā 3 ir uzstādīts rites gultņu pāris 1 un 2. Šīs konstrukcijas praktiskā ieviešana, neskatoties uz visām tās acīmredzamajām priekšrocībām, šķiet diezgan sarežģīts uzdevums, kas saistīts ar nepieciešamību pēc veltņa korpusa 3 neatkarīgas izgatavošanas, kam tiek izvirzītas ļoti augstas prasības attiecībā uz materiāla ģeometrisko precizitāti un mehāniskajām īpašībām.

3.15. attēls. Rullīšu balsta mezgla konstrukcijas piemērs

3.16. attēls. Rullīšu balsta mezgla konstrukcijas piemērs ar diviem ritošajiem gultņiem

3.17. attēlā ir parādīts pašregulējoša veltņu atbalsta mezgla konstrukcijas variants, ko izstrādājuši SIA "Technobalance" speciālisti. Šajā konstrukcijā veltņu pašregulēšanās spēja tiek panākta, nodrošinot tiem divas papildu brīvības pakāpes, kas ļauj veltņiem veikt nelielas leņķiskas kustības ap X un Y asīm. Šādus atbalsta mezglus, kas nodrošina augstu precizitāti balansētu rotoru uzstādīšanā, parasti ieteicams izmantot uz smago balansēšanas mašīnu balstiem.

3.17. attēls. Pašizlīdzinošā rullīšu balsta mezgla konstrukcijas piemērs

Kā minēts iepriekš, veltņu balstu mezgliem parasti ir diezgan augstas prasības attiecībā uz izgatavošanas precizitāti un stingrību. Jo īpaši rullīšu radiālajai novirzei noteiktās pielaides nedrīkst pārsniegt 3-5 mikronus.

Praksē to ne vienmēr izdodas panākt pat labi pazīstamiem ražotājiem. Piemēram, autora veiktās jaunu veltņu balstu mezglu radiālā nobīdes testēšanas laikā, kas iegādāti kā rezerves daļas balansēšanas mašīnas modelim H8V, zīmolam "K. Shenk", to veltņu radiālais nobīde sasniedza 10-11 mikronus.

3.2.1.3. Vārpstas balsta mezgli

Balansējot rotorus ar atloku montāžu (piemēram, kardāna vārpstas) balansēšanas mašīnās, vārpstas tiek izmantotas kā balansējamo izstrādājumu pozicionēšanas, montāžas un rotācijas balansēšanas balstu balansēšanas atbalsta mezgli.

Vārpstas ir viena no sarežģītākajām un svarīgākajām balansēšanas iekārtu sastāvdaļām, kas lielā mērā nodrošina nepieciešamo balansēšanas kvalitāti.

Vārpstu projektēšanas un ražošanas teorija un prakse ir diezgan labi attīstīta un atspoguļota plašā publikāciju klāstā, starp kurām kā visnoderīgākā un izstrādātājiem pieejamākā izceļas monogrāfija "Metāla griešanas mašīnu detaļas un mehānismi" [1], ko rediģējis Dr. inženieris D. N. Rešetovs.

Starp galvenajām prasībām, kas jāņem vērā, projektējot un izgatavojot balansēšanas mašīnu vārpstas, par prioritāti jāizvirza šādas prasības:

a) nodrošina augstu vārpstas mezgla konstrukcijas stingrību, kas ir pietiekama, lai novērstu nepieļaujamas deformācijas, kas var rasties, iedarbojoties balansēta rotora nelīdzsvara spēkiem;

b) vārpstas rotācijas ass stāvokļa stabilitātes nodrošināšana, ko raksturo pieļaujamās vārpstas radiālās, aksiālās un aksiālās rievgriezes vērtības;

c) nodrošināt vārpstas vārpstu, kā arī tās sēžņu un balsta virsmu, ko izmanto sabalansētu izstrādājumu montāžai, pienācīgu nodilumizturību.

Šo prasību praktiskā ieviešana ir sīki aprakstīta darba [1] VI sadaļā "Vārpstas un to balsti".

Jo īpaši ir sniegtas metodikas vārpstu stingrības un rotācijas precizitātes pārbaudei, ieteikumi gultņu izvēlei, vārpstu materiāla izvēlei un tā rūdīšanas metodēm, kā arī daudz citas noderīgas informācijas par šo tēmu.

Darbā [1] norādīts, ka, projektējot vārpstas lielākajai daļai metāla griešanas darbgaldu tipu, galvenokārt tiek izmantota divu gultņu shēma.

Šādas divu gultņu shēmas konstrukcijas varianta piemērs, ko izmanto frēzmašīnu vārpstām (sīkāku informāciju var atrast darbā [1]), ir parādīts 3.18. attēlā.

Šī shēma ir diezgan piemērota balansēšanas mašīnu vārpstu ražošanai, kuru konstrukcijas variantu piemēri ir parādīti 3.19.-3.22. attēlā.

3.18. attēls. Flīzmašīnas vārpstas ar diviem gultņiem skice

3.19. attēlā ir parādīts viens no balansēšanas mašīnas galvenā vārpstas mezgla konstrukcijas variantiem, kas rotē uz diviem radiālajiem vilces gultņiem, no kuriem katram ir savs neatkarīgs korpuss 1 un 2. Uz vārpstas vārpstas 3 ir uzmontēts atloks 4, kas paredzēts kardāna vārpstas montāžai, un trīse 5, ko izmanto, lai no elektromotora, izmantojot V veida siksnas piedziņu, pārnestu rotāciju uz vārpstu.

3.19. attēls. Piemērs vārpstas konstrukcijai uz diviem neatkarīgiem gultņu balstiem

un 3.21. attēls parādītas divas cieši saistītas vadošo vārpstu komplektu konstrukcijas. Abos gadījumos vārpstas gultņi ir uzstādīti kopējā korpusā 1, kurā ir caurējs aksiāls caurums, kas nepieciešams vārpstas vārpstas uzstādīšanai. Šā urbuma ieejā un izejā korpusā ir īpašas atveres (attēlā nav parādītas), kas paredzētas radiālo vilces gultņu (rullīšu vai lodīšu) un īpašu atloku vāku 5, ko izmanto gultņu ārējo gredzenu nostiprināšanai, ievietošanai.

3.20. attēls. Vadošā vārpstas konstrukcijas 1. piemērs uz diviem gultņu balstiem, kas uzstādīti kopējā korpusā

3.21. attēls. Vadošās vārpstas konstrukcijas 2. piemērs uz diviem gultņu balstiem, kas uzstādīti kopējā korpusā

Tāpat kā iepriekšējā versijā (sk. 3.19. att.), uz vārpstas vārpstas ir uzstādīta frontālā plāksne 2, kas paredzēta piedziņas vārpstas montāžai ar atloku, un trīse 3, ko izmanto, lai ar siksnas piedziņas palīdzību pārnestu rotāciju uz vārpstu no elektromotora. Uz vārpstas vārpstas ir piestiprināts arī zobrats 4, ko izmanto vārpstas leņķiskā stāvokļa noteikšanai, ko izmanto, uzstādot uz rotora testa un koriģējošos atsvarus balansēšanas laikā.

3.22. attēls. Dzenošās (aizmugurējās) vārpstas konstrukcijas piemērs

attēls 3.22 attēlots mašīnas piedziņas (aizmugurējā) vārpstas mezgla konstrukcijas variants, kas no priekšējās vārpstas atšķiras tikai ar to, ka tajā nav piedziņas skriemeļa un locekļa, jo tie nav vajadzīgi.

3.23. attēls. Dzenāmās (aizmugurējās) vārpstas konstrukcijas izpildes piemērs.

Kā redzams 3.20.-3.22. attēls, iepriekš aprakstītie vārpstu komplekti tiek piestiprināti balansēšanas mašīnu mīksto gultņu balstiem, izmantojot īpašas skavas (siksnas) 6. Vajadzības gadījumā var izmantot arī citas stiprināšanas metodes, nodrošinot pareizu stingrību un precizitāti vārpstas mezgla novietošanā uz balsta.

attēls 3.23 ilustrē atloka montāžas konstrukciju, kas līdzīga šai vārpstai un ko var izmantot tās uzstādīšanai uz balansēšanas mašīnas cietā gultņa balsta.

3.2.1.3.4. Vārpstas stingrības un radiālā izvirzījuma aprēķināšana

Vārpstas stingrības un paredzamā radiālā izvirzījuma noteikšanai var izmantot 3.4. formulu (sk. aprēķina shēmu 3.24. attēlā):

kur:

• Y - vārpstas elastīgā nobīde vārpstas konsoles galā, cm;
• P - aprēķinātā slodze, kas iedarbojas uz vārpstas konsoli, kg;
• A - vārpstas aizmugurējais gultņa balsts;
• B - vārpstas priekšējā gultņa atbalsts;
• g - vārpstas konsoles garums, cm;
• c - attālums starp vārpstas balstiem A un B, cm;
• J1 - vārpstas šķērsgriezuma starp balstiem vidējais inerces moments, cm⁴;
• J2 - vārpstas konsoles sekcijas vidējais inerces moments, cm⁴;
• jB un jA - vārpstas priekšējā un aizmugurējā balsta gultņu stingrība, attiecīgi, kg/cm.

Pārveidojot 3.4. formulu, iegūst vēlamo aprēķināto vārpstas mezgla stīvuma vērtību. jшп var noteikt:

Ņemot vērā darba [1] ieteikumus vidēja lieluma balansēšanas mašīnām, šai vērtībai nevajadzētu būt zemākai par 50 kg/µm.

Radiālā izvirzījuma aprēķināšanai tiek izmantota 3.5. formula:

kur:

• ∆ ir radiālais novirze vārpstas konsoles galā, µm;
• ∆B ir vārpstas priekšējā gultņa radiālais rullītis, µm;
• ∆A ir aizmugurējā vārpstas gultņa radiālais rullītis, µm;
• g ir vārpstas konsoles garums, cm;
• c ir attālums starp vārpstas balstiem A un B, cm.

3.2.1.3.5. Prasību nodrošināšana vārpstas līdzsvara nodrošināšanai

Balansēšanas mašīnu vārpstas mezgliem jābūt labi līdzsvarotiem, jo jebkurš faktiskais nelīdzsvarotība tiks pārnesta uz balansējamo rotoru kā papildu kļūda. Nosakot vārpstas atlikušā nelīdzsvarotības tehnoloģiskās pielaides, parasti ieteicams, lai tās balansēšanas precizitātes klase būtu vismaz par 1–2 klasēm augstāka nekā uz mašīnas balansējamajam izstrādājumam.

Ņemot vērā iepriekš aprakstītās vārpstu konstrukcijas īpatnības, to balansēšana jāveic divās plaknēs.

3.2.1.3.6. Prasību nodrošināšana attiecībā uz gultņu nestspēju un izturību vārpstas gultņiem

Projektējot vārpstas un izvēloties gultņu izmērus, ieteicams iepriekš novērtēt gultņu izturību un slodzes kapacitāti. Šo aprēķinu veikšanas metodoloģiju var detalizēti aprakstīt standartā ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Ritgultņi - Dinamiskās slodzes vērtības un kalpošanas laiks" [3], kā arī daudzās (tostarp digitālās) ritgultņu rokasgrāmatās.

3.2.1.3.7. Prasību nodrošināšana attiecībā uz pieņemamu vārpstas gultņu sildīšanu

Saskaņā ar darbā [1] sniegtajiem ieteikumiem maksimāli pieļaujamā ārējo gredzenu iesilšana vārpstas gultņiem nedrīkst pārsniegt 70°C. Tomēr, lai nodrošinātu kvalitatīvu balansēšanu, ieteicamā ārējo gredzenu sildīšana nedrīkst pārsniegt 40 - 45°C.

3.2.1.3.8. Siksnas piedziņas tipa un vārpstas piedziņas skriemeļa konstrukcijas izvēle

Projektējot balansēšanas mašīnas dzenošo vārpstu, tās rotāciju ieteicams nodrošināt, izmantojot plakano siksnu piedziņu. Piemērs, kā pareizi izmantot šādu piedziņu vārpstas darbināšanai, ir sniegts dokumentā un 3.23. attēls. Ķīļsiksnu vai zobsiksnu piedziņas nav vēlamas, jo tās var radīt papildu dinamiskas slodzes uz vārpstu siksnu un skriemeļu ģeometrisko neprecizitāšu dēļ, kas savukārt var radīt papildu mērījumu kļūdas balansēšanas laikā. Ieteicamās prasības plakanām piedziņas siksnām paredzētiem skriemeļiem ir izklāstītas standartā ISO 17383-73 "Plakanu piedziņas siksnu skriemeļi" [4].

Piedziņas trīsi novietojiet vārpstas aizmugurējā galā, pēc iespējas tuvāk gultņa mezglam (ar iespējami mazāku pārkares augstumu). Konstrukcijas lēmums par trīšu izvietojumu ar pārkares novietojumu, kas pieņemts, ražojot vārpstu, kā parādīts attēlā. attēls 3.19., var uzskatīt par neveiksmīgu, jo tas ievērojami palielina dinamiskās piedziņas slodzes momentu, kas iedarbojas uz vārpstas balstiem.

Vēl viens būtisks šīs konstrukcijas trūkums ir V veida siksnas piedziņas izmantošana, kuras ražošanas un montāžas neprecizitātes var būt arī nevēlamas papildu slodzes avots vārpstai.

3.3. Gulta (rāmis)

Gulta ir balansēšanas mašīnas galvenā nesošā konstrukcija, uz kuras balstās tās galvenie elementi, tostarp balsta statņi un piedziņas motors. Izvēloties vai izgatavojot balansēšanas mašīnas gultni, ir jānodrošina, lai tā atbilstu vairākām prasībām, tostarp nepieciešamai stingrībai, ģeometriskajai precizitātei, vibrācijas izturībai un tās vadotņu nodilumizturībai.

Prakse rāda, ka, ražojot mašīnas savām vajadzībām, visbiežāk tiek izmantotas šādas gultas iespējas:

• čuguna gultņi no lietotām metāla griešanas mašīnām (virpas, kokapstrādes utt.);
• montētas gultas, kuru pamatā ir kanāli, kas montēti, izmantojot skrūvju savienojumus;
• metinātas gultas, kuru pamatā ir kanāli;
• polimēru betona gultnes ar vibrācijas absorbējošiem pārklājumiem.

3.25. attēls. Lietotas kokapstrādes darbgalda gultnes izmantošanas piemērs kardāna vārpstu balansēšanas iekārtas izgatavošanai.

3.4. Balansēšanas mašīnu piedziņas

Kā liecina mūsu klientu izmantoto balansēšanas iekārtu ražošanā izmantoto konstrukcijas risinājumu analīze, projektējot piedziņas, tie galvenokārt koncentrējas uz maiņstrāvas motoru, kas aprīkoti ar mainīgas frekvences piedziņām, izmantošanu. Šāda pieeja ļauj ar minimālām izmaksām nodrošināt plašu regulējamu rotācijas ātrumu diapazonu balansēšanas rotoriem. Balansēšanas rotoru griešanai izmantoto galveno piedziņas motoru jauda parasti tiek izvēlēta, pamatojoties uz šo rotoru masu, un tā aptuveni var būt:

• 0,25–0,72 kW mašīnām, kas paredzētas rotoru balansēšanai ar masu ≤ 5 kg;
• 0,72–1,2 kW mašīnām, kas paredzētas rotoru ar masu > 5 ≤ 50 kg balansēšanai;
• 1,2–1,5 kW mašīnām, kas paredzētas rotoru ar masu > 50 ≤ 100 kg balansēšanai;
• 1,5–2,2 kW mašīnām, kas paredzētas rotoru ar masu > 100 ≤ 500 kg balansēšanai;
• 2,2–5 kW mašīnām, kas paredzētas rotoru ar masu > 500 ≤ 1000 kg balansēšanai;
• 5–7,5 kW mašīnām, kas paredzētas rotoru ar masu > 1000 ≤ 3000 kg balansēšanai.

Šiem motoriem jābūt stingri nostiprinātiem uz mašīnas gultnes vai tās pamatnes. Pirms uzstādīšanas uz mašīnas (vai uzstādīšanas vietā) galvenais piedziņas motors kopā ar tā izejas vārpstai piestiprināto trīsi rūpīgi jāsabalansē. Lai samazinātu mainīgās frekvences piedziņas radītos elektromagnētiskos traucējumus, ieteicams uzstādīt tīkla filtrus pie tās ieejas un izejas. Tie var būt standarta gatavie izstrādājumi, ko piegādā piedziņu ražotāji, vai paštaisīti filtri, kas izgatavoti, izmantojot ferīta gredzenus.

4. Balansēšanas mašīnu mērīšanas sistēmas

Lielākā daļa balansēšanas mašīnu amatieru ražotāju, kas sazinās ar SIA "Kinematics" (Vibromera), plāno savos projektos izmantot mūsu uzņēmuma ražotās "Balanset" sērijas mērīšanas sistēmas. Tomēr ir arī daži klienti, kas plāno patstāvīgi ražot šādas mērīšanas sistēmas. Tāpēc ir lietderīgi sīkāk apspriest balansēšanas mašīnas mērīšanas sistēmas konstrukciju. Galvenā prasība šīm sistēmām ir nepieciešamība nodrošināt augstas precizitātes vibrācijas signāla rotācijas komponentes amplitūdas un fāzes mērījumus, kas parādās balansētā rotora rotācijas frekvencē. Šis mērķis parasti tiek sasniegts, izmantojot tehnisko risinājumu kombināciju, tostarp:

• Vibrācijas sensoru ar augstu signāla pārveidošanas koeficientu izmantošana;
• Moderno lāzera fāzes leņķa sensoru izmantošana;
• aparatūras, kas ļauj pastiprināt un digitāli konvertēt sensoru signālus (primārā signālu apstrāde), izveide (vai izmantošana);
• Vibrācijas signāla programmatūras apstrādes ieviešana, kas nodrošinātu vibrācijas signāla rotācijas komponentes, kas izpaužas līdzsvarotā rotora rotācijas frekvencē (sekundārā apstrāde), augstas izšķirtspējas un stabilu iegūšanu.

Zemāk mēs apsveram zināmus šādu tehnisko risinājumu variantus, kas ieviesti vairākos labi zināmos balansēšanas instrumentos.

4.1. Vibrācijas sensoru izvēle

Balansēšanas mašīnu mērīšanas sistēmās var izmantot dažādu veidu vibrācijas sensorus (devējus), tostarp:

• Vibrācijas paātrinājuma sensori (akselerometri);
• Vibrācijas ātruma sensori;
• Vibrācijas pārvietojuma sensori;
• Spēka sensori.

4.1.1. Vibrācijas paātrinājuma sensori

Starp vibrācijas paātrinājuma sensoriem visplašāk tiek izmantoti pjezo un kapacitatīvie (mikroshēmas) akselerometri, kurus var efektīvi izmantot mīksto gultņu tipa balansēšanas mašīnās. Praksē parasti ir pieļaujams izmantot vibrācijas paātrinājuma sensorus ar konversijas koeficientiem (Kpr) no 10 līdz 30 mV/(m/s²). Balansēšanas mašīnās, kurām nepieciešama īpaši augsta balansēšanas precizitāte, ieteicams izmantot akselerometrus ar Kpr, kas sasniedz 100 mV/(m/s²) un vairāk. Kā pjezo akselerometru piemērs, ko var izmantot kā vibrācijas sensorus balansēšanas mašīnām, 4.1. attēlā parādīti SIA "Izmeritel" ražotie DN3M1 un DN3M1V6 pjezo akselerometri.

4.1. attēls. Pjezoakcelerometri DN 3M1 un DN 3M1V6

Lai pieslēgtu šādus sensorus vibrācijas mērinstrumentiem un sistēmām, ir jāizmanto ārēji vai iebūvēti lādiņa pastiprinātāji.

4.2. attēls. Kapacitatīvie akselerometri AD1, ražotājs SIA "Kinematics" (Vibromera)

Jāatzīmē, ka šiem sensoriem, tostarp tirgū plaši izmantotajām kapacitatīvo akselerometru ADXL 345 platēm (sk. 4.3. attēlu), ir vairākas būtiskas priekšrocības salīdzinājumā ar pjezoakcelerometriem. Proti, tie ir 4 līdz 8 reizes lētāki, bet to tehniskie parametri ir līdzīgi. Turklāt tiem nav jāizmanto dārgi un smalki lādiņa pastiprinātāji, kas nepieciešami pjezoakcelerometriem.

Gadījumos, kad balansēšanas iekārtu mērīšanas sistēmās izmanto abu veidu akselerometrus, parasti tiek veikta sensoru signālu aparatūras integrācija (vai dubultā integrācija).

4.2. attēls. Kapacitatīvie akselerometri AD 1, samontēti.

4.2. attēls. Kapacitatīvie akselerometri AD1, ražotājs SIA "Kinematics" (Vibromera)

Jāatzīmē, ka šiem sensoriem, tostarp tirgū plaši izmantotajām kapacitatīvo akselerometru ADXL 345 platēm (sk. 4.3. attēlu), ir vairākas būtiskas priekšrocības salīdzinājumā ar pjezoakcelerometriem. Proti, tie ir 4 līdz 8 reizes lētāki, bet to tehniskie parametri ir līdzīgi. Turklāt tiem nav jāizmanto dārgi un smalki lādiņa pastiprinātāji, kas nepieciešami pjezoakcelerometriem.

4.3. attēls. Kapacitatīvā akselerometra plate ADXL 345.

Šajā gadījumā sākotnējais sensora signāls, kas ir proporcionāls vibrācijas paātrinājumam, tiek attiecīgi pārveidots par signālu, kas ir proporcionāls vibrācijas ātrumam vai pārvietojumam. Vibrācijas signāla divkāršas integrēšanas procedūra ir īpaši svarīga, ja akselerometrus izmanto kā daļu no mērīšanas sistēmām zema ātruma balansēšanas mašīnām, kur rotora rotācijas zemākā frekvence balansēšanas laikā var sasniegt 120 apgr./min un mazāk. Ja balansēšanas mašīnu mērīšanas sistēmās izmanto kapacitatīvos akselerometrus, jāņem vērā, ka pēc integrēšanas to signāli var saturēt zemas frekvences traucējumus, kas izpaužas frekvenču diapazonā no 0,5 līdz 3 Hz. Tas var ierobežot balansēšanas zemāko frekvenču diapazonu mašīnām, kurās paredzēts izmantot šos sensorus.

4.1.2. Vibrācijas ātruma sensori

4.1.2.1. Induktīvie vibrācijas ātruma sensori.

Šajos sensoros ir induktīvā spole un magnētiskā serde. Kad spole vibrē attiecībā pret nekustīgo serdi (vai serde attiecībā pret nekustīgo spoli), spolē tiek inducēta EML, kuras spriegums ir tieši proporcionāls sensora kustīgā elementa vibrācijas ātrumam. Induktīvo sensoru konversijas koeficienti (Кпр) parasti ir diezgan augsti, sasniedzot vairākus desmitus vai pat simtus mV/mm/sek. Konkrēti, Schenck T77 modeļa sensora konversijas koeficients ir 80 mV/mm/sek, bet IRD Mechanalysis 544M modeļa sensora - 40 mV/mm/sek. Dažos gadījumos (piemēram, Schenck balansēšanas mašīnās) tiek izmantoti īpaši ļoti jutīgi induktīvie vibrācijas ātruma sensori ar mehānisko pastiprinātāju, kur Kпр var pārsniegt 1000 mV/mm/sek. Ja balansēšanas mašīnu mērīšanas sistēmās izmanto induktīvos vibrācijas ātruma sensorus, var veikt arī vibrācijas ātrumam proporcionāla elektriskā signāla aparatūras integrāciju, pārveidojot to signālā, kas proporcionāls vibrācijas pārvietojumam.

4.4. attēls. IRD Mechanalysis 544M modeļa sensors.

4.5. attēls. Schenck T77 modeļa sensors

Jāatzīmē, ka induktīvie vibrācijas ātruma sensori ir diezgan reti un dārgi izstrādājumi, jo to ražošana ir darbietilpīga. Tāpēc, neraugoties uz šo sensoru acīmredzamajām priekšrocībām, balansēšanas mašīnu ražotāji amatieri tos izmanto ļoti reti.

4.2. Fāzes leņķa sensori

Vibrāciju mērīšanas procesa sinhronizēšanai ar balansētā rotora rotācijas leņķi tiek izmantoti fāzes leņķa sensori, piemēram, lāzera (fotoelektriskie) vai induktīvie sensori. Šos sensorus ražo dažādās konstrukcijās gan vietējie, gan starptautiskie ražotāji. Šo sensoru cenu diapazons var ievērojami atšķirties, sākot no aptuveni 40 līdz 200 dolāriem. Šādas ierīces piemērs ir "Diamex" ražotais fāzes leņķa sensors, kas parādīts 4.11. attēlā.

4.11. attēls: Fāzes leņķa sensors no "Diamex""

Kā vēl viens piemērs 4.12. attēlā parādīts SIA "Kinematics" (Vibromera) ieviests modelis, kurā kā fāzes leņķa sensorus tiek izmantoti Ķīnā ražoti DT 2234C modeļa lāzera tahometri. Šī sensora acīmredzamās priekšrocības ir šādas:

• Plašs darbības diapazons, kas ļauj mērīt rotora rotācijas frekvenci no 2,5 līdz 99 999 apgriezieniem minūtē ar izšķirtspēju ne mazāku par vienu apgriezienu;
• Digitālais displejs;
• Viegla tahometra iestatīšana mērījumiem;
• Pieejamība un zemas tirgus izmaksas;
• Relatīvi vienkārša modifikācija integrēšanai balansēšanas iekārtas mērīšanas sistēmā.

4.12. attēls: Lāzera tahometrs, DT 2234C modelis

Dažos gadījumos, kad optisko lāzeru sensoru izmantošana kādu iemeslu dēļ nav vēlama, tos var aizstāt ar induktīvajiem bezkontakta pārvietojuma sensoriem, piemēram, iepriekš minēto ISAN E41A modeli vai līdzīgiem citu ražotāju produktiem.

4.3. Signālu apstrādes funkcijas vibrāciju sensoros

Lai precīzi izmērītu vibrācijas signāla rotācijas komponentes amplitūdu un fāzi balansēšanas iekārtās, parasti izmanto aparatūras un programmatūras apstrādes rīku kombināciju. Šie rīki ļauj:

• Sensora analogā signāla platjoslas aparatūras filtrēšana;
• Sensora analogā signāla pastiprināšana;
• Analogā signāla integrācija un/vai dubultā integrācija (ja nepieciešams);
• Analogā signāla šaurjoslas filtrēšana, izmantojot izsekošanas filtru;
• Signāla analogo ciparu pārveidošana;
• Digitālā signāla sinhronā filtrēšana;
• Digitālā signāla harmoniskā analīze.

4.3.1. Platjoslas signāla filtrēšana

Šī procedūra ir būtiska, lai attīrītu vibrācijas sensora signālu no iespējamiem traucējumiem, kas var rasties gan ierīces frekvenču diapazona apakšējā, gan augšējā robežās. Balansēšanas mašīnas mērīšanas ierīcei ieteicams iestatīt joslas caurlaides filtra apakšējo robežu uz 2–3 Hz un augšējo robežu uz 50 (100) Hz. "Apakšējā" filtrēšana palīdz nomākt zemfrekvences trokšņus, kas var parādīties dažādu veidu sensoru mērīšanas pastiprinātāju izejā. "Augšējā" filtrēšana novērš traucējumu iespējamību kombinēto frekvenču un atsevišķu mašīnas mehānisko komponentu potenciālo rezonanses vibrāciju dēļ.

4.3.2. Analogā signāla pastiprināšana no sensora

Ja nepieciešams palielināt balansēšanas mašīnas mērīšanas sistēmas jutību, signālus no vibrācijas sensoriem uz mērīšanas bloka ieeju var pastiprināt. Var izmantot gan standarta pastiprinātājus ar nemainīgu pastiprinājumu, gan daudzpakāpju pastiprinātājus, kuru pastiprinājumu var programmatiski mainīt atkarībā no reālā signāla līmeņa no sensora. Programmējama daudzpakāpju pastiprinātāja piemērs ir pastiprinātāji, kas ieviesti sprieguma mērīšanas pārveidotājos, piemēram, E154 vai E14-140, ko ražo SIA "L-Card".

4.3.3. Integrācija

Kā minēts iepriekš, balansēšanas mašīnu mērīšanas sistēmās ir ieteicama vibrācijas sensoru signālu aparatūras integrācija un/vai dubulta integrācija. Tādējādi sākotnējo akselerometra signālu, kas ir proporcionāls vibrācijas paātrinājumam, var pārveidot par signālu, kas ir proporcionāls vibrācijas ātrumam (integrācija) vai vibrācijas pārvietojumam (dubulta integrācija). Līdzīgi vibrātruma sensora signālu pēc integrēšanas var pārveidot par signālu, kas proporcionāls vibropārvietojumam.

4.3.4. Analogā signāla šaurjoslas filtrēšana, izmantojot izsekošanas filtru

Lai samazinātu traucējumus un uzlabotu vibrācijas signālu apstrādes kvalitāti balansēšanas mašīnu mērīšanas sistēmās, var izmantot šaurjoslas sekošanas filtrus. Šo filtru centrālā frekvence tiek automātiski noregulēta uz balansētā rotora rotācijas frekvenci, izmantojot rotora apgriezienu sensora signālu. Šādu filtru izveidei var izmantot modernas integrālās shēmas, piemēram, MAX263, MAX264, MAX267, MAX268 no "MAXIM".

4.3.5. Signālu pārveidošana no analogās uz ciparu formātu

Analogciparu pārveidošana ir būtiska procedūra, kas nodrošina iespēju uzlabot vibrācijas signāla apstrādes kvalitāti amplitūdas un fāzes mērīšanas laikā. Šī procedūra tiek ieviesta visās mūsdienu balansēšanas mašīnu mērīšanas sistēmās. Šādu ADC efektīvas ieviešanas piemērs ir SIA "L-Card" sprieguma mērīšanas pārveidotāji E154 vai E14-140 tips, ko izmanto vairākās SIA "Kinematics" (Vibromera) ražoto balansēšanas mašīnu mērīšanas sistēmās. Turklāt SIA "Kinematics" (Vibromera) ir pieredze lētāku mikroprocesoru sistēmu izmantošanā, kuru pamatā ir "Arduino" kontrolieri, "Microchip" PIC18F4620 mikrokontrolleris un līdzīgas ierīces.

4.1.2.2. Vibrācijas ātruma sensori, kuru pamatā ir pjezoelektriskie akselerometri

Šāda tipa sensors atšķiras no standarta pjezoelektriskā akselerometra ar to, ka tā korpusā ir iebūvēts lādiņa pastiprinātājs un integrators, kas ļauj tam izvadīt signālu, kas ir proporcionāls vibrācijas ātrumam. Piemēram, vietējo ražotāju (ZETLAB uzņēmuma un SIA "Vibropribor") ražotie pjezoelektriskie vibrācijas ātruma sensori ir parādīti 4.6. un 4.7. attēlā.

4.6. attēls. ZETLAB (Krievija) AV02 modeļa sensors

4.7. attēls. SIA "Vibropribor" ražotais DVST 2 modeļa sensors"

Šādus sensorus ražo dažādi ražotāji (gan vietējie, gan ārvalstu), un pašlaik tos plaši izmanto, jo īpaši pārnēsājamās vibrācijas iekārtās. Šo sensoru cena ir diezgan augsta un var sasniegt 20 000 līdz 30 000 rubļu par katru, pat no vietējiem ražotājiem.

4.1.3. Izspiešanas sensori

Balansēšanas mašīnu mērīšanas sistēmās var izmantot arī bezkontakta nobīdes sensorus – kapacitatīvos vai induktīvos. Šie sensori var darboties statiskā režīmā, ļaujot reģistrēt vibrācijas procesus, sākot no 0 Hz. To izmantošana var būt īpaši efektīva, balansējot zema ātruma rotorus ar rotācijas ātrumu 120 apgr./min un mazāk. Šo sensoru konversijas koeficienti var sasniegt 1000 mV/mm un vairāk, kas nodrošina augstu precizitāti un izšķirtspēju nobīdes mērīšanā pat bez papildu pastiprināšanas. Acīmredzama šo sensoru priekšrocība ir to relatīvi zemās izmaksas, kas dažiem vietējiem ražotājiem nepārsniedz 1000 rubļu. Izmantojot šos sensorus balansēšanas mašīnās, ir svarīgi ņemt vērā, ka nominālā darba atstarpe starp sensora jutīgo elementu un vibrējošā objekta virsmu ir ierobežota ar sensora spoles diametru. Piemēram, 4.8. attēlā redzamajam sensoram, modeļa ISAN E41A, ko ražo "TEKO", norādītā darba atstarpe parasti ir no 3,8 līdz 4 mm, kas ļauj izmērīt vibrējošā objekta nobīdi ±2,5 mm diapazonā.

4.8. attēls. Induktīvā pārvietojuma sensora modelis ISAN E41A, ražotājs TEKO (Krievija)

4.1.4. Spēka sensori

Kā minēts iepriekš, spēka sensori tiek izmantoti mērīšanas sistēmās, kas uzstādītas balansēšanas iekārtās ar cietajiem gultņiem. Šie sensori, jo īpaši to vienkāršās izgatavošanas un relatīvi zemo izmaksu dēļ, parasti ir pjezoelektriskie spēka sensori. Šādu sensoru piemēri parādīti 4.9. un 4.10. attēlā.

4.9. attēls. Spēka sensors SD 1, Kinematika LLC

4.10. attēls: Spēka sensors automobiļu balansēšanas mašīnām, ko pārdod "STO Market""

Lai izmērītu relatīvās deformācijas balansēšanas iekārtu ar cietajiem gultņiem balansēšanas balstu balstos, var izmantot arī deformācijas sensorus, ko ražo dažādi vietējie un ārvalstu ražotāji.

4.4. Balansēšanas mašīnas "Balanset 2" mērīšanas sistēmas funkcionālā shēma"

Mērīšanas sistēma "Balanset 2" ir mūsdienīga pieeja mērīšanas un skaitļošanas funkciju integrēšanai balansēšanas mašīnās. Šī sistēma nodrošina koriģējošo svaru automātisku aprēķināšanu, izmantojot ietekmes koeficienta metodi, un to var pielāgot dažādām mašīnu konfigurācijām.

Funkcionālā shēma ietver signāla apstrādi, analogciparu pārveidošanu, digitālo signālu apstrādi un automātiskos aprēķinu algoritmus. Sistēma var apstrādāt gan divu plakņu, gan daudzplakņu balansēšanas scenārijus ar augstu precizitāti.

4.5. Rotora balansēšanā izmantoto korekcijas atsvaru parametru aprēķināšana

Korekcijas atsvaru aprēķins ir balstīts uz ietekmes koeficienta metodi, kas nosaka, kā rotors reaģē uz testa atsvariem dažādās plaknēs. Šī metode ir būtiska visām mūsdienu balansēšanas sistēmām un nodrošina precīzus rezultātus gan stingriem, gan elastīgiem rotoriem.

4.5.1. Divpusējas balansēšanas rotoru uzdevums un tā risināšanas metodes

Divu balstu rotoriem (visizplatītākā konfigurācija) balansēšanas uzdevums ietver divu korektīvu svaru noteikšanu — pa vienam katrai korekcijas plaknei. Ietekmes koeficienta metode izmanto šādu pieeju:

1. Sākotnējais mērījums (0. skrējiens): Vibrācijas mērīšana bez izmēģinājuma atsvariem
2. Pirmais izmēģinājuma brauciens (1. brauciens): Pievienojiet zināmo izmēģinājuma svaru 1. plaknei, izmēriet reakciju
3. Otrais izmēģinājuma brauciens (2. brauciens): Pārvietojiet izmēģinājuma svaru uz 2. plakni, izmēriet reakciju
4. Aprēķins: Programmatūra aprēķina pastāvīgos korekcijas svarus, pamatojoties uz izmērītajām atbildēm

Matemātiskais pamats ietver lineāru vienādojumu sistēmas risināšanu, kas vienlaikus saista izmēģinājuma svara ietekmi ar nepieciešamajām korekcijām abās plaknēs.

un 3.27. attēls rāda virpošanas gultņu izmantošanas piemērus, uz kuru pamata tika izgatavotas specializētas cietā gultņa balansēšanas mašīnas skrūvēm un universālas mīkstā gultņa balansēšanas mašīnas cilindriskajiem rotoriem. DIY ražotājiem šādi risinājumi ļauj ar minimālām laika un izmaksu izmaksām izveidot balansēšanas mašīnas stingru atbalsta sistēmu, uz kuras var uzstādīt dažāda veida atbalsta statīvus (gan Hard Bearing, gan Soft Bearing). Galvenais ražotāja uzdevums šajā gadījumā ir nodrošināt (un vajadzības gadījumā atjaunot) to mašīnas vadotņu ģeometrisko precizitāti, uz kurām balstīsies balansēšanas statīvi. DIY ražošanas apstākļos, lai atjaunotu vajadzīgo vadotņu ģeometrisko precizitāti, parasti izmanto smalku skrāpēšanu.

attēls 3.28 parādīta no diviem kanāliem samontētas gultas versija. Šīs gultas izgatavošanā tiek izmantoti noņemami skrūvju savienojumi, kas montāžas laikā ļauj samazināt vai pilnībā novērst gultas deformāciju bez papildu tehnoloģiskām operācijām. Lai nodrošinātu norādītās gultas vadotņu pareizu ģeometrisko precizitāti, var būt nepieciešama izmantoto kanālu augšējo atloku mehāniska apstrāde (slīpēšana, smalka frēzēšana).

un 3.30. attēls piedāvā metināto gultņu variantus, kas arī izgatavoti no diviem kanāliem. Šādu gultņu ražošanas tehnoloģija var prasīt virkni papildu darbību, piemēram, termisko apstrādi, lai mazinātu iekšējos spriegumus, kas rodas metināšanas laikā. Tāpat kā montēto gultņu gadījumā, lai nodrošinātu metināto gultņu vadotņu pareizu ģeometrisko precizitāti, ir jāplāno izmantoto kanālu augšējo atloku mehāniskā apstrāde (slīpēšana, smalka frēzēšana).

4.5.2. Metodoloģija vairāku balstu rotoru dinamiskai balansēšanai

Vairāku balstu rotoriem (trīs vai četri gultņu punkti) ir nepieciešamas sarežģītākas balansēšanas procedūras. Katrs atbalsta punkts veicina kopējo dinamisko uzvedību, un korekcijai jāņem vērā mijiedarbība starp visām plaknēm.

Metodoloģija paplašina divu plakņu pieeju, veicot šādas darbības:

• Vibrācijas mērīšana visos atbalsta punktos
• Izmantojot vairākas izmēģinājuma svara pozīcijas
• Lielāku lineāru vienādojumu sistēmu risināšana
• Korekcijas svara sadalījuma optimizēšana

Kardānvārpstām un līdzīgiem gariem rotoriem šī pieeja parasti sasniedz atlikušā nelīdzsvarotības līmeņus, kas atbilst ISO kvalitātes pakāpei G6.3 vai augstākai.

4.5.3. Daudzatbalsta rotoru balansēšanas kalkulatori

Trīs un četru balstu rotoru konfigurācijām ir izstrādāti specializēti aprēķinu algoritmi. Šie kalkulatori ir ieviesti Balanset-4 programmatūrā un var automātiski apstrādāt sarežģītas rotoru ģeometrijas.

Kalkulatori ņem vērā:

• Mainīga atbalsta stingrība
• Korekcijas plakņu savstarpēja savienošana
• Svaru izvietojuma optimizācija pieejamības nodrošināšanai
• Aprēķināto rezultātu pārbaude

5. Ieteikumi balansēšanas mašīnu darbības un precizitātes pārbaudei

Balansēšanas iekārtas precizitāte un uzticamība ir atkarīga no daudziem faktoriem, tostarp tās mehānisko komponentu ģeometriskās precizitātes, balstu dinamiskajām īpašībām un mērīšanas sistēmas darbspēju. Regulāra šo parametru pārbaude nodrošina nemainīgu balansēšanas kvalitāti un palīdz identificēt iespējamās problēmas, pirms tās ietekmē ražošanu.

5.1. Mašīnas ģeometriskās precizitātes pārbaude

Ģeometriskās precizitātes pārbaude ietver balstu izlīdzināšanas, vadotņu paralēlisma un vārpstas mezglu koncentriskuma pārbaudi. Šīs pārbaudes jāveic sākotnējās iestatīšanas laikā un periodiski darbības laikā, lai nodrošinātu nemainīgu precizitāti.

5.2. Mašīnas dinamisko īpašību pārbaude

Dinamisko raksturlielumu pārbaude ietver balstu un rāmja komponentu dabisko frekvenču mērīšanu, lai nodrošinātu, ka tās ir pareizi atdalītas no darba frekvencēm. Tas novērš rezonanses problēmas, kas var apdraudēt balansēšanas precizitāti.

5.3. Mērīšanas sistēmas darbības spēju pārbaude

Mērīšanas sistēmas verifikācija ietver sensoru kalibrēšanu, fāzes izlīdzināšanas verifikāciju un signāla apstrādes precizitātes pārbaudes. Tas nodrošina ticamu vibrācijas amplitūdas un fāzes mērījumu visos darbības ātrumos.

5.4. Precizitātes raksturlielumu pārbaude saskaņā ar ISO 20076-2007

ISO 20076-2007 standarts nodrošina standartizētas procedūras balansēšanas iekārtu precizitātes pārbaudei, izmantojot kalibrētus testa rotorus. Šīs procedūras palīdz validēt iekārtas veiktspēju atbilstoši starptautiski atzītiem standartiem.

Literatūra

1. Rešetovs D. N. (redaktors). "Metāla griešanas darbgaldu detaļas un mehānismi." Maskava: Mashinostroenije, 1972.
2. Kellenberger W. "Cilindrisku virsmu spirālveida slīpēšana." Mašīnas, 1963.
3. ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Ritošie gultņi — dinamiskās slodzes novērtējumi un kalpošanas laiks.""
4. ISO 17383-73 "Plakano piedziņas siksnu skriemeļi"."
5. ISO 1940-1-2007 "Vibrācija. Prasības stingru rotoru balansēšanas kvalitātei.""
6. ISO 20076-2007 "Balansēšanas mašīnu precizitātes pārbaudes procedūras"."