Машини за балансирање со сопствени раце

1. Вовед

(Зошто се појави потреба да се напише овој труд?)

Анализа на структурата на потрошувачка на уредите за балансирање произведени од ДОО „Kinematics“ (Vibromera) открива дека околу 30% од нив се купуваат за употреба како стационарни мерно-пресметковни системи за машини за балансирање и/или стендови. Можно е да се идентификуваат две групи потрошувачи (клиенти) на нашата опрема.

Првата група ги вклучува претпријатијата што се специјализирани за масовно производство на машини за балансирање и нивна продажба на надворешни клиенти. Овие претпријатија вработуваат високо квалификувани специјалисти со длабоко знаење и богато искуство во проектирањето, изработката и работата со различни видови машини за балансирање. Предизвиците што се јавуваат во интеракцијата со оваа група потрошувачи најчесто се поврзани со прилагодувањето на нашите мерни системи и софтвер кон постојни или новоразвиени машини, без да се навлегува во прашањата поврзани со нивната конструктивна изведба.

Втората група се состои од потрошувачи што развиваат и изработуваат машини (стендови) за сопствени потреби. Овој пристап главно се објаснува со желбата на независните производители да ги намалат сопствените трошоци за производство, кои во некои случаи можат да се намалат два до три пати или повеќе. На оваа група потрошувачи честопати ѝ недостига соодветно искуство во создавањето машини и вообичаено се потпира на здравиот разум, информациите од интернет и какви било достапни аналози во својата работа.

Интеракцијата со нив покренува многу прашања кои, покрај дополнителните информации за мерните системи на машините за балансирање, опфаќаат широк спектар прашања поврзани со конструктивната изведба на машините, начините на нивно поставување на темелот, изборот на погони, постигнувањето соодветна точност на балансирање, итн.

Земајќи го предвид значителниот интерес што го покажа голема група наши потрошувачи за прашањата за самостојно изработување машини за балансирање, специјалистите од ДОО „Kinematics“ (Vibromera) подготвија компилација со коментари и препораки за најчесто поставуваните прашања.

2. Видови машини за балансирање (стендови) и нивните конструктивни особености

Машината за балансирање е технолошки уред наменет за отстранување на статичкиот или динамичкиот дебаланс на ротори за различни цели. Таа вклучува механизам што го забрзува балансираниот ротор до одредена фреквенција на вртење и специјализиран мерно-пресметковен систем што ги определува масите и распоредот на корекциските тегови потребни за компензирање на дебалансот на роторот.

Конструкцијата на механичкиот дел на машината обично се состои од постоље на кое се инсталирани потпорни столбови (лежишта). Тие се користат за монтирање на балансираниот производ (ротор) и вклучуваат погон наменет за вртење на роторот. За време на процесот на балансирање, кој се изведува додека производот се врти, сензорите на мерниот систем (чиј тип зависи од дизајнот на машината) регистрираат вибрации во лежиштата или сили во лежиштата.

Податоците добиени на овој начин овозможуваат да се определат масите и местата на поставување на корекционите тегови потребни за компензирање на дебалансот.

Во моментов најзастапени се два вида конструкции на машини за балансирање (стендови):

• Машини со меки лежишта (со флексибилни потпори);
• Машини со тврди лежишта (со крути потпори).

2.1. Машини и стендови со меки лежишта

Основната особеност на машините за балансирање со меки лежишта (стендови) е тоа што имаат релативно флексибилни потпори, изработени врз основа на пружински вешања, колички поставени на пружини, рамни или цилиндрични пружински потпори итн. Сопствената фреквенција на овие потпори е најмалку 2-3 пати пониска од фреквенцијата на вртење на балансираниот ротор поставен на нив. Класичен пример за конструктивната изведба на флексибилните потпори со меки лежишта може да се види кај потпората на машината модел DB-50, чија фотографија е прикажана на Слика 2.1.

Слика 2.1. Потпора на машината за балансирање модел DB-50.

Како што е прикажано на Слика 2.1, подвижниот рам (лизгач) 2 е прицврстен за неподвижните столбови 1 на потпората со помош на вешање на лиснати пружини 3. Под влијание на центрифугалната сила предизвикана од дебалансот на роторот поставен на потпората, количката (лизгачот) 2 може да изведува хоризонтални осцилации во однос на неподвижниот столб 1, кои се мерат со помош на сензор за вибрации.

Конструктивната изведба на оваа потпора обезбедува постигнување ниска сопствена фреквенција на осцилациите на количката, која може да изнесува околу 1-2 Hz. Ова овозможува балансирање на роторот во широк опсег на неговите фреквенции на вртење, почнувајќи од 200 вртежи во минута. Оваа особеност, заедно со релативната едноставност на изработката на ваквите потпори, ја прави оваа конструкција привлечна за многу наши потрошувачи што изработуваат машини за балансирање за сопствени потреби со различна намена.

Слика 2.2. Потпора со меко лежиште на машината за балансирање, произведена од „Polymer LTD“, Makhachkala

Слика 2.2 прикажува фотографија на машина за балансирање со меки лежишта со потпори изработени од суспензиони пружини, произведена за сопствени потреби во „Polymer LTD“ во Makhachkala. Машината е наменета за балансирање валјаци што се користат во производството на полимерни материјали.

Слика 2.3 прикажува фотографија на машина за балансирање со слично вешање на лиснати пружини за количката, наменета за балансирање на специјализирани алати.

Слики 2.4.a и 2.4.b прикажуваат фотографии на самоизработена машина со меки лежишта за балансирање на погонски вратила, чии потпори исто така се изработени со помош на лиснати пружини за вешање.

Слика 2.5 прикажува фотографија на машина со меки лежишта наменета за балансирање турбополначи, каде потпорите на нејзините колички исто така се обесени на лентести пружини. Машината, изработена за приватна употреба на A. Shahgunyan (St. Petersburg), е опремена со мерниот систем „Balanset 1“.

Според производителот (види Сл. 2.6), оваа машина овозможува балансирање на турбини со преостанат дебаланс што не надминува 0.2 g*mm.

Слика 2.3. Машина со меки лежишта за балансирање алати со вешање на потпорите на лиснати пружини

Слика 2.4.a. Машина со меки лежишта за балансирање погонски вратила (склопена машина)

Слика 2.4.b. Машина со меки лежишта за балансирање погонски вратила со потпори на количката обесени на лиснати пружини. (Потпора на водечкото вретено со суспензија на лентести пружини)

Слика 2.5. Soft Bearing машина за балансирање на турбополначи со потпори на лентести пружини, изработена од A. Shahgunyan (Санкт Петербург)

Слика 2.6. Копија на екранот од мерниот систем 'Balanset 1' што ги прикажува резултатите од балансирањето на турбински ротор на машината на A. Shahgunyan

Покрај горенаведената класична изведба на потпорите на Soft Bearing машините за балансирање, широко распространети станаа и други конструктивни решенија.

Слика 2.7 и 2.8 прикажуваат фотографии од машини за балансирање на погонски вратила, чиишто потпори се изработени врз основа на плоснати (пластинчести) пружини. Овие машини беа изработени за сопствените потреби на приватното претпријатие "Dergacheva" и на LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M"), соодветно.

Машините за балансирање со меки лежишта (Soft Bearing) со такви потпори често ги репродуцираат аматерски производители поради нивната релативна едноставност и технолошка изводливост. Овие прототипови вообичаено се или машини од серијата VBRF на "K. Schenck" или слични машини од домашно производство.

Машините прикажани на слики 2.7 и 2.8 се наменети за балансирање на кардански вратила со две, три и четири потпори. Тие имаат слична конструкција, која вклучува:

• заварена рамка 1, изработена од две I-греди поврзани со напречни ребра;
• неподвижна (предна) потпора на вретеното 2;
• подвижна (задна) потпора на вретеното 3;
• една или две подвижни (средни) потпори 4. Потпорите 2 и 3 ги содржат вретенските склопови 5 и 6, наменети за монтирање на карданското вратило 7 што се балансира на машината.

Слика 2.7. Машина со меки лежишта (Soft Bearing) за балансирање погонски вратила од приватното претпријатие "Dergacheva", со потпори на плоснати (пластинчести) пружини

Слика 2.8. Машина со меки лежишта (Soft Bearing) за балансирање погонски вратила од LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M"), со потпори на плоснати пружини

На сите потпори се вградени сензори за вибрации 8, кои се користат за мерење на попречните осцилации на потпорите. Водечкото вретено 5, монтирано на потпората 2, се врти со електромотор преку ременест пренос.

Слики 2.9.a и 2.9.b прикажуваат фотографии од потпората на машината за балансирање, која се базира на плоснати пружини.

Слика 2.9. Потпора на Soft Bearing машина за балансирање со плоснати пружини

• а) Страничен поглед;
• б) Преден поглед

Со оглед на тоа што аматерските изработувачи често користат вакви потпори во своите конструкции, корисно е нивните конструктивни особености да се разгледаат подетално. Како што е прикажано на слика 2.9.a, оваа потпора се состои од три главни делови:

• Долна плоча на потпората 1: Кај предната потпора на вретеното, плочата е круто прицврстена за водилките; кај средните потпори или задните потпори на вретеното, долната плоча е изведена како количка што може да се движи по водилките на рамката.
• Горна плоча на потпората 2, на која се монтирани потпорните склопови (ваљчести потпори 4, вретена, меѓулежишта итн.).
• Две плоснати пружини 3, што ги поврзуваат долната и горната потпорна плоча.

За да се спречи ризикот од зголемени вибрации на потпорите за време на работата, кои можат да настанат при забрзувањето или забавувањето на роторот што се балансира, потпорите можат да имаат механизам за заклучување (види сл. 2.9.b). Овој механизам се состои од крута конзола 5, која може да се зафати со ексцентрична брава 6 поврзана со една од плоснатите пружини на потпората. Кога бравата 6 и конзолата 5 се зафатени, потпората е заклучена, со што се отстранува ризикот од зголемени вибрации при забрзување и забавување.

При проектирањето на потпори изработени со плоснати (плочести) пружини, изработувачот на машината мора да ја процени фреквенцијата на нивните сопствени осцилации, која зависи од крутоста на пружините и масата на роторот што се балансира. Познавањето на овој параметар му овозможува на проектантот свесно да го избере опсегот на работните ротациони фреквенции на роторот, избегнувајќи ја опасноста од резонантни осцилации на потпорите при балансирањето.

Препораките за пресметување и експериментално одредување на сопствените фреквенции на осцилациите на потпорите, како и на другите делови на машините за балансирање, се разгледани во Дел 3.

Како што беше споменато претходно, едноставноста и технологичноста на изведбата на потпорите со плоснати (плочести) пружини ги привлекуваат аматерските конструктори на машини за балансирање за различни намени, вклучувајќи машини за балансирање на коленести вратила, ротори на автомобилски турбополначи итн.

Како пример, сликите 2.10.a и 2.10.b прикажуваат скица со општ изглед на машина наменета за балансирање ротори на турбополначи. Оваа машина е изработена и се користи за сопствени потреби во LLC "SuraTurbo" во Penza.

2.10.a. Машина за балансирање на ротори на турбополначи (страничен поглед)

2.10.b. Машина за балансирање на ротори на турбополначи (поглед од страната на предната потпора)

Покрај претходно разгледаните Soft Bearing машини за балансирање, понекогаш се изработуваат и релативно едноставни Soft Bearing стендови. Овие стендови овозможуваат квалитетно балансирање на ротациони механизми за различни намени со минимални трошоци.

Подолу се разгледани неколку такви стендови, изградени врз основа на плосната плоча (или рамка) поставена на цилиндрични притисни пружини. Овие пружини вообичаено се избираат така што сопствената фреквенција на осцилациите на плочата со инсталираниот балансиран механизам врз неа е 2 до 3 пати пониска од фреквенцијата на ротација на роторот на овој механизам за време на балансирањето.

Слика 2.11 прикажува фотографија од стенд за балансирање на абразивни тркала, изработен за сопствени потреби од P. Asharin.

Слика 2.11. Стенд за балансирање на абразивни тркала

Стендот се состои од следниве главни делови:

• Плоча 1, монтирана на четири цилиндрични пружини 2;
• Електромотор 3, чиј ротор истовремено служи и како вретено, на кое е монтиран трн 4, што се користи за поставување и прицврстување на абразивното тркало на вретеното.

Клучна карактеристика на овој стенд е вградувањето на импулсен сензор 5 за аголот на ротација на роторот на електромоторот, кој се користи како дел од мерниот систем на стендот ("Balanset 2C") за да се определи аголната положба за отстранување на коригирачката маса од абразивниот диск.

Слика 2.12 прикажува фотографија од стенд што се користи за балансирање вакуумски пумпи. Овој стенд е развиен по нарачка од JSC "Measurement Plant".

Слика 2.12. Стенд за балансирање вакуумски пумпи од JSC "Measurement Plant"

Во основата на овој стенд исто така се користи Плоча 1, монтирана на цилиндрични пружини 2. На Плочата 1 е поставена вакуум пумпа 3, која има сопствен електричен погон способен во широк опсег да ја менува брзината од 0 до 60.000 вртежи во минута. На куќиштето на пумпата се монтирани сензори за вибрации 4, кои се користат за мерење на вибрациите во два различни пресека на различни височини.

За синхронизација на процесот на мерење на вибрациите со аголот на ротација на роторот на пумпата, на стендот се користи ласерски сензор за фазен агол 5. И покрај навидум едноставната надворешна конструкција на таквите стендови, тоа овозможува да се постигне многу висококвалитетно балансирање на работното коло на пумпата.

На пример, при подкритични фреквенции на ротација, преостанатиот дебаланс на роторот на пумпата е под толеранцијата на најфината класа на квалитет на балансирање дефинирана во ISO 21940-11 (поранешен ISO 1940-1), G0.4 — резултат од внатрешен стенд еквивалентен на условен G0.16, што е построго од која било класа наведена во стандардот.

Преостанатата вибрација на куќиштето на пумпата постигната при балансирање при ротациони брзини до 8.000 вртежи во минута не надминува 0,01 mm/sec.

Стендовите за балансирање изработени според гореопишаната шема се ефикасни и при балансирање на други механизми, како што се вентилаторите. Примери на стендови наменети за балансирање на вентилатори се прикажани на слики 2.13 и 2.14.

Слика 2.13. Стенд за балансирање на работни кола на вентилатори

Квалитетот на балансирање на вентилатори што се постигнува на таквите стендови е доста висок. Според специјалистите од "Atlant-project" LLC, на стендот што тие го дизајнираа врз основа на препораките од "Kinematics" LLC (види слика 2.14), нивото на преостаната вибрација постигнато при балансирање на вентилатори изнесуваше 0.8 mm/sec. Ова е повеќе од три пати подобро од толеранцијата поставена за вентилатори од категорија BV5 според ISO 31350-2007 "Вибрации. Индустриски вентилатори. Барања за произведените вибрации и квалитетот на балансирање."

Слика 2.14. Стенд за балансирање работни кола на вентилатори за противексплозивна опрема од "Atlant-project" LLC, Podolsk

Слични податоци добиени во JSC "Lissant Fan Factory" покажуваат дека таквите стендови, што се користат во сериското производство на канални вентилатори, постојано обезбедуваа преостаната вибрација што не надминува 0.1 mm/s.

2.2. Машини со тврди лежишта

Hard Bearing машините за балансирање се разликуваат од претходно разгледаните Soft Bearing машини по конструкцијата на нивните потпори. Нивните потпори се изведени во форма на крути плочи со сложени процепи (изрези). Сопствените фреквенции на овие потпори значително (најмалку 2-3 пати) ја надминуваат максималната ротациона фреквенција на роторот што се балансира на машината.

Hard Bearing машините се поуниверзални од Soft Bearing машините, бидејќи обично овозможуваат квалитетно балансирање на ротори во поширок опсег на нивните масени и димензиони карактеристики. Важна предност на овие машини е и тоа што овозможуваат високопрецизно балансирање на ротори при релативно ниски ротациони брзини, кои можат да бидат во опсегот од 200-500 вртежи во минута и пониско.

Слика 2.15 прикажува фотографија од типична машина за балансирање со тврди лежишта (Hard Bearing) произведена од "K. Schenk". Од оваа слика е очигледно дека одделните делови на потпората, формирани со сложените жлебови, имаат различна крутост. Под влијание на силите на дебаланс на роторот, тоа може да доведе до деформации (поместувања) на некои делови на потпората во однос на другите. (На слика 2.15, покрутиот дел на потпората е означен со црвена испрекината линија, а неговиот релативно податлив дел со сина).

За мерење на споменатите релативни деформации, Hard Bearing машините можат да користат или сензори за сила или високочувствителни сензори за вибрации од различни типови, вклучувајќи безконтактни сензори за вибропоместување.

Слика 2.15. Машина за балансирање со тврди лежишта (Hard Bearing) од "K. Schenk"

Како што покажува анализата на барањата добиени од клиентите за инструментите од серијата "Balanset", интересот за изработка на машини со тврди лежишта (Hard Bearing) за сопствена употреба постојано расте. Ова го олеснува широката дистрибуција на рекламни информации за конструктивните карактеристики на домашните машини за балансирање, кои аматерските производители ги користат како аналози (или прототипови) за сопствените разработки.

Да разгледаме некои варијации на машини со тврди лежишта (Hard Bearing) изработени за сопствените потреби на голем број корисници на инструментите од серијата "Balanset".

Слики 2.16.a – 2.16.d прикажуваат фотографии од машина со тврди лежишта (Hard Bearing) наменета за балансирање погонски вратила, што ја изработи N. Obyedkov (град Magnitogorsk). Како што се гледа на слика 2.16.a, машината се состои од крута рамка 1, на која се инсталирани потпори 2 (две вретенски и две меѓупотпори). Главното вретено 3 на машината се врти со асинхрон електромотор 4 преку ременски пренос. За управување со брзината на вртење на електромоторот 4 се користи фреквентен регулатор 6. Машината е опремена со мерно-пресметковниот систем "Balanset 4" 5, кој вклучува мерна единица, компјутер, четири сензори за сила и сензор за фазен агол (сензорите не се прикажани на слика 2.16.a).

Слика 2.16.a. Hard Bearing машина за балансирање на кардански вратила, изработена од N. Obyedkov (Магнитогорск)

Слика 2.16.b прикажува фотографија од предната потпора на машината со водечкото вретено 3, кое, како што претходно беше забележано, се задвижува преку ременски погон од асинхрон електромотор 4. Оваа потпора е круто монтирана на рамката.

Слика 2.16.b. Предна (водечка) потпора на вретеното.

Слика 2.16.c прикажува фотографија од една од двете подвижни средни потпори на машината. Оваа потпора лежи на лизгачи 7, што овозможува нејзино надолжно движење по водилките на рамката. Оваа потпора вклучува специјален уред 8, наменет за монтирање и регулирање на висината на меѓулежиштето на балансираното погонско вратило.

Слика 2.16.c. Средна подвижна потпора на машината

Слика 2.16.d прикажува фотографија од задната (погонувана) вретенска потпора, која, како и меѓупотпорите, овозможува движење по водилките на рамката на машината.

Слика 2.16.d. Задна (задвижувана) потпора на вретеното.

Сите претходно разгледани потпори се вертикални плочи монтирани на рамни основи. Плочите имаат Т-образни жлебови (види Сл. 2.16.d), кои ја делат потпората на внатрешен дел 9 (покрут) и надворешен дел 10 (помалку крут). Различната крутост на внатрешниот и надворешниот дел на потпората може да доведе до релативна деформација на овие делови под дејство на силите на неурамнотеженоста од балансираниот ротор.

За мерење на релативната деформација на потпорите кај домашно изработените машини обично се користат сензори за сила. Пример за тоа како се монтира сензор за сила на потпора на Hard Bearing машина за балансирање е прикажан на Слика 2.16.e. Како што се гледа на оваа слика, сензорот за сила 11 е притиснат кон страничната површина на внатрешниот дел на потпората со завртка 12, која поминува низ навојна дупка во надворешниот дел на потпората.

За да се обезбеди рамномерен притисок на завртката 12 по целата рамнина на сензорот за сила 11, помеѓу неа и сензорот се поставува рамна подлошка 13.

Слика 2.16.d. Пример за монтажа на сензор за сила на потпора.

За време на работата на машината, силите на дебаланс од балансираниот ротор дејствуваат преку потпорните јазли (вретена или меѓулежишта) врз надворешниот дел на потпората, кој почнува циклично да се движи (деформира) во однос на нејзиниот внатрешен дел со фреквенцијата на ротација на роторот. Ова резултира со променлива сила што дејствува врз сензорот 11, пропорционална на силата на дебаланс. Под нејзино влијание, на излезот од сензорот за сила се генерира електричен сигнал пропорционален на големината на дебалансот на роторот.

Сигналите од сензорите за сила, инсталирани на сите потпори, се доведуваат до мерно-пресметковниот систем на машината, каде што се користат за определување на параметрите на коригирачките тегови.

Слика 2.17.a. прикажува фотографија од високоспецијализирана машина со тврди лежишта (Hard Bearing) што се користи за балансирање на „шрафни“ вратила. Оваа машина е изработена за сопствена употреба во LLC "Ufatverdosplav".

Како што се гледа на сликата, погонскиот механизам на машината има поедноставена конструкција, која се состои од следниве главни компоненти:

• Заварена рамка 1, што служи како станина;
• Две неподвижни потпори 2, круто прицврстени на рамката;
• Електромотор 3, кој го задвижува балансираното вратило (шнек) 5 преку ременски погон 4.

Слика 2.17.a. Машина со тврди лежишта (Hard Bearing) за балансирање шрафни вратила, изработена од LLC "Ufatverdosplav"

Потпорите 2 на машината се вертикално поставени челични плочи со Т-образни жлебови. На горниот дел од секоја потпора има потпорни ролери изработени со тркалачки лежишта, на кои се врти балансираното вратило 5.

За мерење на деформацијата на потпорите, што настанува под дејство на дебалансот на роторот, се користат сензори за сила 6 (види слика 2.17.b), кои се инсталирани во жлебовите на потпорите. Овие сензори се поврзани со уредот "Balanset 1", кој на оваа машина се користи како мерно-пресметковен систем.

И покрај релативната едноставност на механизмот за забрзување на машината, тој овозможува доволно висококвалитетно балансирање на завртките, кои, како што се гледа на слика 2.17.a., имаат сложена завојна површина.

Според LLC "Ufatverdosplav", почетниот дебаланс на завртката беше намален за речиси 50 пати на оваа машина за време на процесот на балансирање.

Слика 2.17.b. Потпора на Hard Bearing машина за балансирање на шнек-вратила со сензор за сила

Постигнатиот преостанат дебаланс беше 3552 g*mm (19.2 g на радиус од 185 mm) во првата рамнина на завртката, и 2220 g*mm (12.0 g на радиус од 185 mm) во втората рамнина. За ротор со тежина од 500 kg што работи со фреквенција на ротација од 3500 RPM, овој дебаланс одговара на класата G6.3 според ISO 21940-11 (поранешен ISO 1940-1), што ги задоволува барањата поставени во неговата техничка документација.

Оригинален дизајн (види слика 2.18), кој подразбира користење на единствена основа за истовремено инсталирање на потпори за две машини за балансирање со тврди лежишта (Hard Bearing) со различна големина, предложи S.V. Morozov. Очигледните предности на ова техничко решение, кои овозможуваат минимизирање на производствените трошоци на производителот, вклучуваат:

• Заштеда на производствен простор;
• Употреба на еден електромотор со фреквентен регулатор за работа на две различни машини;
• Употреба на еден мерен систем за работа на две различни машини.

Слика 2.18. Машина за балансирање со тврди лежишта (Hard Bearing) ("Tandem"), изработена од S.V. Morozov

3. Барања за конструкцијата на основните склопови и механизми на машините за балансирање

3.1. Лежишта

3.1.1. Теоретски основи на проектирањето на лежиштата

Во претходниот дел детално беа разгледани главните конструктивни изведби на потпорите со меки лежишта (Soft Bearing) и со тврди лежишта (Hard Bearing) за машините за балансирање. Клучен параметар што дизајнерите мора да го земат предвид при дизајнирањето и изработката на овие потпори се нивните сопствени фреквенции на осцилација. Ова е важно затоа што за пресметување на параметрите на коригирачките тегови од страна на мерно-пресметковните системи на машината е потребно мерење не само на амплитудата на вибрациите (циклична деформација) на потпорите, туку и на фазата на вибрациите.

Ако сопствената фреквенција на потпората се совпадне со фреквенцијата на ротација на балансираниот ротор (резонанца на потпората), точното мерење на амплитудата и фазата на вибрациите е практично невозможно. Ова е јасно илустрирано на графиконите што ги прикажуваат промените на амплитудата и фазата на осцилациите на потпората во зависност од фреквенцијата на ротација на балансираниот ротор (види слика 3.1).

Од овие графици следува дека како што фреквенцијата на вртење на балансираниот ротор се приближува до сопствената фреквенција на осцилациите на потпората (т.е. кога односот fp/fo е близу 1), доаѓа до значително зголемување на амплитудата поврзано со резонантните осцилации на потпората (види Сл. 3.1.a). Истовремено, графикот 3.1.b покажува дека во резонантната зона доаѓа до нагла промена на фазниот агол ∆F°, која може да достигне до 180°.

Со други зборови, при балансирање на кој било механизам во резонантната зона, дури и мали промени во неговата фреквенција на вртење можат да доведат до значителна нестабилност во резултатите од мерењето на амплитудата и фазата на неговите вибрации, што предизвикува грешки при пресметувањето на параметрите на корекциските тегови и негативно влијае врз квалитетот на балансирањето.

Горенаведените графикони ги потврдуваат претходните препораки дека за машините со тврди лежишта (Hard Bearing), горната граница на работните фреквенции на роторот треба да биде (најмалку) 2-3 пати пониска од сопствената фреквенција на потпората, fo. За машините со меки лежишта (Soft Bearing), долната граница на дозволените работни фреквенции на балансираниот ротор треба (најмалку) да биде 2-3 пати повисока од сопствената фреквенција на потпората.

Слика 3.1. Графици што ги прикажуваат промените на релативната амплитуда и фаза на вибрациите на потпората на машината за балансирање во зависност од промените на фреквенцијата на вртење.

• Ад – Амплитуда на динамичките вибрации на потпората;
• e = m*r / M - Специфичен дебаланс на балансираниот ротор;
• m – Неурамнотежена маса на роторот;
• M – Маса на роторот;
• r – Радиус на кој се наоѓа неурамнотежената маса на роторот;
• fp – Фреквенција на вртење на роторот;
• fo – Сопствена фреквенција на вибрациите на потпората

Земајќи ги предвид изнесените информации, не се препорачува работа на машината во резонантната област на нејзините потпори (означена со црвено на Сл. 3.1). Графиците прикажани на Сл. 3.1 исто така покажуваат дека за исти неурамнотежености на роторот, реалните вибрации на потпорите на Soft Bearing машината се значително помали од оние што се јавуваат на потпорите на Soft Bearing машината.

Од ова следува дека сензорите што се користат за мерење на вибрациите на потпорите кај Hard Bearing машините мора да имаат поголема чувствителност од оние кај Soft Bearing машините. Овој заклучок добро го поткрепува практиката на употреба на сензори, која покажува дека апсолутните сензори за вибрации (вибро-акцелерометри и/или сензори за вибро-брзина), што успешно се користат кај Soft Bearing машините за балансирање, честопати не можат да го постигнат потребниот квалитет на балансирање кај Hard Bearing машините.

Кај овие машини се препорачува употреба на релативни сензори за вибрации, како што се сензори за сила или високочувствителни сензори за поместување.

3.1.2. Проценка на сопствените фреквенции на потпорите со пресметковни методи

Проектантот може да изврши приближна (проценска) пресметка на сопствената фреквенција на потпората fo со помош на формулата 3.1, третирајќи ја поедноставено како осцилаторен систем со еден степен на слобода, кој (види Сл. 2.19.a) е претставен со маса M што осцилира на пружина со крутост K.

Масата M што се користи во пресметката за симетричен меѓулежишен ротор може приближно да се одреди со формулата 3.2.

каде што Mo​ е масата на подвижниот дел на потпората во kg; Mr​ е масата на балансираниот ротор во kg; n е бројот на потпори на машината вклучени во балансирањето.

Крутоста K на потпората се пресметува со формулата 3.3 врз основа на резултатите од експериментални истражувања што вклучуваат мерење на деформацијата ΔL на потпората кога таа е оптоварена со статичка сила P (види Сл. 3.2.a и 3.2.b).

каде што ΔL е деформацијата на потпората во метри; P е статичката сила во њутни.

Големината на оптоварувачката сила P може да се измери со инструмент за мерење сила (на пр. динамометар). Поместувањето на потпората ΔL се определува со уред за мерење на линеарни поместувања (на пр. компаратор).

3.1.3. Експериментални методи за определување на сопствените фреквенции на потпорите

Со оглед на тоа што горенаведеното пресметување на сопствените фреквенции на потпорите, изведено со поедноставен метод, може да доведе до значителни грешки, повеќето аматерски конструктори претпочитаат овие параметри да ги одредуваат со експериментални методи. За таа цел ги користат можностите што ги нудат современите системи за мерење вибрации кај машините за балансирање, вклучувајќи ги и инструментите од серијата „Balanset“.

3.1.3.1. Определување на сопствените фреквенции на потпорите со методот на ударна побуда

Методот на ударна побуда е наједноставниот и најчест начин за определување на сопствената фреквенција на вибрациите на потпората или на кој било друг дел од машината. Тој се заснова на фактот дека кога кој било предмет, како што е ѕвоно (види Сл. 3.3), е ударно побуден, неговиот одѕив се манифестира како постепено опаѓачки вибрациски одѕив. Фреквенцијата на вибрацискиот сигнал е определена од конструктивните карактеристики на предметот и одговара на фреквенцијата на неговите сопствени вибрации. За ударна побуда на вибрациите може да се употреби кој било тежок алат, како што е гумен чекан или обичен чекан.

Слика 3.3. Дијаграм на ударна побуда што се користи за определување на сопствените фреквенции на предмет

Масата на чеканот треба приближно да изнесува 10% од масата на предметот што се побудува. За да се долови вибрацискиот одѕив, на предметот што се испитува треба да се монтира сензор за вибрации, чијашто мерна оска е порамнета со насоката на ударната побуда. Во некои случаи, како сензор може да се употреби микрофон од уред за мерење на бучава за да се долови вибрацискиот одѕив на предметот.

Вибрациите на објектот сензорот ги претвора во електричен сигнал, кој потоа се испраќа до мерен инструмент, како што е влезот на спектрален анализатор. Овој инструмент ја снима временската функција и спектарот на затихнувачкиот вибрационен процес (види Сл. 3.4), чија анализа овозможува одредување на фреквенцијата (фреквенциите) на сопствените вибрации на објектот.

Слика 3.5. Програмски интерфејс со прикажани графикони на временската функција и спектар на затихнувачките ударни вибрации на испитуваната конструкција

Анализата на спектралниот графикон прикажан на Слика 3.5 (види го долниот дел од работниот прозорец) покажува дека главната компонента на сопствените вибрации на испитуваната конструкција, определена во однос на апсцисната оска на графиконот, се јавува на фреквенција од 9.5 Hz. Овој метод може да се препорача за проучување на сопствените вибрации на потпорите и на Soft Bearing и на Hard Bearing машините за балансирање.

3.1.3.2. Определување на сопствените фреквенции на потпорите во режим на застанување по инерција

Во некои случаи, сопствените фреквенции на потпорите може да се одредат со циклично мерење на амплитудата и фазата на вибрациите „при истрчување“. При примената на овој метод, роторот инсталиран на испитуваната машина најпрво се забрзува до неговата максимална брзина на вртење, по што неговиот погон се исклучува, а фреквенцијата на нарушувачката сила поврзана со дебалансот на роторот постепено се намалува од максимумот до точката на застанување.

Во овој случај, сопствените фреквенции на потпорите можат да се определат според две карактеристики:

• Според локален скок на амплитудата на вибрациите што се забележува во резонантните зони;
• Според нагла промена (до 180°) на фазата на вибрациите што се забележува во зоната на скокот на амплитудата.

Кај уредите од серијата „Balanset“, режимот „Виброметар“ („Balanset 1“) или режимот „Балансирање. Мониторинг“ („Balanset 2C“ и „Balanset 4“) може да се користат за откривање на сопствените фреквенции на објектите „при истрчување“, овозможувајќи циклични мерења на амплитудата и фазата на вибрациите на фреквенцијата на вртење на роторот.

Дополнително, софтверот на „Balanset 1“ вклучува и специјализиран режим „Графици. Истрчување“, кој овозможува исцртување графици на промените на амплитудата и фазата на вибрациите на потпорите при истрчување во зависност од промената на фреквенцијата на вртење, значително олеснувајќи го процесот на дијагностицирање на резонанциите.

Треба да се напомене дека, од очигледни причини (види дел 3.1.1), методот за идентификување на сопствените фреквенции на потпорите при застанување по инерција може да се користи само при проучување на Soft Bearing машините за балансирање, кај кои работните фреквенции на вртење на роторот значително ги надминуваат сопствените фреквенции на потпорите во попречен правец.

Во случај на Hard Bearing машини, кај кои работните фреквенции на вртење на роторот што ги побудуваат вибрациите на потпорите при застанување по инерција се значително под сопствените фреквенции на потпорите, употребата на овој метод е практично невозможна.

3.1.4. Практични препораки за проектирање и изработка на потпори за машини за балансирање

3.1.2. Пресметување на сопствените фреквенции на потпорите со пресметковни методи

Пресметките на сопствените фреквенции на потпорите со горенаведената пресметковна шема можат да се извршат во два правци:

• Во попречниот правец на потпорите, кој се совпаѓа со правецот на мерење на нивните вибрации предизвикани од силите на дебалансот на роторот;
• Во аксијалниот правец, кој се совпаѓа со оската на вртење на балансираниот ротор поставен на потпорите на машината.

Пресметувањето на сопствените фреквенции на потпорите во вертикална насока бара примена на посложена пресметковна техника, која (покрај параметрите на самата потпора и балансираниот ротор) мора да ги земе предвид и параметрите на рамката и специфичностите на монтажата на машината врз темелот. Овој метод не се разгледува во оваа публикација. Анализата на формулата 3.1 овозможува неколку едноставни препораки што треба да ги земат предвид конструкторите на машини во нивната практична дејност. Особено, сопствената фреквенција на една потпора може да се промени со менување на нејзината крутост и/или маса. Зголемувањето на крутоста ја зголемува сопствената фреквенција на потпората, додека зголемувањето на масата ја намалува. Овие промени имаат нелинеарна, обратно-квадратна зависност. На пример, удвојувањето на крутоста на потпората ја зголемува нејзината сопствена фреквенција само за фактор 1,4. Слично, удвојувањето на масата на подвижниот дел од потпората ја намалува нејзината сопствена фреквенција само за фактор 1,4.

3.1.4.1. Soft Bearing машини со плоски пружини (плочи)

Погоре, во делот 2.1, беа разгледани неколку конструктивни варијанти на потпори за машини за балансирање изработени со рамни пружини, илустрирани на Сликите 2.7 – 2.9. Според нашите информации, ваквите конструкции најчесто се користат кај машините наменети за балансирање погонски вратила.

Како пример, да ги разгледаме параметрите на пружините што ги користел еден од клиентите (ДОО „Rost-Service“, Санкт Петербург) при изработката на сопствените потпори за машини. Оваа машина била наменета за балансирање погонски вратила со 2, 3 и 4 потпори, со маса која не надминува 200 kg. Геометриските димензии на пружините (висина * ширина * дебелина) употребени во потпорите на водечкото и воденото вретено на машината, избрани од клиентот, изнесувале соодветно 300*200*3 mm.

Сопствената фреквенција на неоптоварената потпора, одредена експериментално со методот на ударно возбудување користејќи го стандардниот мерен систем на машината „Balanset 4“, изнесувала 11 – 12 Hz. При таква сопствена фреквенција на вибрациите на потпорите, препорачаната фреквенција на вртење на балансираниот ротор при балансирање не треба да биде пониска од 22-24 Hz (1320 – 1440 RPM).

Геометриските димензии на рамните пружини што истиот производител ги користел на средните потпори изнесувале соодветно 200*200*3 mm. Освен тоа, како што покажаа истражувањата, сопствените фреквенции на овие потпори биле повисоки, достигнувајќи 13-14 Hz.

Врз основа на резултатите од испитувањата, на производителите на машината им беше препорачано да ги усогласат (израмнат) сопствените фреквенции на вретенските и средните потпори. Тоа треба да го олесни изборот на опсегот на работните фреквенции на вртење на погонските вратила при балансирање и да избегне можни нестабилности во отчитувањата на мерниот систем поради влегувањето на потпорите во зоната на резонантните вибрации.

Методите за прилагодување на сопствените фреквенции на вибрациите на потпорите на плоски пружини се очигледни. Ова прилагодување може да се постигне со менување на геометриските димензии или обликот на плоските пружини, што се постигнува, на пример, со глодање на надолжни или попречни жлебови што ја намалуваат нивната крутост.

Како што претходно беше споменато, проверката на резултатите од таквото прилагодување може да се спроведе со идентификување на сопствените фреквенции на вибрациите на потпорите со методите опишани во деловите 3.1.3.1 и 3.1.3.2.

Слика 3.6 прикажува класична верзија на конструкцијата на потпората на плоски пружини, применета во една од машините на A. Sinitsyn. Како што е прикажано на сликата, потпората ги вклучува следниве компоненти:

• Горна плоча 1;
• Две плоски пружини 2 и 3;
• Долна плоча 4;
• Граничен носач 5.

Слика 3.6. Варијанта на конструкцијата на потпора на плоски пружини

Горната плоча 1 на потпората може да се користи за монтирање на вретеното или на меѓулежиште. Во зависност од намената на потпората, долната плоча 4 може цврсто да се прицврсти за водилките на машината или да се постави на подвижни лизгачи, овозможувајќи ѝ на потпората да се движи по водилките. Носачот 5 се користи за монтирање на механизам за фиксирање на потпората, овозможувајќи таа цврсто да се фиксира при забрзувањето и забавувањето на балансираниот ротор.

Рамните пружини за потпорите на машините со меки потпори (Soft Bearing) треба да се изработуваат од челик за лиснати пружини или од висококвалитетен легиран челик. Употребата на обични конструкциски челици со ниска граница на течење не е препорачлива, бидејќи под статички и динамички оптоварувања при работа може да развијат трајна деформација, што доведува до намалување на геометриската точност на машината, па дури и до губење на стабилноста на потпората.

Слика 3.7. Машина за балансирање на ротори на електромотори, склопена, разработена од A. Mokhov.

Слика 3.8. Машина за балансирање на ротори на турбопумпи, разработена од G. Glazov (Bishkek)

3.1.4.2. Потпори на Soft Bearing машини со окачување на лентести пружини

При проектирањето на лентести пружини што се користат за окачувањето на потпорите, треба да се обрне внимание на изборот на дебелината и ширината на лентата на пружината, која од една страна мора да го издржи статичкото и динамичкото оптоварување на роторот врз потпората, а од друга страна, мора да ја спречи можноста за торзиони вибрации на окачувањето на потпората, кои се манифестираат како аксијално биење.

Примери на конструктивна изведба на машини за балансирање со потпори со лиснати пружини се прикажани на Сликите 2.1 – 2.5 (види дел 2.1), како и на Сликите 3.7 и 3.8 од овој дел.

3.1.4.4. Тврди потпори (Hard Bearing) за машини

Како што покажува нашето богато искуство со клиентите, значителен дел од производителите на самостојно изработени машини за балансирање неодамна почнаа да претпочитаат машини со крути потпори од типот hard bearing. Во делот 2.2, Сликите 2.16 – 2.18 прикажуваат фотографии на различни конструктивни изведби на машини што користат вакви потпори. Типична скица на крута потпора, разработена од еден од нашите клиенти за изградба на нивната машина, е претставена на Сл. 3.10. Оваа потпора се состои од рамна челична плоча со П-образен жлеб, кој условно ја дели потпората на „крут“ и „флексибилен“ дел. Под влијание на силата на дебалансот, „флексибилниот“ дел од потпората може да се деформира во однос на нејзиниот „крут“ дел. Големината на оваа деформација, определена со дебелината на потпората, длабочината на жлебовите и ширината на мостчето што ги поврзува „флексибилниот“ и „крутиот“ дел од потпората, може да се измери со соодветни сензори на мерниот систем на машината. Поради отсуството на метод за пресметување на попречната крутост на ваквите потпори, земајќи ја предвид длабочината h на П-образниот жлеб, ширината t на мостчето, како и дебелината на потпората r (види Сл. 3.10), овие конструктивни параметри обично се одредуваат експериментално од страна на конструкторите.

За машините со маса на балансираниот ротор што не надминува 300 – 500 kg, дебелината на потпората може да се зголеми на 30 – 40 mm, а за машините наменети за балансирање ротори со максимална маса од 1000 до 3000 kg, дебелината на потпората може да достигне 50 – 60 mm или повеќе. Како што покажува анализата на динамичките карактеристики на горенаведените потпори, нивните сопствени фреквенции на вибрации, мерени во попречната рамнина (рамнината на мерење на релативните деформации на „флексибилниот“ и „крутиот“ дел), обично надминуваат 100 Hz или повеќе. Сопствените фреквенции на вибрации на потпорните столбови од типот Hard Bearing во челната рамнина, мерени во насока што се совпаѓа со оската на вртење на балансираниот ротор, обично се значително пониски. И токму овие фреквенции треба првенствено да се земат предвид при одредувањето на горната граница на работниот фреквенциски опсег за роторите што се вртат и се балансираат на машината.

Слика 3.26. Пример за користење на употребувано постоље од струг за изработка на Hard Bearing машина за балансирање на шнекови.

Слика 3.27. Пример за користење на употребувано постоље од струг за изработка на Soft Bearing машина за балансирање на вратила.

Слика 3.28. Пример за изработка на склопено постоље од канали

Слика 3.29. Пример за изработка на заварено постоље од канали

Слика 3.30. Пример за изработка на заварено постоље од канали

Слика 3.31. Пример за постоље на машина за балансирање изработено од полимербетон

Обично, при изработката на ваквите постоља, нивниот горен дел се зајакнува со челични влошки што служат како водилки на кои се потпираат потпорните столбови на машината за балансирање. Неодамна широко се распространија постоља изработени од полимербетон со вибро-пригушувачки премази. Оваа технологија за изработка на постоља е добро опишана на интернет и лесно може да ја применат самостојните (DIY) производители. Поради релативната едноставност и ниската цена на производство, овие постоља имаат неколку клучни предности во однос на нивните метални еквиваленти:

• Повисок коефициент на пригушување на вибрационите осцилации;
• Пониска топлинска спроводливост, што обезбедува минимална термичка деформација на постољето;
• Повисока отпорност на корозија;
• Отсуство на внатрешни напрегања.

3.1.4.3. Потпори на Soft Bearing машини изработени со цилиндрични пружини

Пример за Soft Bearing машина за балансирање, кај која во конструкцијата на потпорите се користат цилиндрични пружини на притисок, е прикажан на Слика 3.9. Главниот недостаток на ова конструкциско решение е поврзан со различните степени на деформација на пружините во предната и задната потпора, што се случува ако оптоварувањата врз потпорите се нееднакви при балансирањето на асиметрични ротори. Ова природно доведува до неусогласеност на потпорите и до искосување на оската на роторот во вертикалната рамнина. Една од негативните последици на овој дефект може да биде појавата на сили што предизвикуваат аксијално поместување на роторот при вртењето.

Сл. 3.9. Варијанта на конструкцијата на Soft Bearing потпора за машини за балансирање со цилиндрични пружини.

3.1.4.4. Тврди потпори (Hard Bearing) за машини

Сл. 3.10. Скица на Hard Bearing потпора за машина за балансирање

Фотографии што прикажуваат различни изведби на ваквите потпори, изработени за сопствените машини на нашите клиенти, се претставени на Сликите 3.11 и 3.12. Сумирајќи ги податоците добиени од неколку наши клиенти кои се производители на машини, може да се формулираат барања за дебелината на потпорите, поставени за машини со различни големини и носивости. На пример, за машините наменети за балансирање ротори со тежина од 0,1 до 50-100 kg, дебелината на потпората може да изнесува 20 mm.

Сл. 3.11. Hard Bearing потпори за машина за балансирање, изработени од A. Sinitsyn

Сл. 3.12. Hard Bearing потпора за машина за балансирање, изработена од D. Krasilnikov

За машините со маса на балансираниот ротор што не надминува 300 – 500 kg, дебелината на потпората може да се зголеми на 30 – 40 mm, а за машините наменети за балансирање ротори со максимална маса од 1000 до 3000 kg, дебелината на потпората може да достигне 50 – 60 mm или повеќе. Како што покажува анализата на динамичките карактеристики на горенаведените потпори, нивните сопствени фреквенции на вибрации, мерени во попречната рамнина (рамнината на мерење на релативните деформации на „флексибилниот“ и „крутиот“ дел), обично надминуваат 100 Hz или повеќе. Сопствените фреквенции на вибрации на потпорните столбови од типот Hard Bearing во челната рамнина, мерени во насока што се совпаѓа со оската на вртење на балансираниот ротор, обично се значително пониски. И токму овие фреквенции треба првенствено да се земат предвид при одредувањето на горната граница на работниот фреквенциски опсег за роторите што се вртат и се балансираат на машината. Како што беше споменато погоре, одредувањето на овие фреквенции може да се изведе со методот на ударно возбудување опишан во делот 3.1.

3.2. Потпорни склопови на машините за балансирање

3.2.1. Главни видови потпорни склопови

При изработката и на Hard Bearing и на Soft Bearing машините за балансирање, можат да се препорачаат следниве добро познати видови потпорни склопови, што се користат за поставување и вртење на балансираните ротори на потпорите, вклучувајќи:

• Призматични потпорни склопови;
• Потпорни склопови со ротирачки валјаци;
• Вретенски потпорни склопови.

3.2.1.1. Призматични потпорни склопови

Овие склопови, со различни конструктивни варијанти, обично се монтираат на потпорите на малите и средните машини, на кои може да се балансираат ротори со маса која не надминува 50 – 100 kg. Пример на наједноставната варијанта на призматичен потпорен склоп е претставен на Сликата 3.13. Овој потпорен склоп е изработен од челик и се користи на машина за балансирање турбини. Голем број производители на мали и средни машини за балансирање, при изработката на призматични потпорни склопови, претпочитаат да користат неметални материјали (диелектрици), како што се текстолит, флуоропласт, капролон и слично.

3.13. Изведбена варијанта на призматичен потпорен склоп, применет на машина за балансирање на автомобилски турбини

Слични потпорни склопови (види ја Сликата 3.8 погоре) применува, на пример, G. Glazov во својата машина, исто така наменета за балансирање автомобилски турбини. Оригиналното техничко решение на призматичниот потпорен склоп, изработен од флуоропласт (види ја Сликата 3.14), го предлага ДОО „Technobalance“.

Сл. 3.14. Призматичен потпорен склоп на ДОО „Technobalance“

Овој конкретен потпорен склоп е формиран со помош на две цилиндрични чаури 1 и 2, монтирани под агол една во однос на друга и фиксирани на потпорни оски. Балансираниот ротор ги допира површините на чаурите долж изводниците на цилиндрите, што ја минимизира контактната површина меѓу вратилото на роторот и потпората, а со тоа ја намалува силата на триење во потпората. По потреба, во случај на абење или оштетување на потпорната површина во зоната на нејзиниот контакт со вратилото на роторот, се обезбедува можност за компензација на абењето со вртење на чаурата околу нејзината оска за одреден агол. Треба да се напомене дека при употреба на потпорни склопови изработени од неметални материјали, потребно е да се предвиди конструктивна можност за заземјување на балансираниот ротор кон телото на машината, што го елиминира ризикот од појава на силни полнежи од статички електрицитет за време на работата. Тоа, прво, помага да се намалат електричните пречки и нарушувања што може да влијаат на работата на мерниот систем на машината, и второ, го елиминира ризикот персоналот да биде изложен на дејството на статичкиот електрицитет.

3.2.1.2. Ваљчести потпорни склопови

Овие склопови обично се монтираат на потпорите на машините наменети за балансирање ротори со маса поголема од 50 килограми и повеќе. Нивната употреба значително ги намалува силите на триење во потпорите во споредба со призматичните потпори, олеснувајќи го вртењето на балансираниот ротор. Како пример, Сликата 3.15 прикажува конструктивна варијанта на потпорен склоп кај кој за позиционирање на производот се користат валјаци. Во оваа конструкција, како валјаци 1 и 2 се користат стандардни тркалачки лежишта, чии надворешни прстени се вртат на неподвижни оски фиксирани во телото на потпората на машината 3. Сликата 3.16 прикажува скица на посложена конструкција на валјачен потпорен склоп реализирана во својот проект од еден од самостојните производители на машини за балансирање. Како што се гледа од цртежот, за да се зголеми носивоста на валјакот (а со тоа и на потпорниот склоп во целина), во телото на валјакот 3 се вградени пар тркалачки лежишта 1 и 2. Практичната реализација на оваа конструкција, и покрај сите нејзини очигледни предности, се чини како прилично сложена задача, поврзана со потребата од самостојна изработка на телото на валјакот 3, кон кое се поставуваат многу високи барања за геометриска точност и механички карактеристики на материјалот.

Сл. 3.15. Пример на конструкција на ваљчест потпорен склоп

Сл. 3.16. Пример на конструкција на ваљчест потпорен склоп со два тркалачки лежишта

Сликата 3.17 претставува конструктивна варијанта на самонагодувачки валјачен потпорен склоп разработена од специјалистите на ДОО „Technobalance“. Во оваа конструкција, способноста за самонагодување на валјаците се постигнува со тоа што им се обезбедуваат два дополнителни степени на слобода, овозможувајќи им на валјаците да прават мали аголни движења околу оските X и Y. Ваквите потпорни склопови, кои обезбедуваат висока прецизност при монтажата на балансираните ротори, обично се препорачуваат за употреба на потпорите на тешките машини за балансирање.

Сл. 3.17. Пример на конструкција на самоподесувачки ваљчест потпорен склоп

Како што беше споменато претходно, ваљчестите потпорни склопови обично имаат прилично високи барања за прецизноста на изработката и крутоста. Поконкретно, толеранциите поставени за радијалното отстапување на валјаците не треба да надминуваат 3–5 микрони.

Во практиката, тоа не се постигнува секогаш дури ни од познатите производители. На пример, при тестирањето од страна на авторот на радијалното биење на комплет нови валјачни потпорни склопови, купени како резервни делови за машината за балансирање модел H8V, бренд „K. Shenk“, радијалното биење на нивните валјаци достигнуваше 10-11 микрони.

3.2.1.3. Вретенести потпорни склопови

При балансирање на ротори со прирабничко монтирање (на пример, кардански вратила) на машините за балансирање, вретената се користат како потпорни склопови за позиционирање, монтирање и ротирање на балансираните производи.

Вретената се едни од најсложените и најкритичните компоненти на машините за балансирање и во голема мера се одговорни за постигнувањето на бараниот квалитет на балансирање.

Теоријата и практиката на проектирањето и изработката на вретената се доста добро развиени и се одразени во широк спектар публикации, меѓу кои како најкорисна и најпристапна за конструкторите се издвојува монографијата „Детали и механизми на металорежечките машини“ [1], под редакција на д-р инж. D.N. Reshetov.

Меѓу главните барања што треба да се земат предвид при проектирањето и изработката на вретената за машините за балансирање, приоритет треба да им се даде на следниве:

а) Обезбедување висока крутост на конструкцијата на вретенестиот склоп, доволна за да се спречат недозволиви деформации што може да настанат под влијание на силите на дебаланс на балансираниот ротор;

б) Обезбедување стабилност на положбата на оската на ротирање на вретеното, окарактеризирана со дозволените вредности на радијалното, аксијалното и аксијалното отстапување на вретеното;

в) Обезбедување соодветна отпорност на абење на ракавците на вретеното, како и на неговите налегнувачки и потпорни површини што се користат за монтирање на балансираните производи.

Практичната реализација на овие барања е детално опишана во Делот VI „Вретена и нивните потпори“ од трудот [1].

Поконкретно, постојат методологии за проверка на крутоста и точноста на ротирање на вретената, препораки за избор на лежишта, избор на материјал за вретеното и методи за неговото стврднување, како и многу други корисни информации на оваа тема.

Во трудот [1] се напоменува дека при проектирањето на вретена за повеќето видови металорезачки машини алати, главно се користи шема со две лежишта.

Пример на изведбената варијанта на таквата шема со две лежишта, применета кај вретената на глодалки (деталите може да се најдат во трудот [1]), е прикажан на Сл. 3.18.

Оваа шема е сосема погодна за изработка на вретена за машини за балансирање, чии примери на изведбени варијанти се прикажани подолу на Сликите 3.19–3.22.

Сл. 3.18. Скица на вретено на глодалка со две лежишта

Слика 3.19 прикажува една од изведбените варијанти на водечкиот вретенест склоп на машина за балансирање, што ротира на две радијално-аксијални лежишта, од кои секое има свое независно куќиште 1 и 2. На вратилото на вретеното 3 се монтирани прирабница 4, наменета за прирабничко монтирање на карданско вратило, и ременица 5, што служи за пренос на ротацијата до вретеното од електромоторот преку клинест ременест пренос.

Слика 3.19. Пример на конструкција на вретено на две независни лежишни потпори

Сликите 3.20 и 3.21 прикажуваат две тесно поврзани конструкции на водечки вретенести склопови. Во двата случаи, лежиштата на вретеното се вградени во заедничко куќиште 1, кое има осна дупка низ целата должина, потребна за вградување на вратилото на вретеното. На влезот и излезот од оваа дупка, куќиштето има специјални отвори (не се прикажани на сликите), наменети за сместување на радијално-аксијалните лежишта (ваљчести или топчести) и специјални прирабнички капаци 5, што служат за прицврстување на надворешните прстени на лежиштата.

Слика 3.20. Пример 1 на конструкција на водечко вретено на две лежишни потпори вградени во заедничко куќиште

Слика 3.21. Пример 2 на конструкција на водечко вретено на две лежишни потпори вградени во заедничко куќиште

Како и во претходната варијанта (види Сл. 3.19), на вратилото на вретеното е монтирана челна плоча 2, наменета за прирабничко монтирање на погонското вратило, и ременица 3, што служи за пренос на ротацијата до вретеното од електромоторот преку ременест пренос. На вратилото на вретеното е прицврстен и лимб 4, кој служи за одредување на аголната положба на вретеното и се користи при поставување на пробните и корекциските тегови на роторот при балансирање.

Слика 3.22. Пример на конструкција на водено (задно) вретено

Слика 3.22 прикажува изведбена варијанта на водениот (заден) вретенест склоп на машината, кој се разликува од водечкото вретено само по отсуството на погонската ременица и лимбот, бидејќи тие не се потребни.

Слика 3.23. Пример на конструктивна изведба на водено (задно) вретено

Како што се гледа на Сликите 3.20 – 3.22, погоре разгледаните вретенести склопови се прицврстуваат на Soft Bearing потпорите на машините за балансирање со помош на специјални стеги (ремени) 6. Ако е потребно, може да се користат и други начини на прицврстување, со кои се обезбедува соодветна крутост и точност при позиционирањето на вретенестиот склоп на потпората.

Слика 3.23 илустрира конструкција на прирабничко монтирање слична на онаа на вретеното, што може да се користи за неговото вградување на Hard Bearing потпора на машина за балансирање.

3.2.1.3.4. Пресметување на крутоста на вретеното и радијалното биење

За одредување на крутоста на вретеното и очекуваното радијално биење може да се користи формулата 3.4 (види ја пресметковната шема на Сликата 3.24):

каде:

• Y - еластично поместување на вретеното на крајот од конзолата на вретеното, cm;
• P - пресметковно оптоварување што дејствува врз конзолата на вретеното, kg;
• A - задна лежишна потпора на вретеното;
• B - предна лежишна потпора на вретеното;
• g - должина на конзолата на вретеното, cm;
• c - растојание меѓу потпорите A и B на вретеното, cm;
• J1 - усреднет момент на инерција на пресекот на вретеното меѓу потпорите, cm⁴;
• J2 - усреднет момент на инерција на пресекот на конзолата на вретеното, cm⁴;
• jB и jA - крутост на лежиштата за предниот и задниот потпор на вретеното, соодветно, kg/cm.

Со трансформирање на формулата 3.4, бараната пресметана вредност на крутоста на вретенестиот склоп jшп може да се определи:

Земајќи ги предвид препораките од трудот [1] за средно големи машини за балансирање, оваа вредност не треба да биде под 50 kg/µm.

За пресметка на радијалното биење, се користи формулата 3.5:

каде:

• ∆ е радијалното отстапување на крајот од конзолата на вретеното, µm;
• ∆B е радијалното отстапување на предното лежиште на вретеното, µm;
• ∆A е радијалното отстапување на задното лежиште на вретеното, µm;
• g е должината на конзолата на вретеното, cm;
• c е растојанието помеѓу потпорите A и B на вретеното, cm.

3.2.1.3.5. Обезбедување на барањата за избалансираност на вретеното

Вретенските склопови на машините за балансирање мора да бидат добро избалансирани, бидејќи секој постоечки дисбаланс ќе се пренесе на роторот што се балансира како дополнителна грешка. При поставување на технолошките толеранции за резидуалниот дисбаланс на вретеното, генерално се препорачува класата на прецизност на неговото балансирање да биде барем за 1 - 2 класи повисока од онаа на производот што се балансира на машината.

Земајќи ги предвид конструктивните карактеристики на погоре разгледаните вретена, нивното балансирање треба да се изведе во две рамнини.

3.2.1.3.6. Обезбедување на барањата за носивост и трајност на лежиштата на вретеното

При проектирање на вретена и избор на димензии на лежиштата, препорачливо е претходно да се процени трајноста и носивоста на лежиштата. Методологијата за изведување на овие пресметки може детално да се најде во ISO 281 "Rolling Bearings - Dynamic Load Ratings and Rating Life" [3], како и во бројни (вклучително и дигитални) прирачници за тркалачки лежишта.

3.2.1.3.7. Обезбедување на барањата за дозволено загревање на лежиштата на вретеното

Според препораките од трудот [1], максималното дозволено загревање на надворешните прстени на лежиштата на вретеното не треба да надминува 70°C. Меѓутоа, за да се обезбеди висококвалитетно балансирање, препорачаното загревање на надворешните прстени не треба да надминува 40 – 45°C.

3.2.1.3.8. Избор на типот на ременски погон и конструкцијата на погонската ременица за вретеното

При проектирањето на погонското вретено на машина за балансирање, се препорачува неговото вртење да се обезбеди со плоснат ременски погон. Пример за правилна употреба на таков погон за работа на вретеното е прикажан во Слики 3.20 и 3.23. Употребата на клинести или запчести ременски преноси е непожелна, бидејќи тие можат да наметнат дополнителни динамички оптоварувања врз вретеното поради геометриски неточности на ремените и ремениците, што пак може да доведе до дополнителни грешки при мерењето за време на балансирањето. Препорачаните барања за ременици за рамни погонски ремени се дадени во националниот стандард GOST 17383-73 "Pulleys for flat drive belts" [4].

Погонската ременица треба да биде поставена на задниот крај на вретеното, што е можно поблиску до лежишениот склоп (со минимален можен препуст). Конструктивната одлука за конзолниот (препуштен) распоред на ременицата, донесена при изработката на вретеното прикажано на Слика 3.19, може да се смета за неуспешна, бидејќи значително го зголемува моментот на динамичкото оптоварување од погонот што дејствува врз потпорите на вретеното.

Друг значаен недостаток на оваа конструкција е употребата на клинест ременски погон, чиишто неточности при изработката и склопувањето исто така можат да бидат извор на непожелно дополнително оптоварување врз вретеното.

3.3. Постоље (рам)

Постолето е главната носечка структура на машината за балансирање, врз која се потпираат нејзините главни елементи, вклучувајќи ги потпорните столбови и погонскиот мотор. При изборот или изработката на постолето на машина за балансирање, потребно е да се обезбеди тоа да ги исполнува неколкуте барања, вклучувајќи ги потребната крутост, геометриската точност, отпорноста на вибрации и отпорноста на абење на неговите водилки.

Практиката покажува дека при изработка на машини за сопствени потреби, најчесто се користат следниве опции за постолето:

• постолја од леано железо од користени металорежечки машини (стругови, дрвообработувачки, итн.);
• склопени постолја од челични U-профили (швелери), составени со спој со завртки;
• заварени постолја од челични U-профили (швелери);
• постолја од полимербетон со облоги што ги апсорбираат вибрациите.

Слика 3.25. Пример за употреба на постоље од користена дрвообработувачка машина за изработка на машина за балансирање кардански вратила.

3.4. Погони за машините за балансирање

Како што покажува анализата на конструктивните решенија што ги користат нашите клиенти при изработката на машини за балансирање, тие главно се фокусираат на употребата на мотори на наизменична струја опремени со фреквентни регулатори при проектирањето на погоните. Овој пристап овозможува широк опсег на прилагодливи брзини на вртење за балансираните ротори со минимални трошоци. Моќноста на главните погонски мотори што се користат за вртење на балансираните ротори обично се избира според масата на тие ротори и може приближно да биде:

• 0.25 - 0.72 kW за машини наменети за балансирање ротори со маса ≤ 5 kg;
• 0.72 - 1.2 kW за машини наменети за балансирање ротори со маса > 5 ≤ 50 kg;
• 1.2 - 1.5 kW за машини наменети за балансирање ротори со маса > 50 ≤ 100 kg;
• 1.5 - 2.2 kW за машини наменети за балансирање ротори со маса > 100 ≤ 500 kg;
• 2.2 - 5 kW за машини наменети за балансирање ротори со маса > 500 ≤ 1000 kg;
• 5 - 7.5 kW за машини наменети за балансирање ротори со маса > 1000 ≤ 3000 kg.

Овие мотори треба цврсто да бидат монтирани на постолето на машината или на нејзиниот темел. Пред монтирањето на машината (или на местото на монтажа), главниот погонски мотор, заедно со ременицата монтирана на неговото излезно вратило, треба внимателно да се избалансира. За да се намалат електромагнетните пречки предизвикани од фреквентниот регулатор, се препорачува на неговиот влез и излез да се инсталираат мрежни филтри. Тие можат да бидат стандардни готови производи испорачани од производителите на регулаторите или самоизработени филтри направени со феритни прстени.

4. Мерни системи на машините за балансирање

Повеќето аматерски производители на машини за балансирање, кои контактираат со LLC "Kinematics" (Vibromera), планираат да ги користат мерните системи од серијата "Balanset" произведени од нашата компанија во своите изведби. Сепак, има и некои клиенти кои планираат самостојно да изработат вакви мерни системи. Затоа, има смисла поподробно да се разгледа конструкцијата на мерниот систем за машина за балансирање. Главното барање за овие системи е потребата да се обезбедат високопрецизни мерења на амплитудата и фазата на ротациската компонента на вибрацискиот сигнал, која се појавува на фреквенцијата на вртење на балансираниот ротор. Оваа цел вообичаено се постигнува со користење на комбинација од технички решенија, вклучувајќи:

• Употреба на сензори за вибрации со висок коефициент на конверзија на сигналот;
• Употреба на модерни ласерски сензори за фазен агол;
• Создавање (или употреба) на хардвер што овозможува засилување и дигитална конверзија на сигналите од сензорите (примарна обработка на сигналот);
• Имплементација на софтверска обработка на вибрацискиот сигнал, која треба да овозможи високорезолуциско и стабилно издвојување на ротациската компонента на вибрацискиот сигнал, што се манифестира на фреквенцијата на вртење на балансираниот ротор (секундарна обработка).

Подолу разгледуваме познати варијанти на вакви технички решенија, имплементирани во голем број познати инструменти за балансирање.

4.1. Избор на сензори за вибрации

Во мерните системи на машините за балансирање можат да се користат различни типови сензори за вибрации (претворувачи), вклучувајќи:

• Сензори за забрзување на вибрациите (акцелерометри);
• Сензори за брзина на вибрациите;
• Сензори за поместување на вибрациите;
• Сензори за сила.

4.1.1. Сензори за забрзување на вибрациите

Меѓу сензорите за вибрациско забрзување, најшироко се користат пиезо и капацитивните (чип) акселерометри, кои можат ефикасно да се употребат во машините за балансирање од типот Soft Bearing. Во практика, генерално е допуштено да се користат сензори за вибрациско забрзување со коефициенти на конверзија (Kpr) во опсег од 10 до 30 mV/(m/s²). Кај машините за балансирање што бараат особено висока точност на балансирање, препорачливо е да се користат акселерометри со Kpr што достигнува нивоа од 100 mV/(m/s²) и повеќе. Како пример за пиезо акселерометри што можат да се користат како вибрациски сензори за машини за балансирање, на Слика 4.1 се прикажани пиезо акселерометрите DN3M1 и DN3M1V6 произведени од LLC "Izmeritel".

Слика 4.1. Пиезоакцелерометри DN 3M1 и DN 3M1V6

За да се поврзат таквите сензори со инструменти и системи за мерење вибрации, потребно е да се користат надворешни или вградени засилувачи на полнеж.

Слика 4.2. Капацитивни акселерометри AD1 произведени од LLC "Kinematics" (Vibromera)

Треба да се напомене дека овие сензори, во кои спаѓаат широко застапените на пазарот плочки со капацитивни акцелерометри ADXL 345 (види Слика 4.3), имаат неколку значајни предности во однос на пиезоакцелерометрите. Поконкретно, тие се 4 до 8 пати поевтини при слични технички карактеристики. Освен тоа, тие не бараат употреба на скапи и деликатни засилувачи на полнеж што се потребни за пиезоакцелерометрите.

Во случаите кога во мерните системи на машините за балансирање се користат двата типа акцелерометри, обично се врши хардверска интеграција (или двојна интеграција) на сигналите од сензорите.

Слика 4.2. Капацитивни акцелерометри AD 1, склопени.

Слика 4.3. Плочка со капацитивен акцелерометар ADXL 345.

Во тој случај, почетниот сигнал на сензорот, пропорционален на забрзувањето на вибрациите, соодветно се трансформира во сигнал пропорционален на брзината или поместувањето на вибрациите. Постапката на двојна интеграција на вибрацискиот сигнал е особено релевантна при употреба на акцелерометри како дел од мерните системи на нискооборотни машини за балансирање, каде што долниот опсег на фреквенцијата на вртење на роторот при балансирањето може да достигне 120 rpm и пониско. При употребата на капацитивни акцелерометри во мерните системи на машините за балансирање, треба да се земе предвид дека по интеграцијата, нивните сигнали можат да содржат нискофреквентни пречки, што се манифестираат во фреквентниот опсег од 0.5 до 3 Hz. Ова може да го ограничи долниот фреквентен опсег на балансирање на машините наменети да ги користат овие сензори.

4.1.2. Сензори за брзина на вибрациите

4.1.2.1. Индуктивни сензори за брзина на вибрациите.

Овие сензори содржат индуктивен калем и магнетно јадро. Кога калемот вибрира во однос на неподвижното јадро (или јадрото во однос на неподвижниот калем), во калемот се индуцира ЕМС, чиј напон е директно пропорционален на брзината на вибрациите на подвижниот елемент на сензорот. Коефициентите на конверзија (Кпр) на индуктивните сензори обично се доста високи, достигнувајќи неколку десетици па дури и стотици mV/mm/sec. Поконкретно, коефициентот на конверзија на сензорот Schenck модел T77 изнесува 80 mV/mm/sec, а за сензорот IRD Mechanalysis модел 544M изнесува 40 mV/mm/sec. Во некои случаи (на пример, кај машините за балансирање Schenck), се користат специјални високочувствителни индуктивни сензори за брзина на вибрациите со механички засилувач, каде што Кпр може да надмине 1000 mV/mm/sec. Ако во мерните системи на машините за балансирање се користат индуктивни сензори за брзина на вибрациите, може да се изврши и хардверска интеграција на електричниот сигнал пропорционален на брзината на вибрациите, претворајќи го во сигнал пропорционален на поместувањето на вибрациите.

Слика 4.4. Сензор модел 544M од IRD Mechanalysis.

Слика 4.5. Сензор модел T77 од Schenck

Треба да се напомене дека поради интензивноста на трудот при нивното производство, индуктивните сензори за брзина на вибрациите се доста ретки и скапи производи. Затоа, и покрај очигледните предности на овие сензори, аматерските изработувачи на машини за балансирање многу ретко ги користат.

4.2. Сензори за фазен агол

За синхронизирање на процесот на мерење на вибрациите со аголот на вртење на балансираниот ротор, се користат сензори за фазен агол, како што се ласерски (фотоелектрични) или индуктивни сензори. Овие сензори се произведуваат во различни изведби од страна на домашни и меѓународни производители. Ценовниот опсег за овие сензори може значително да варира, од приближно 40 до 200 долари. Пример за таков уред е сензорот за фазен агол произведен од "Diamex", прикажан на слика 4.11.

Слика 4.11: Сензор за фазен агол од "Diamex"

Како друг пример, на Слика 4.12 е прикажан модел изработен од LLC "Kinematics" (Vibromera), кој користи ласерски тахометри од моделот DT 2234C произведени во Кина како сензори за фазен агол. Очигледните предности на овој сензор вклучуваат:

• Широк работен опсег, што овозможува мерење на фреквенцијата на вртење на роторот од 2.5 до 99,999 вртежи во минута, со резолуција не помала од еден вртеж;
• Дигитален приказ;
• Леснотија при поставувањето на тахометарот за мерења;
• Достапност и ниска пазарна цена;
• Релативна едноставност на модификацијата за интеграција во мерниот систем на машина за балансирање.

Слика 4.12: Ласерски тахометар модел DT 2234C

Во некои случаи, кога употребата на оптички ласерски сензори е непожелна од која било причина, тие можат да се заменат со индуктивни безконтактни сензори за поместување, како што е претходно споменатиот модел ISAN E41A или слични производи од други производители.

4.3. Особености на обработката на сигналот кај сензорите за вибрации

За прецизно мерење на амплитудата и фазата на ротационата компонента на вибрацискиот сигнал во опремата за балансирање, обично се користи комбинација на хардверски и софтверски алатки за обработка. Овие алатки овозможуваат:

• Широкопојасно хардверско филтрирање на аналогниот сигнал на сензорот;
• Засилување на аналогниот сигнал на сензорот;
• Интеграција и/или двојна интеграција (доколку е потребно) на аналогниот сигнал;
• Теснопојасно филтрирање на аналогниот сигнал со помош на следечки филтер;
• Аналогно-дигитална конверзија на сигналот;
• Синхроно филтрирање на дигиталниот сигнал;
• Хармониска анализа на дигиталниот сигнал.

4.3.1. Широкопојасно филтрирање на сигналот

Оваа процедура е неопходна за прочистување на сигналот на вибрацискиот сензор од потенцијалните пречки што можат да се појават како на долната, така и на горната граница на фреквенцискиот опсег на уредот. Препорачливо е кај мерниот уред на машина за балансирање долната граница на појасно-пропусниот филтер да се постави на 2-3 Hz, а горната на 50 (100) Hz. "Долното" филтрирање помага да се потиснат нискофреквентните шумови што можат да се појават на излезот на различни видови мерни засилувачи на сензорите. "Горното" филтрирање ја отстранува можноста за пречки поради комбинациски фреквенции и потенцијални резонантни вибрации на одделни механички компоненти на машината.

4.3.2. Засилување на аналогниот сигнал од сензорот

Ако постои потреба да се зголеми чувствителноста на мерниот систем на машината за балансирање, сигналите од вибрациските сензори до влезот на мерната единица можат да се засилат. Може да се користат како стандардни засилувачи со постојано засилување, така и повеќестепени засилувачи, чие засилување може програмски да се менува во зависност од реалното ниво на сигналот од сензорот. Пример за програмирлив повеќестепен засилувач се засилувачите имплементирани во претворувачите за мерење на напон како E154 или E14-140 од LLC "L-Card".

4.3.3. Интеграција

Како што беше споменато претходно, во мерните системи на машините за балансирање се препорачува хардверска интеграција и/или двојна интеграција на сигналите од сензорите за вибрации. На тој начин, почетниот сигнал на акцелерометарот, пропорционален на вибро-забрзувањето, може да се трансформира во сигнал пропорционален на вибро-брзината (интеграција) или на вибро-поместувањето (двојна интеграција). Слично, сигналот од сензорот за вибро-брзина по интеграцијата може да се трансформира во сигнал пропорционален на вибро-поместувањето.

4.3.4. Теснопојасно филтрирање на аналогниот сигнал со следечки филтер

За намалување на пречките и подобрување на квалитетот на обработката на вибрацискиот сигнал во мерните системи на машините за балансирање, можат да се користат теснопојасни следечки филтри. Централната фреквенција на овие филтри автоматски се подесува на фреквенцијата на вртење на балансираниот ротор со помош на сигналот од сензорот за вртежи на роторот. За создавање на вакви филтри можат да се користат современи интегрирани кола, како што се MAX263, MAX264, MAX267, MAX268 од "MAXIM".

4.3.5. Аналогно-дигитална конверзија на сигналите

Аналогно-дигиталната конверзија е клучна процедура што ја обезбедува можноста за подобрување на квалитетот на обработката на вибрацискиот сигнал при мерењето на амплитудата и фазата. Оваа процедура е имплементирана во сите современи мерни системи на машините за балансирање. Пример за ефикасна имплементација на вакви АДК се претворувачите за мерење на напон од типот E154 или E14-140 од LLC "L-Card", кои се користат во неколку мерни системи на машини за балансирање произведени од LLC "Kinematics" (Vibromera). Дополнително, LLC "Kinematics" (Vibromera) има искуство во користење на поевтини микропроцесорски системи базирани на "Arduino" контролери, микроконтролерот PIC18F4620 од "Microchip", и слични уреди.

4.1.2.2. Сензори за брзина на вибрации базирани на пиезоелектрични акселерометри

Сензорот од овој тип се разликува од стандардниот пиезоелектричен акселерометар по тоа што има вграден засилувач на полнеж и интегратор во своето куќиште, што му овозможува да издава сигнал пропорционален на брзината на вибрации. На пример, пиезоелектричните сензори за брзина на вибрации произведени од домашни производители (компанијата ZETLAB и LLC "Vibropribor") се прикажани на Слики 4.6 и 4.7.

Слика 4.6. Сензор модел AV02 од ZETLAB (Русија)

Слика 4.7. Сензор модел DVST 2 од LLC "Vibropribor"

Ваквите сензори ги произведуваат различни производители (како домашни, така и странски) и во моментов широко се користат, особено во преносната опрема за вибрации. Цената на овие сензори е доста висока и може да достигне 20.000 до 30.000 рубли по парче, дури и кај домашните производители.

4.1.3. Сензори за поместување

Во мерните системи на машините за балансирање можат да се користат и безконтактни сензори за поместување – капацитивни или индуктивни. Овие сензори можат да работат во статички режим, овозможувајќи регистрирање на вибрациските процеси почнувајќи од 0 Hz. Нивната употреба може да биде особено ефикасна при балансирање на нискооборотни ротори со брзини на вртење од 120 rpm и пониски. Коефициентите на конверзија на овие сензори можат да достигнат 1000 mV/mm и повеќе, што обезбедува висока точност и резолуција при мерењето на поместувањето, дури и без дополнително засилување. Очигледна предност на овие сензори е нивната релативно ниска цена, која кај некои домашни производители не надминува 1000 рубли. При користење на овие сензори во машините за балансирање, важно е да се земе предвид дека номиналниот работен зазор помеѓу чувствителниот елемент на сензорот и површината на вибрирачкиот објект е ограничен со дијаметарот на калемот на сензорот. На пример, за сензорот прикажан на Слика 4.8, модел ISAN E41A од "TEKO", наведениот работен зазор е вообичаено од 3.8 до 4 mm, што овозможува мерење на поместувањето на вибрирачкиот објект во опсег од ±2.5 mm.

Слика 4.8. Индуктивен сензор за поместување модел ISAN E41A од TEKO (Русија)

4.1.4. Сензори за сила

Како што беше споменато претходно, сензорите за сила се користат во мерните системи инсталирани на Hard Bearing машините за балансирање. Овие сензори, особено поради едноставноста на изработката и релативно ниската цена, најчесто се пиезоелектрични сензори за сила. Примери на ваквите сензори се прикажани на Слики 4.9 и 4.10.

Слика 4.9. Сензор за сила SD 1 од Kinematika LLC

Слика 4.10: Сензор за сила за автомобилски машини за балансирање, продаван од "STO Market"

Тензометриските сензори за сила, кои ги произведуваат голем број домашни и странски производители, исто така може да се користат за мерење на релативните деформации во потпорите на Hard Bearing машините за балансирање.

4.4. Функционална шема на мерниот систем на машината за балансирање „Balanset 2“

Мерниот систем "Balanset 2" претставува современ пристап кон интегрирање на мерните и пресметковните функции во машините за балансирање. Овој систем обезбедува автоматска пресметка на корективните тегови со користење на методот на коефициенти на влијание и може да се адаптира за различни конфигурации на машини.

Функционалната шема вклучува кондиционирање на сигналот, аналогно-дигитална конверзија, дигитална обработка на сигналот и автоматски алгоритми за пресметка. Системот може да обработува сценарија за балансирање и во две рамнини и во повеќе рамнини со висока прецизност.

4.5. Пресметка на параметрите на корекционите тегови што се користат при балансирање на ротори

Пресметката на корективните тегови се базира на методот на коефициенти на влијание, кој определува како роторот реагира на пробните тегови во различни рамнини. Овој метод е фундаментален за сите современи системи за балансирање и обезбедува точни резултати и за крути и за флексибилни ротори.

4.5.1. Задача за балансирање на ротори со две потпори и методи за нејзино решавање

За ротори со два потпора (најчестата конфигурација), задачата за балансирање вклучува определување на два корективни тегови - по еден за секоја корекциска рамнина. Методот на коефициенти на влијание го користи следниот пристап:

1. Почетно мерење (Пуштање 0): Измерете ги вибрациите без никакви пробни тегови
2. Прво пробно пуштање (Пуштање 1): Додадете познат пробен тег на Рамнина 1, измерете го одѕивот
3. Второ пробно пуштање (Пуштање 2): Преместете го пробниот тег на Рамнина 2, измерете го одѕивот
4. Пресметка: Софтверот ги пресметува трајните тегови за корекција врз основа на измерените одѕиви

Математичката основа вклучува решавање на систем од линеарни равенки што ги поврзуваат влијанијата на пробниот тег со потребните корекции во двете рамнини истовремено.

Слики 3.26 и 3.27 покажуваат примери за употреба на станини од стругови, врз основа на кои се изработени специјализирана Hard Bearing машина за балансирање на шнекови и универзална Soft Bearing машина за балансирање на цилиндрични ротори. За DIY производителите, ваквите решенија овозможуваат создавање на крут потпорен систем за машината за балансирање со минимално време и трошоци, на кој може да се монтираат потпорни стативи од различни типови (како Hard Bearing, така и Soft Bearing). Главната задача за производителот во овој случај е да ја обезбеди (и по потреба да ја врати) геометриската прецизност на водилките на машината врз кои ќе се потпираат потпорните стативи. Во услови на DIY производство, обично се користи фино шаберисување за враќање на потребната геометриска точност на водилките.

Слика 3.28 покажува верзија на составена станина изработена од два швелери. При изработката на оваа станина се користат раздвојни завртни врски, што овозможува деформацијата на станината да се минимизира или целосно да се елиминира при склопувањето, без дополнителни технолошки операции. За да се обезбеди соодветна геометриска точност на водилките на наведената станина, може да биде потребна механичка обработка (брусење, фино глодање) на горните појаси на употребените швелери.

Слики 3.29 и 3.30 прикажуваат варијанти на заварени станини, исто така изработени од два швелери. Технологијата за изработка на ваквите станини може да бара низа дополнителни операции, како што е термичка обработка за ослободување на внатрешните напрегања што настануваат при заварувањето. Како и кај составените станини, за да се обезбеди соодветна геометриска точност на водилките на заварените станини, треба да се планира механичка обработка (брусење, фино глодање) на горните појаси на употребените швелери.

4.5.2. Методологија за динамичко балансирање на ротори со повеќе потпори

Роторите со повеќе потпори (три или четири лежишни точки) бараат посложени постапки за балансирање. Секоја потпорна точка придонесува кон целокупното динамичко однесување, а корекцијата мора да ги земе предвид интеракциите меѓу сите рамнини.

Методологијата го проширува пристапот со две рамнини преку:

• Мерење на вибрациите на сите потпорни точки
• Користење на повеќе позиции на пробниот тег
• Решавање на поголеми системи од линеарни равенки
• Оптимизирање на распределбата на теговите за корекција

За карданските вратила и сличните долги ротори, овој пристап вообичаено постигнува нивоа на резидуална небалансираност што одговараат на ISO класите на квалитет G6.3 или подобри.

4.5.3. Калкулатори за балансирање на ротори со повеќе потпори

Развиени се специјализирани алгоритми за пресметка за конфигурации на ротори со три и четири потпори. Овие калкулатори се имплементирани во софтверот Balanset-4 и можат автоматски да се справат со сложени геометрии на ротори.

Калкулаторите ги земаат предвид:

• Променлива крутост на потпорите
• Вкрстена спрега меѓу рамнините за корекција
• Оптимизација на поставувањето на теговите заради пристапност
• Верификација на пресметаните резултати

5. Препораки за проверка на работата и точноста на машините за балансирање

Точноста и веродостојноста на машината за балансирање зависат од многу фактори, вклучувајќи ја геометриската точност на нејзините механички компоненти, динамичките карактеристики на потпорите и оперативната способност на мерниот систем. Редовната верификација на овие параметри обезбедува конзистентен квалитет на балансирање и помага да се идентификуваат потенцијалните проблеми пред тие да влијаат на производството.

5.1. Проверка на геометриската точност на машината

Верификацијата на геометриската точност вклучува проверка на порамнувањето на потпорите, паралелноста на водилките и концентричноста на вретенските склопови. Овие проверки треба да се вршат при почетното поставување и периодично за време на работата, за да се обезбеди одржана точност.

5.2. Проверка на динамичките карактеристики на машината

Верификацијата на динамичките карактеристики вклучува мерење на сопствените фреквенции на потпорите и компонентите на рамката, за да се обезбеди дека тие се соодветно оддалечени од работните фреквенции. Ова спречува проблеми со резонанца што можат да ја нарушат точноста на балансирањето.

5.3. Проверка на работоспособноста на мерниот систем

Верификацијата на мерниот систем вклучува калибрација на сензорите, верификација на фазното порамнување и проверки на точноста на обработката на сигналот. Ова обезбедува веродостојно мерење на амплитудата и фазата на вибрациите при сите работни брзини.

5.4. Проверка на карактеристиките на точноста според ISO 21940-21 (порано ISO 2953)

ISO 21940-21 (порано ISO 2953) обезбедува стандардизирани постапки за верификација на точноста на машината за балансирање со помош на калибрирани тест-ротори. Овие постапки помагаат да се потврдат перформансите на машината во однос на меѓународно признати стандарди.

Литература

1. Reshetov D.N. (уредник). „Делови и механизми на металорежечките машини.“ Москва: Mashinostroenie, 1972.
2. Kellenberger W. „Спирално брусење на цилиндрични површини.“ Machinery, 1963.
3. ISO 281 „Тркалачки лежишта — Динамички носивости и номинален век на траење.“
4. GOST 17383-73 (национален стандард) „Ременици за плоснати погонски ремени.“
5. ISO 21940-11 (порано ISO 1940-1) „Механички вибрации — Балансирање на ротори — Дел 11: Постапки и толеранции за ротори со круто однесување.“
6. ISO 21940-21 (порано ISO 2953) „Механички вибрации — Балансирање на ротори — Дел 21: Опис и оценување на машините за балансирање.“