1. Innledning

(Hvorfor var det behov for å skrive dette verket?).

En analyse av forbruksstrukturen til balanseringsenheter produsert av LLC "Kinematics" (Vibromera) viser at omtrent 30% av dem kjøpes inn for bruk som stasjonære måle- og beregningssystemer for balanseringsmaskiner og/eller stativer. Det er mulig å identifisere to grupper av forbrukere (kunder) av utstyret vårt.

Den første gruppen omfatter bedrifter som spesialiserer seg på masseproduksjon av balanseringsmaskiner og salg til eksterne kunder. Disse bedriftene har høyt kvalifiserte spesialister med inngående kunnskap om og lang erfaring med design, produksjon og drift av ulike typer balanseringsmaskiner. Utfordringene som oppstår i samspillet med denne kundegruppen, er som oftest knyttet til å tilpasse målesystemene og programvaren vår til eksisterende eller nyutviklede maskiner, uten å ta hensyn til problemer med den strukturelle utførelsen.

Den andre gruppen består av forbrukere som utvikler og produserer maskiner (stativer) for egne behov. Denne tilnærmingen skyldes i hovedsak uavhengige produsenters ønske om å redusere sine egne produksjonskostnader, som i noen tilfeller kan reduseres med to til tre ganger eller mer. Denne gruppen forbrukere mangler ofte erfaring med å lage maskiner og baserer seg vanligvis på sunn fornuft, informasjon fra Internett og tilgjengelige analoger.

Samspillet med dem reiser mange spørsmål, som i tillegg til tilleggsinformasjon om målesystemene til balanseringsmaskiner, dekker et bredt spekter av spørsmål knyttet til den strukturelle utførelsen av maskinene, metoder for installasjon på fundamentet, valg av drivverk, oppnåelse av riktig balanseringsnøyaktighet osv.

Med tanke på den betydelige interessen som en stor gruppe av våre forbrukere har vist for spørsmålene rundt uavhengig produksjon av balanseringsmaskiner, har spesialister fra LLC "Kinematics" (Vibromera) utarbeidet en samling med kommentarer og anbefalinger om de vanligste spørsmålene.

2. Typer av balanseringsmaskiner (stativer) og deres konstruksjonsegenskaper

En balanseringsmaskin er en teknologisk innretning som er utviklet for å eliminere statisk eller dynamisk ubalanse i rotorer for ulike formål. Den inneholder en mekanisme som akselererer den balanserte rotoren til en spesifisert rotasjonsfrekvens og et spesialisert måle- og datasystem som bestemmer massene og plasseringen av korrigerende vekter som kreves for å kompensere for rotorens ubalanse.

Konstruksjonen av maskinens mekaniske del består vanligvis av en lasteramme hvor det er montert støttestolper (lagre). Disse brukes til å montere det balanserte produktet (rotoren) og inkluderer en drivenhet beregnet for å rotere rotoren. Under balanseringsprosessen, som utføres mens produktet roterer, registrerer målesystemets sensorer (hvis type avhenger av maskinens design) enten vibrasjoner i lagrene eller krefter på lagrene.

Dataene som innhentes på denne måten, gjør det mulig å bestemme massene og monteringsstedene for de korrigerende vektene som er nødvendige for å kompensere for ubalansen.

For tiden er det to typer balanseringsmaskiner (stativer) som er mest utbredt:

• Maskiner med mykt lager (med fleksible støtter);
• Maskiner med hardt lager (med stive støtter).

2.1. Mykbærende maskiner og stativer

Den grunnleggende egenskapen til balanseringsmaskiner (stativer) med myke lagre er at de har relativt fleksible støtter, laget på grunnlag av fjæroppheng, fjærmonterte vogner, flate eller sylindriske fjærstøtter osv. Egenfrekvensen til disse støttene er minst 2-3 ganger lavere enn rotasjonsfrekvensen til den balanserte rotoren som er montert på dem. Et klassisk eksempel på den strukturelle utførelsen av fleksible Soft Bearing-støtter er støtten til maskinmodellen DB-50, som er fotografert i figur 2.1.

Figur 2.1. Støtte for balanseringsmaskinen modell DB-50.

Som vist i figur 2.1 er den bevegelige rammen (glideren) 2 festet til de stasjonære stolpene 1 på støtten ved hjelp av et oppheng på stripefjærer 3. Under påvirkning av sentrifugalkraften forårsaket av ubalansen i rotoren som er installert på støtten, kan vognen (glideren) 2 utføre horisontale svingninger i forhold til den stasjonære stolpen 1, som måles ved hjelp av en vibrasjonssensor.

Den strukturelle utførelsen av denne støtten sikrer en lav egenfrekvens for vognens svingninger, som kan ligge på rundt 1-2 Hz. Dette gjør det mulig å balansere rotoren over et bredt spekter av rotasjonsfrekvenser, fra 200 RPM. Denne egenskapen, sammen med den relativt enkle produksjonen av slike støtter, gjør denne konstruksjonen attraktiv for mange av våre kunder som produserer balanseringsmaskiner for ulike formål.

Figur 2.2. Myk lagerstøtte for balanseringsmaskinen, produsert av "Polymer LTD", Makhachkala

Figur 2.2 viser et fotografi av en balanseringsmaskin for myke lagre med støtter laget av fjærer, produsert for interne behov hos "Polymer LTD" i Makhatsjkala. Maskinen er designet for å balansere ruller som brukes i produksjon av polymermaterialer.

Figur 2.3 har et fotografi av en balanseringsmaskin med et lignende båndoppheng for vognen, beregnet på balansering av spesialverktøy.

Figur 2.4.a og 2.4.b viser fotografier av en hjemmelaget Soft Bearing-maskin for balansering av drivaksler, hvis støtter også er laget av fjærbånd.

Figur 2.5 presenterer et fotografi av en myklagermaskin designet for balansering av turboladere, med støttene til vognene også opphengt i stripfjærer. Maskinen, laget for privat bruk av A. Shahgunyan (St. Petersburg), er utstyrt med målesystemet "Balanset 1".

Ifølge produsenten (se fig. 2.6) kan denne maskinen balansere turbiner med en gjenværende ubalanse som ikke overstiger 0,2 g*mm.

Figur 2.3. Myklagermaskin for balansering av verktøy med støtteoppheng på båndfjærer

Figur 2.4.a. Myklagermaskin for balansering av drivaksler (maskin montert)

Figur 2.4.b. Myklagermaskin for balansering av drivaksler med vognstøtter opphengt i båndfjærer. (Ledende spindelstøtte med fjærlistoppheng)

Figur 2.5. Myklagermaskin for balansering av turboladere med støtte på stripefjærer, produsert av A. Shahgunyan (St. Petersburg).

Figur 2.6. Skjermkopi av målesystemet 'Balanset 1' som viser resultatene av balansering av turbinrotoren på A. Shahgunyans maskin.

I tillegg til den klassiske versjonen av Soft Bearing-balanserende maskinstøtter som er omtalt ovenfor, har også andre strukturelle løsninger blitt utbredt.

Figur 2.7 og 2.8 fotografier av balanseringsmaskiner for drivaksler, hvis støtter er laget basert på flate (plate) fjærer. Disse maskinene ble produsert for henholdsvis det private foretaket "Dergacheva" og LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M").

Myklagsbalanseringsmaskiner med slike støtter reproduseres ofte av amatørprodusenter på grunn av deres relative enkelhet og produksjonsvennlighet. Disse prototypene er vanligvis enten VBRF-seriemaskiner fra "K. Schenck" eller lignende innenlandske produksjonsmaskiner.

Maskinene som er vist i figur 2.7 og 2.8 er konstruert for balansering av drivaksler med to, tre og fire støtter. De har en lignende konstruksjon, inkludert:

• en sveiset sengeramme 1, basert på to I-bjelker forbundet med tverrribber;
• en stasjonær (fremre) spindelstøtte 2;
• en bevegelig (bakre) spindelstøtte 3;
• en eller to bevegelige (mellomliggende) støtter 4. Støttene 2 og 3 huser spindelenhetene 5 og 6, som er beregnet for montering av den balanserte drivakselen 7 på maskinen.

Figur 2.7. Myklagermaskin for balansering av drivaksler fra privat bedrift "Dergacheva" med støtter på flate (plate) fjærer

Figur 2.8. Myklagermaskin for balansering av drivaksler fra LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M") med støtter på flate fjærer

Det er montert vibrasjonssensorer 8 på alle støttene, som brukes til å måle de tverrgående svingningene i støttene. Den fremre spindelen 5, som er montert på støtte 2, roteres av en elektrisk motor via en remdrift.

Figur 2.9.a og 2.9.b viser fotografier av støtten til balanseringsmaskinen, som er basert på flate fjærer.

Figur 2.9. Støtte for balanseringsmaskin med myke lagre og flate fjærer

• a) Sett fra siden;
• b) Sett forfra

Siden amatørprodusenter ofte bruker slike støtter i sine konstruksjoner, er det nyttig å se nærmere på hvordan de er konstruert. Som vist i figur 2.9.a består denne støtten av tre hovedkomponenter:

• Nedre støtteplate 1: For den fremre spindelstøtten er platen stivt festet til føringene; for mellomstøtter eller bakre spindelstøtter er den nedre platen utformet som en vogn som kan bevege seg langs rammestyrene.
• Øvre støtteplate 2, som støtteenhetene er montert på (rullestøtter 4, spindler, mellomlager osv.).
• To flate fjærer 3, som forbinder den nedre og øvre lagerplaten.

For å forhindre risikoen for økt vibrasjon av støttene under drift, som kan oppstå under akselerasjon eller retardasjon av den balanserte rotoren, kan støttene inneholde en låsemekanisme (se fig. 2.9.b). Denne mekanismen består av en stiv brakett 5 som kan kobles til en eksentrisk lås 6 som er koblet til en av de flate fjærene på støtten. Når låsen 6 og braketten 5 er i inngrep, er støtten låst, noe som eliminerer risikoen for økt vibrasjon under akselerasjon og retardasjon.

Når maskinprodusenten konstruerer støtter med flate fjærer (platefjærer), må han eller hun vurdere frekvensen av de naturlige svingningene, som avhenger av fjærenes stivhet og massen til den balanserte rotoren. Ved å kjenne til denne parameteren kan konstruktøren bevisst velge rotorenes rotasjonsfrekvenser, og dermed unngå faren for resonanssvingninger i støttene under balansering.

Anbefalinger for beregning og eksperimentell bestemmelse av egensvingningsfrekvenser for støtter og andre komponenter i balanseringsmaskiner diskuteres i kapittel 3.

Som tidligere nevnt er det enkle og enkle å produsere støttekonstruksjonen med flate fjærer (platefjærer) noe som tiltrekker seg amatørutviklere av balanseringsmaskiner til ulike formål, inkludert maskiner for balansering av veivaksler, turboladerotorer i biler osv.

Som et eksempel viser figur 2.10.a og 2.10.b en generell skisse av en maskin designet for balansering av turboladerrotorer. Denne maskinen ble produsert og brukes til interne behov hos LLC "SuraTurbo" i Penza.

2.10.a. Maskin for balansering av turboladerrotorer (sett fra siden)

2.10.b. Maskin for balansering av turboladerrotorer (sett fra den fremre støttesiden)

I tillegg til de tidligere omtalte Soft Bearing-balanseringsmaskinene lages det noen ganger relativt enkle Soft Bearing-stativer. Disse stativene gjør det mulig å balansere roterende mekanismer av høy kvalitet for ulike formål med minimale kostnader.

Flere slike stativer gjennomgås nedenfor, bygget på basis av en flat plate (eller ramme) satt på sylindriske kompresjonsfjærer. Disse fjærene velges vanligvis slik at den naturlige svingningsfrekvensen til platen med den balanserte mekanismen installert på den er 2 til 3 ganger lavere enn rotasjonsfrekvensen til denne mekanismens rotor under balansering.

Figur 2.11 viser et fotografi av et stativ for balansering av slipeskiver, produsert for den interne produksjonen av P. Asharin.

Figur 2.11. Stativ for balansering av slipeskiver

Stativet består av følgende hovedkomponenter:

• Plate 1, montert på fire sylindriske fjærer 2;
• Elektrisk motor 3, hvis rotor også fungerer som spindel, på hvilken det er montert en dorn 4 som brukes til å montere og feste slipeskiven på spindelen.

En viktig funksjon ved dette stativet er inkluderingen av en pulssensor 5 for rotasjonsvinkelen til den elektriske motorens rotor, som brukes som en del av stativets målesystem ("Balanset 2C") for å bestemme vinkelposisjonen for fjerning av korrigerende masse fra slipeskiven.

Figur 2.12 viser et fotografi av et stativ som brukes til å balansere vakuumpumper. Dette stativet ble utviklet på bestilling av JSC "Målingsanlegg".

Figur 2.12. Stativ for balansering av vakuumpumper fra JSC "Måleverk""

Grunnlaget for denne standen bruker også Plate 1, montert på sylindriske fjærer 2. På plate 1 er det montert en vakuumpumpe 3, som har en egen elektrisk drivenhet som kan variere turtallet fra 0 til 60 000 o/min. På pumpehuset er det montert vibrasjonssensorer 4 som brukes til å måle vibrasjoner i to ulike seksjoner i forskjellige høyder.

For synkronisering av vibrasjonsmålingsprosessen med rotasjonsvinkelen til pumperotoren, brukes en laserfasevinkelsensor 5 på stativet. Til tross for den tilsynelatende enkle utvendige konstruksjonen til slike stativer, muliggjør den en balansering av pumpens impeller av svært høy kvalitet.

For eksempel, ved subkritiske rotasjonsfrekvenser, oppfyller den gjenværende ubalansen til pumperotoren kravene som er satt for balansekvalitetsklasse G0.16 i henhold til ISO 1940-1-2007 "Vibrasjon. Krav til balansekvaliteten til stive rotorer. Del 1. Bestemmelse av tillatt ubalanse.""

Restvibrasjonen i pumpehuset som oppnås under balansering ved rotasjonshastigheter på opptil 8 000 o/min, overstiger ikke 0,01 mm/sek.

Balanseringsstativer som er produsert i henhold til skjemaet beskrevet ovenfor, er også effektive til å balansere andre mekanismer, for eksempel vifter. Eksempler på stativer for balansering av vifter er vist i figur 2.13 og 2.14.

Figur 2.13. Stativ for balansering av viftehjul

Kvaliteten på viftebalanseringen som oppnås på slike stativer er ganske høy. Ifølge spesialister fra "Atlant-project" LLC, på stativet de designet basert på anbefalinger fra "Kinematics" LLC (se fig. 2.14), var nivået av gjenværende vibrasjon oppnådd ved balansering av vifter 0,8 mm/sek. Dette er mer enn tre ganger bedre enn toleransen som er satt for vifter i kategori BV5 i henhold til ISO 31350-2007 "Vibrasjon. Industrielle vifter. Krav til produsert vibrasjon og balanseringskvalitet."

Figur 2.14. Stativ for balansering av viftehjul i eksplosjonssikkert utstyr fra "Atlant-project" LLC, Podolsk

Lignende data innhentet ved JSC "Lissant Fan Factory" viser at slike stativer, brukt i serieproduksjon av kanalvifter, konsekvent sørget for en restvibrasjon som ikke oversteg 0,1 mm/s.

2.2. Maskiner med harde lagre

Balanseringsmaskiner med harde lagre skiller seg fra de tidligere omtalte maskinene med myke lagre ved utformingen av støttene. Støttene er laget i form av stive plater med intrikate spor (utskjæringer). Egenfrekvensen til disse støttene er betydelig (minst 2-3 ganger) høyere enn den maksimale rotasjonsfrekvensen til rotoren som er balansert på maskinen.

Hard Bearing-maskiner er mer allsidige enn Soft Bearing-maskiner, ettersom de vanligvis muliggjør høykvalitetsbalansering av rotorer over et bredere spekter av masse- og dimensjonsegenskaper. En viktig fordel med disse maskinene er også at de muliggjør høypresisjonsbalansering av rotorer ved relativt lave rotasjonshastigheter, som kan ligge i området 200-500 o/min og lavere.

Figur 2.15 viser et fotografi av en typisk balanseringsmaskin for harde lagre produsert av "K. Schenk". Fra denne figuren er det tydelig at individuelle deler av støtten, dannet av de intrikate sporene, har varierende stivhet. Under påvirkning av kreftene fra rotorens ubalanse kan dette føre til deformasjoner (forskyvninger) av noen deler av støtten i forhold til andre. (I figur 2.15 er den stivere delen av støtten uthevet med en rød stiplet linje, og den relativt fleksible delen er i blått).

For å måle de nevnte relative deformasjonene kan Hard Bearing-maskiner bruke enten kraftsensorer eller svært følsomme vibrasjonssensorer av ulike typer, inkludert berøringsfrie vibrasjonssensorer.

Figur 2.15. Balanseringsmaskin for hardlager av "K. Schenk"

Som det fremgår av analysen av kundeforespørsler om instrumenter i "Balanset"-serien, har interessen for å produsere hardlagermaskiner for intern bruk økt kontinuerlig. Dette forenkles av den utbredte spredningen av reklameinformasjon om designfunksjonene til innenlandske balanseringsmaskiner, som brukes av amatørprodusenter som analoger (eller prototyper) for sin egen utvikling.

La oss se på noen varianter av harde lagermaskiner produsert for de interne behovene til en rekke forbrukere av instrumenter i "Balanset"-serien.

Figurer 2.16.a - 2.16.d viser fotografier av en maskin med hardlager designet for balansering av drivaksler, som ble produsert av N. Obyedkov (byen Magnitogorsk). Som vist i figur 2.16.a, består maskinen av en stiv ramme 1, hvor støtter 2 (to spindler og to mellomliggende) er montert. Maskinens hovedspindel 3 roteres av en asynkron elektrisk motor 4 via en remdrift. En frekvenskontroller 6 brukes til å kontrollere rotasjonshastigheten til den elektriske motoren 4. Maskinen er utstyrt med måle- og datasystemet "Balanset 4" 5, som inkluderer en måleenhet, en datamaskin, fire kraftsensorer og en fasevinkelsensor (sensorer ikke vist i figur 2.16.a).

Figur 2.16.a. Hardlagermaskin for balansering av drivaksler, produsert av N. Obyedkov (Magnitogorsk).

Figur 2.16.b viser et fotografi av maskinens fremre støtte med den fremre spindelen 3, som, som tidligere nevnt, drives av en remdrift fra en asynkron elektrisk motor 4. Denne støtten er stivt montert på rammen.

Figur 2.16.b. Fremre (ledende) spindelstøtte.

Figur 2.16.c viser et fotografi av en av maskinens to bevegelige mellomstøtter. Denne støtten hviler på glidere 7, slik at den kan beveges i lengderetningen langs rammestyrene. Denne støtten har en spesiell anordning 8 som er utformet for å installere og justere høyden på mellomlageret til den balanserte drivakselen.

Figur 2.16.c. Bevegelig mellomstøtte på maskinen

Figur 2.16.d viser et fotografi av den bakre (drevne) spindelstøtten, som, i likhet med mellomstøttene, tillater bevegelse langs maskinrammens føringer.

Figur 2.16.d. Støtte for bakre (drevet) spindel.

Alle støttene som er omtalt ovenfor, er vertikale plater montert på flate underlag. Platene har T-formede slisser (se fig. 2.16.d) som deler støtten i en indre del 9 (mer stiv) og en ytre del 10 (mindre stiv). Forskjellen i stivhet mellom den indre og den ytre delen av støtten kan føre til relativ deformasjon av disse delene under påvirkning av ubalanse fra den balanserte rotoren.

Kraftsensorer brukes vanligvis til å måle den relative deformasjonen av støttene i hjemmelagde maskiner. Et eksempel på hvordan en kraftsensor monteres på en støtte for en Hard Bearing-balanseringsmaskin er vist i figur 2.16.e. Som det fremgår av figuren, presses kraftsensoren 11 mot sideflaten på den indre delen av støtten ved hjelp av en bolt 12 som går gjennom et gjenget hull i den ytre delen av støtten.

For å sikre et jevnt trykk på bolten 12 over hele planet til kraftsensoren 11, plasseres en flat skive 13 mellom bolten og sensoren.

Figur 2.16.d. Eksempel på montering av kraftsensor på en støtte.

Under maskinens drift virker ubalansekreftene fra den balanserte rotoren gjennom støtteenhetene (spindler eller mellomlagre) på den ytre delen av støtten, som begynner å bevege seg (deformeres) syklisk i forhold til sin indre del med rotorens rotasjonsfrekvens. Dette resulterer i en variabel kraft som virker på sensor 11, proporsjonal med ubalansekraften. Under dennes påvirkning genereres et elektrisk signal proporsjonalt med størrelsen på rotorens ubalanse ved utgangen til kraftsensoren.

Signaler fra kraftsensorer, installert på alle støtter, mates inn i maskinens måle- og datasystem, hvor de brukes til å bestemme parametrene for korrigeringsvektene.

Figur 2.17.a. viser et fotografi av en svært spesialisert maskin for hardlager som brukes til å balansere "skrue"-aksler. Denne maskinen ble produsert for intern bruk hos LLC "Ufatverdosplav".

Som det fremgår av figuren, har maskinens spin-up-mekanisme en forenklet konstruksjon som består av følgende hovedkomponenter:

• Sveiset ramme 1, som fungerer som seng;
• To stasjonære støtter 2, stivt festet til rammen;
• Elektrisk motor 3som driver den balanserte akselen (skruen) 5 via en remdrift 4.

Figur 2.17.a. Hardlagermaskin for balansering av skrueaksler, produsert av LLC "Ufatverdosplav""

Maskinens støtter 2 er vertikalt monterte stålplater med T-formede spor. Øverst på hver støtte er det montert støtteruller som er produsert med rullelager, og som den balanserte akselen 5 roterer på.

For å måle deformasjonen av støttene, som oppstår under påvirkning av rotorens ubalanse, brukes kraftsensorer 6 (se fig. 2.17.b), som er installert i sporene på støttene. Disse sensorene er koblet til "Balanset 1"-enheten, som brukes på denne maskinen som et måle- og beregningssystem.

Til tross for den relative enkelheten til maskinens spin-up-mekanisme, muliggjør den balansering av skruer med tilstrekkelig høy kvalitet, som, som vist i figur 2.17.a., har en kompleks spiralformet overflate.

Ifølge LLC "Ufatverdosplav" ble den innledende ubalansen til skruen redusert med nesten 50 ganger på denne maskinen under balanseringsprosessen.

Figur 2.17.b. Maskinstøtte med hardt lager for balansering av skrueaksler med kraftsensor

Den oppnådde gjenværende ubalansen var 3552 g*mm (19,2 g ved en radius på 185 mm) i skruens første plan, og 2220 g*mm (12,0 g ved en radius på 185 mm) i det andre planet. For en rotor som veier 500 kg og opererer med en rotasjonsfrekvens på 3500 o/min, tilsvarer denne ubalansen klasse G6.3 i henhold til ISO 1940-1-2007, som oppfyller kravene i den tekniske dokumentasjonen.

En original design (se fig. 2.18), som innebærer bruk av en enkelt base for samtidig installasjon av støtter for to balanseringsmaskiner for harde lager i forskjellige størrelser, ble foreslått av SV Morozov. De åpenbare fordelene med denne tekniske løsningen, som gjør det mulig å minimere produsentens produksjonskostnader, inkluderer:

• Sparer plass i produksjonen;
• Bruk av én elektrisk motor med frekvensomformer for drift av to forskjellige maskiner;
• Bruk av ett målesystem for drift av to forskjellige maskiner.

Figur 2.18. Balanseringsmaskin for harde lagre ("Tandem"), produsert av SV Morozov

3. Krav til konstruksjon av grunnleggende enheter og mekanismer i balanseringsmaskiner

3.1. Lager

3.1.1. Teoretisk grunnlag for lagerdesign

I forrige avsnitt ble de viktigste designutførelsene av myke og harde lagerstøtter for balanseringsmaskiner diskutert i detalj. En viktig parameter som designere må vurdere når de designer og produserer disse støttene, er deres naturlige oscillasjonsfrekvenser. Dette er viktig fordi måling av ikke bare vibrasjonsamplituden (syklisk deformasjon) til støttene, men også vibrasjonsfasen er nødvendig for å beregne parametrene for korrigerende vekter av maskinens måle- og datasystemer.

Hvis den naturlige frekvensen til en støtte sammenfaller med rotasjonsfrekvensen til den balanserte rotoren (støtteresonans), er nøyaktig måling av amplitude og fase av vibrasjonen praktisk talt umulig. Dette illustreres tydelig i grafene som viser endringer i amplitude og fase av støttens oscillasjoner som en funksjon av rotasjonsfrekvensen til den balanserte rotoren (se fig. 3.1).

Av disse grafene fremgår det at når rotasjonsfrekvensen til den balanserte rotoren nærmer seg den naturlige frekvensen til understøttelsens svingninger (dvs. når forholdet fp/fo er nær 1), øker amplituden i forbindelse med understøttelsens resonanssvingninger betydelig (se fig. 3.1.a). Samtidig viser figur 3.1.b at det i resonansområdet skjer en kraftig endring i fasevinkelen ∆F°, som kan nå opp til 180°.

Med andre ord, når man balanserer en mekanisme i resonanssonen, kan selv små endringer i rotasjonsfrekvensen føre til betydelig ustabilitet i måleresultatene for vibrasjonens amplitude og fase, noe som fører til feil i beregningen av parametrene for korrigerende vekter og påvirker kvaliteten på balanseringen negativt.

Grafene ovenfor bekrefter tidligere anbefalinger om at for maskiner med harde lager bør den øvre grensen for rotorens driftsfrekvenser være (minst) 2–3 ganger lavere enn støttens egenfrekvens, fo. For maskiner med myke lager bør den nedre grensen for tillatte driftsfrekvenser for den balanserte rotoren (minst) være 2–3 ganger høyere enn støttens egenfrekvens.

Figur 3.1. Grafer som viser endringer i relativ amplitude og fase av vibrasjoner i balanseringsmaskinens støtte som en funksjon av endringer i rotasjonsfrekvensen.

• Ад - Amplitude av dynamiske vibrasjoner i underlaget;
• e = m*r / M - Spesifikk ubalanse i den balanserte rotoren;
• m - Rotorens ubalanserte masse;
• M - Rotorens masse;
• r - Radius der den ubalanserte massen befinner seg på rotoren;
• fp - Rotorens rotasjonsfrekvens;
• fo - Egenfrekvensen til vibrasjonene i understellet

På bakgrunn av denne informasjonen anbefales det ikke å bruke maskinen i resonansområdet til maskinstøttene (markert med rødt i fig. 3.1). Grafene i fig. 3.1 viser også at for de samme ubalansene i rotoren er de faktiske vibrasjonene på Soft Bearing-maskinstøttene betydelig lavere enn de som oppstår på Soft Bearing-maskinstøttene.

Av dette følger det at sensorer som brukes til å måle vibrasjoner i støtter i Hard Bearing-maskiner må ha høyere følsomhet enn de som brukes i Soft Bearing-maskiner. Denne konklusjonen støttes godt av den faktiske bruken av sensorer, som viser at absolutte vibrasjonssensorer (vibroakselerometre og/eller vibrohastighetssensorer), som med hell brukes i balanseringsmaskiner med myke lagre, ofte ikke kan oppnå den nødvendige balanseringskvaliteten på maskiner med harde lagre.

På disse maskinene anbefales det å bruke relative vibrasjonssensorer, for eksempel kraftsensorer eller svært følsomme forskyvningssensorer.

3.1.2. Estimering av naturlige frekvenser for støtter ved hjelp av beregningsmetoder

En konstruktør kan utføre en omtrentlig (estimativ) beregning av egenfrekvensen til en støttefot ved hjelp av formel 3.1 ved å behandle den forenklet som et vibrasjonssystem med én frihetsgrad, som (se fig. 2.19.a) representeres av en masse M som svinger på en fjær med stivhet K.

Massen M som brukes i beregningen for en symmetrisk mellomlagerrotor, kan tilnærmes ved hjelp av formel 3.2.

hvor Mo er massen til den bevegelige delen av støtten i kg; Mr er massen til den balanserte rotoren i kg; n er antall maskinstøtter som er involvert i balanseringen.

Støttens stivhet K beregnes ved hjelp av formel 3.3 basert på resultatene fra eksperimentelle studier som omfatter måling av deformasjonen ΔL av støtten når den belastes med en statisk kraft P (se figur 3.2.a og 3.2.b).

hvor ΔL er deformasjonen av støtten i meter; P er den statiske kraften i Newton.

Størrelsen på belastningskraften P kan måles med et kraftmåleinstrument (f.eks. et dynamometer). Støttens forskyvning ΔL bestemmes ved hjelp av et instrument for måling av lineære forskyvninger (f.eks. et måleinstrument).

3.1.3. Eksperimentelle metoder for bestemmelse av naturlige frekvenser for bærere

Gitt at den ovennevnte beregningen av egenfrekvenser for støtter, utført ved hjelp av en forenklet metode, kan føre til betydelige feil, foretrekker de fleste amatørutviklere å bestemme disse parametrene ved hjelp av eksperimentelle metoder. For dette bruker de funksjoner som tilbys av moderne vibrasjonsmålesystemer for balanseringsmaskiner, inkludert instrumenter i "Balanset"-serien.

3.1.3.1. Bestemmelse av naturlige frekvenser for understøttelser ved hjelp av støteksitasjonsmetoden

Metoden med støtepisitering er den enkleste og vanligste måten å bestemme egenfrekvensen til vibrasjonene til en støtte eller en hvilken som helst annen maskinkomponent på. Den er basert på det faktum at når en gjenstand, for eksempel en klokke (se fig. 3.3), utsettes for støt, vil responsen manifestere seg som en gradvis avtagende vibrasjonsrespons. Frekvensen til vibrasjonssignalet bestemmes av objektets strukturelle egenskaper og tilsvarer frekvensen til dets naturlige vibrasjoner. For å slå på vibrasjoner kan et hvilket som helst tungt verktøy brukes, for eksempel en gummiklubbe eller en vanlig klubbe.

Figur 3.3. Diagram over støteksitasjon som brukes til å bestemme et objekts egenfrekvenser

Hammerens masse bør være omtrent 10% av massen til gjenstanden som skal vibreres. For å registrere vibrasjonsresponsen bør det monteres en vibrasjonssensor på gjenstanden som undersøkes, med måleaksen på linje med slagretningen. I noen tilfeller kan en mikrofon fra en støymåler brukes som sensor for å registrere vibrasjonsresponsen til gjenstanden.

Objektets vibrasjoner omdannes til et elektrisk signal av sensoren, som deretter sendes til et måleinstrument, for eksempel inngangen til en spektrumanalysator. Dette instrumentet registrerer tidsfunksjonen og spekteret til den avtagende vibrasjonsprosessen (se figur 3.4), og analysen av dette gjør det mulig å bestemme frekvensen (frekvensene) til objektets naturlige vibrasjoner.

Figur 3.5. Programgrensesnitt som viser tidsfunksjonsdiagrammer og spektrum av avklingende slagvibrasjoner for den undersøkte strukturen

Analysen av spektrumdiagrammet i figur 3.5 (se nedre del av arbeidsvinduet) viser at hovedkomponenten i de naturlige vibrasjonene i den undersøkte strukturen, bestemt med referanse til grafens abscisseakse, forekommer ved en frekvens på 9,5 Hz. Denne metoden kan anbefales for studier av egensvingninger i balanseringsmaskinstøtter med både myke og harde lagre.

3.1.3.2. Bestemmelse av naturlige frekvenser for understøttelser i kystnær modus

I noen tilfeller kan de naturlige frekvensene til støtter bestemmes ved syklisk å måle amplituden og fasen av vibrasjonen "på kysten." Ved implementering av denne metoden akselereres rotoren som er installert på den undersøkte maskinen først til sin maksimale rotasjonshastighet, hvoretter drivverket kobles fra, og frekvensen av den forstyrrende kraften forbundet med rotorens ubalanse avtar gradvis fra maksimum til stopppunktet.

I dette tilfellet kan støttenes egenfrekvenser bestemmes av to egenskaper:

• Ved et lokalt hopp i vibrasjonsamplitude observert i resonansområdene;
• Ved en kraftig endring (opptil 180°) i vibrasjonsfasen som observeres i sonen for amplitudehoppet.

I enhetene i "Balanset"-serien kan "Vibrometer"-modusen ("Balanset 1") eller "Balansering og overvåking"-modusen ("Balanset 2C" og "Balanset 4") brukes til å oppdage de naturlige frekvensene til objekter "på kysten", noe som muliggjør sykliske målinger av vibrasjonsamplitude og -fase ved rotorens rotasjonsfrekvens.

Videre inkluderer programvaren "Balanset 1" en spesialisert "Grafer. Friløp"-modus, som lar deg plotte grafer over endringer i amplitude og fase av støttevibrasjoner på kysten som en funksjon av endret rotasjonsfrekvens, noe som forenkler prosessen med å diagnostisere resonanser betydelig.

Av åpenbare grunner (se avsnitt 3.1.1) er det viktig å merke seg at metoden for å identifisere egenfrekvenser for støtter på kysten kun kan brukes i forbindelse med studier av balanseringsmaskiner med myke lagre, der arbeidsfrekvensene for rotorrotasjon er betydelig høyere enn egenfrekvensene for støtter i tverrretningen.

Når det gjelder maskiner med harde lagre, der arbeidsfrekvensene for rotorrotasjon som gir vibrasjoner i støttene på kysten, er betydelig lavere enn støttenes egenfrekvenser, er det praktisk talt umulig å bruke denne metoden.

3.1.4. Praktiske anbefalinger for utforming og produksjon av støtter for balanseringsmaskiner

3.1.2. Beregning av naturlige frekvenser for støtter ved hjelp av beregningsmetoder

Beregninger av egenfrekvensene til støtter ved hjelp av beregningsskjemaet som er beskrevet ovenfor, kan utføres i to retninger:

• I støttenes tverrretning, som sammenfaller med retningen for måling av vibrasjonene forårsaket av kreftene fra rotorens ubalanse;
• I aksial retning, sammenfallende med rotasjonsaksen til den balanserte rotoren som er montert på maskinstøttene.

Beregning av egenfrekvensene til støtter i vertikal retning krever bruk av en mer kompleks beregningsteknikk, som (i tillegg til parametrene til støtten og den balanserte rotoren selv) må ta hensyn til parametrene til rammen og spesifikasjonene for maskinens installasjon på fundamentet. Denne metoden er ikke omtalt i denne publikasjonen. Analyse av formel 3.1 gir noen enkle anbefalinger som bør vurderes av maskindesignere i deres praktiske aktiviteter. Spesielt kan egenfrekvensen til en støtte endres ved å endre dens stivhet og/eller masse. Å øke stivheten øker egenfrekvensen til støtten, mens å øke massen reduserer den. Disse endringene har et ikke-lineært, kvadratisk-invers forhold. For eksempel øker en dobling av stivheten til støtten dens egenfrekvens bare med en faktor på 1,4. På samme måte reduserer en dobling av massen til den bevegelige delen av støtten dens egenfrekvens bare med en faktor på 1,4.

3.1.4.1. Mykbærende maskiner med flate platefjærer

Flere designvariasjoner av balanseringsmaskinstøtter laget med flate fjærer er omtalt ovenfor i avsnitt 2.1 og illustrert i figur 2.7–2.9. I følge vår informasjon brukes slike design oftest i maskiner beregnet for balansering av drivaksler.

La oss som et eksempel se på fjærparametrene som brukes av en av kundene (LLC "Rost-Service", St. Petersburg) i produksjonen av sine egne maskinstøtter. Denne maskinen var beregnet for balansering av drivaksler med 2, 3 og 4 støtter, med en masse som ikke overstiger 200 kg. De geometriske dimensjonene til fjærene (høyde * bredde * tykkelse) som brukes i støttene til maskinens fremre og drevne spindel, valgt av kunden, var henholdsvis 300 * 200 * 3 mm.

Den naturlige frekvensen til den ubelastede støtten, bestemt eksperimentelt ved hjelp av støteksitasjonsmetoden ved bruk av standard målesystem for "Balanset 4"-maskinen, ble funnet å være 11–12 Hz. Ved en slik naturlig vibrasjonsfrekvens for støttene, bør den anbefalte rotasjonsfrekvensen til den balanserte rotoren under balansering ikke være lavere enn 22–24 Hz (1320–1440 o/min).

De geometriske dimensjonene til de flate fjærene som brukes av samme produsent på mellomstøttene var henholdsvis 200*200*3 mm. Studiene viste dessuten at de naturlige frekvensene til disse støttene var høyere, og nådde 13–14 Hz.

Basert på testresultatene ble maskinprodusentene rådet til å justere (utjevne) egenfrekvensene til spindelen og mellomliggende støtter. Dette skal gjøre det lettere å velge området for driftsrotasjonsfrekvenser for drivakslene under balansering og unngå potensiell ustabilitet i målesystemets avlesninger på grunn av at støttene kommer inn i området med resonansvibrasjoner.

Metodene for å justere egenfrekvensene til vibrasjoner i støtter på flatfjærer er åpenbare. Denne justeringen kan oppnås ved å endre de geometriske dimensjonene eller formen på flatfjærene, for eksempel ved å frese langsgående eller tverrgående slisser som reduserer stivheten.

Som tidligere nevnt kan resultatene av en slik justering verifiseres ved å identifisere egenfrekvensene til vibrasjonene i støttene ved hjelp av metodene beskrevet i avsnitt 3.1.3.1 og 3.1.3.2.

Figur 3.6 presenterer en klassisk versjon av støttekonstruksjonen på flate fjærer, brukt i en av maskinene hans av A. Sinitsyn. Som vist på figuren inneholder støtten følgende komponenter:

• Øvre plate 1;
• To flate fjærer 2 og 3;
• Nedre plate 4;
• Stoppbrakett 5.

Figur 3.6. Konstruksjonsvariasjon av en støtte på flate fjærer

Støttens øvre plate 1 kan brukes til å montere spindelen eller et mellomlager. Avhengig av formålet med støtten, kan den nedre platen 4 festes fast til maskinens føringer eller monteres på bevegelige glidere, slik at støtten kan bevege seg langs føringene. Brakett 5 brukes til å montere en låsemekanisme for støtten, slik at den er sikkert festet under akselerasjon og retardasjon av den balanserte rotoren.

Flatfjærer for maskinstøtter med myke lagre bør være laget av bladfjær eller legert stål av høy kvalitet. Bruk av vanlige konstruksjonsstål med lav flytegrense er ikke tilrådelig, da de kan utvikle gjenværende deformasjon under statiske og dynamiske belastninger under drift, noe som kan føre til redusert maskinens geometriske nøyaktighet og til og med tap av støttestabilitet.

For maskiner med en balansert rotormasse som ikke overstiger 300–500 kg, kan tykkelsen på støtten økes til 30–40 mm, og for maskiner konstruert for balansering av rotorer med maksimale masser fra 1000 til 3000 kg, kan tykkelsen på støtten nå 50–60 mm eller mer. Som analysen av de dynamiske egenskapene til de ovennevnte støttene viser, overstiger deres naturlige vibrasjonsfrekvenser, målt i tverrplanet (måleplanet for relative deformasjoner av de "fleksible" og "stive" delene), vanligvis 100 Hz eller mer. De naturlige vibrasjonsfrekvensene for harde lagerstøtter i frontplanet, målt i retningen som sammenfaller med rotasjonsaksen til den balanserte rotoren, er vanligvis betydelig lavere. Og det er disse frekvensene som primært bør vurderes når man bestemmer den øvre grensen for driftsfrekvensområdet for roterende rotorer balansert på maskinen. Som nevnt ovenfor, kan bestemmelsen av disse frekvensene utføres ved hjelp av støteksitasjonsmetoden beskrevet i avsnitt 3.1.

Figur 3.7. Maskin for balansering av elektriske motorrotorer, montert, utviklet av A. Mokhov.

Figur 3.8. Maskin for balansering av turbopumperotorer, utviklet av G. Glazov (Bisjkek).

3.1.4.2. Mykbærende maskinstøtter med oppheng på båndfjærer

Ved utforming av stripefjærer som brukes til støtteoppheng, må man ta hensyn til valg av tykkelse og bredde på fjærlisten, som på den ene siden må tåle den statiske og dynamiske belastningen fra rotoren på støtten, og på den andre siden må forhindre muligheten for vridningsvibrasjoner i støtteopphenget, som manifesterer seg som aksial utrulling.

Eksempler på strukturell implementering av balanseringsmaskiner ved bruk av strimfjæroppheng er vist i figur 2.1–2.5 (se avsnitt 2.1), samt i figur 3.7 og 3.8 i denne seksjonen.

3.1.4.4. Harde lagerstøtter for maskiner

Som vår omfattende erfaring med kunder viser, har en betydelig andel av produsenter av selvlagde balanseringsmaskiner nylig begynt å foretrekke maskiner med hardlager og stive støtter. I avsnitt 2.2 viser figur 2.16–2.18 fotografier av ulike strukturelle design av maskiner som bruker slike støtter. En typisk skisse av en stiv støtte, utviklet av en av våre kunder for deres maskinkonstruksjon, presenteres i figur 3.10. Denne støtten består av en flat stålplate med et P-formet spor, som konvensjonelt deler støtten inn i "stive" og "fleksible" deler. Under påvirkning av ubalansekraft kan den "fleksible" delen av støtten deformeres i forhold til den "stive" delen. Størrelsen på denne deformasjonen, bestemt av tykkelsen på støtten, dybden på sporene og bredden på broen som forbinder de "fleksible" og "stive" delene av støtten, kan måles ved hjelp av passende sensorer i maskinens målesystem. På grunn av mangelen på en metode for å beregne tverrstivheten til slike støtter, med tanke på dybden h av det P-formede sporet, bredden t av broen, samt tykkelsen på støtten r (se figur 3.10), bestemmes disse designparametrene vanligvis eksperimentelt av utviklere.

For maskiner med en balansert rotormasse som ikke overstiger 300–500 kg, kan tykkelsen på støtten økes til 30–40 mm, og for maskiner konstruert for balansering av rotorer med maksimale masser fra 1000 til 3000 kg, kan tykkelsen på støtten nå 50–60 mm eller mer. Som analysen av de dynamiske egenskapene til de ovennevnte støttene viser, overstiger deres naturlige vibrasjonsfrekvenser, målt i tverrplanet (måleplanet for relative deformasjoner av de "fleksible" og "stive" delene), vanligvis 100 Hz eller mer. De naturlige vibrasjonsfrekvensene til harde lagerstøtter i frontplanet, målt i retningen som sammenfaller med rotasjonsaksen til den balanserte rotoren, er vanligvis betydelig lavere. Og det er disse frekvensene som primært bør vurderes når man bestemmer den øvre grensen for driftsfrekvensområdet for roterende rotorer balansert på maskinen.

Figur 3.26. Eksempel på bruk av en brukt dreiebenk for produksjon av en hardlagermaskin for balansering av skruer.

Figur 3.27. Eksempel på bruk av en brukt dreiebenk for produksjon av en myklagermaskin for balansering av aksler.

Figur 3.28. Eksempel på fremstilling av en sammensatt seng av kanaler

Figur 3.29. Eksempel på fremstilling av en sveiset seng av kanaler

Figur 3.30. Eksempel på produksjon av en sveiset seng fra kanaler

Figur 3.31. Eksempel på balanseringsmaskinseng laget av polymerbetong

Vanligvis, når man produserer slike senger, forsterkes den øvre delen med stålinnsatser som brukes som føringer som støttestativene til balanseringsmaskinen er basert på. Nylig har senger laget av polymerbetong med vibrasjonsdempende belegg blitt mye brukt. Denne teknologien for produksjon av senger er godt beskrevet på nettet og kan enkelt implementeres av gjør-det-selv-produsenter. På grunn av den relative enkelheten og de lave produksjonskostnadene har disse sengene flere viktige fordeler i forhold til sine metallmotparter:

• Høyere dempingskoeffisient for vibrasjonssvingninger;
• Lavere varmeledningsevne, noe som sikrer minimal termisk deformasjon av sengen;
• Høyere korrosjonsbestandighet;
• Fravær av indre spenninger.

3.1.4.3. Mykbærende maskinstøtter laget med sylindriske fjærer

Et eksempel på en Soft Bearing-balanseringsmaskin der sylindriske trykkfjærer brukes i utformingen av støttene, er vist i figur 3.9. Den største ulempen med denne konstruksjonsløsningen er knyttet til den varierende graden av fjærdeformasjon i de fremre og bakre støttene, som oppstår hvis belastningen på støttene er ulik under balansering av asymmetriske rotorer. Dette fører naturlig nok til en feiljustering av støttene og en skjevhet i rotorens akse i vertikalplanet. En av de negative konsekvensene av denne feilen kan være at det oppstår krefter som får rotoren til å forskyve seg aksialt under rotasjon.

Fig. 3.9. Variant av konstruksjon av myk lagerstøtte for balanseringsmaskiner som bruker sylindriske fjærer.

3.1.4.4. Harde lagerstøtter for maskiner

Som vår omfattende erfaring med kunder viser, har en betydelig andel av produsenter av selvlagde balanseringsmaskiner nylig begynt å foretrekke maskiner med hardlager og stive støtter. I avsnitt 2.2 viser figur 2.16–2.18 fotografier av ulike strukturelle design av maskiner som bruker slike støtter. En typisk skisse av en stiv støtte, utviklet av en av våre kunder for deres maskinkonstruksjon, presenteres i figur 3.10. Denne støtten består av en flat stålplate med et P-formet spor, som konvensjonelt deler støtten inn i "stive" og "fleksible" deler. Under påvirkning av ubalansekraft kan den "fleksible" delen av støtten deformeres i forhold til den "stive" delen. Størrelsen på denne deformasjonen, bestemt av tykkelsen på støtten, dybden på sporene og bredden på broen som forbinder de "fleksible" og "stive" delene av støtten, kan måles ved hjelp av passende sensorer i maskinens målesystem. På grunn av mangelen på en metode for å beregne tverrstivheten til slike støtter, med tanke på dybden h av det P-formede sporet, bredden t av broen, samt tykkelsen på støtten r (se figur 3.10), bestemmes disse designparametrene vanligvis eksperimentelt av utviklere.

Fig. 3.10. Skisse av hard lagerstøtte for balanseringsmaskin

Fotografier som viser ulike implementeringer av slike støtter, produsert for våre kunders egne maskiner, presenteres i figur 3.11 og 3.12. Ved å oppsummere dataene innhentet fra flere av våre kunder som er maskinprodusenter, kan krav til tykkelsen på støtter, satt for maskiner i forskjellige størrelser og lastekapasiteter, formuleres. For eksempel, for maskiner beregnet på å balansere rotorer som veier fra 0,1 til 50–100 kg, kan tykkelsen på støtten være 20 mm.

Fig. 3.11. Hårde lagerstøtter for balanseringsmaskin, produsert av A. Sinitsyn.

Fig. 3.12. Hard lagerstøtte for balanseringsmaskin, produsert av D. Krasilnikov.

For maskiner med en balansert rotormasse som ikke overstiger 300–500 kg, kan tykkelsen på støtten økes til 30–40 mm, og for maskiner konstruert for balansering av rotorer med maksimale masser fra 1000 til 3000 kg, kan tykkelsen på støtten nå 50–60 mm eller mer. Som analysen av de dynamiske egenskapene til de ovennevnte støttene viser, overstiger deres naturlige vibrasjonsfrekvenser, målt i tverrplanet (måleplanet for relative deformasjoner av de "fleksible" og "stive" delene), vanligvis 100 Hz eller mer. De naturlige vibrasjonsfrekvensene for harde lagerstøtter i frontplanet, målt i retningen som sammenfaller med rotasjonsaksen til den balanserte rotoren, er vanligvis betydelig lavere. Og det er disse frekvensene som primært bør vurderes når man bestemmer den øvre grensen for driftsfrekvensområdet for roterende rotorer balansert på maskinen. Som nevnt ovenfor, kan bestemmelsen av disse frekvensene utføres ved hjelp av støteksitasjonsmetoden beskrevet i avsnitt 3.1.

3.2. Støtteenheter for balanseringsmaskiner

3.2.1. Hovedtyper av bærekonstruksjoner

Ved produksjon av balanseringsmaskiner med både harde og myke lagre kan følgende velkjente typer støtteenheter, som brukes til montering og rotasjon av balanserte rotorer på støtter, anbefales:

• Prismatiske støtteenheter;
• Støtteenheter med roterende valser;
• Støtteenheter for spindel.

3.2.1.1. Prismatiske støtteenheter

Disse enhetene, med forskjellige designalternativer, er vanligvis installert på støtter til små og mellomstore maskiner, hvor rotorer med masser som ikke overstiger 50–100 kg kan balanseres. Et eksempel på den enkleste versjonen av en prismatisk støtteenhet er presentert i figur 3.13. Denne støtteenheten er laget av stål og brukes på en turbinbalanseringsmaskin. En rekke produsenter av små og mellomstore balanseringsmaskiner foretrekker å bruke ikke-metalliske materialer (dielektriske materialer), som tekstolitt, fluoroplast, kaprolon, etc., når de produserer prismatiske støtteenheter.

3.13. Utførelsesvariant av prismatisk støtteenhet, brukt på en balanseringsmaskin for bilturbiner

Lignende støtteenheter (se figur 3.8 ovenfor) er implementert av for eksempel G. Glazov i hans maskin, også beregnet for balansering av bilturbiner. Den originale tekniske løsningen for den prismatiske støtteenheten, laget av fluoroplast (se figur 3.14), er foreslått av LLC "Technobalance".

Fig. 3.14. Prismatisk støtteenhet fra LLC "Technobalance""

Denne spesielle støtteenheten er dannet ved hjelp av to sylindriske hylser 1 og 2, montert i en vinkel i forhold til hverandre og festet på støtteakser. Den balanserte rotoren er i kontakt med hylsenes overflater langs sylindrenes generasjonslinjer, noe som minimerer kontaktområdet mellom rotorakselen og støtten, og dermed reduserer friksjonskraften i støtten. Om nødvendig, i tilfelle slitasje eller skade på støtteflaten i området der den er i kontakt med rotorakselen, gis muligheten for slitasjekompensasjon ved å rotere hylsen rundt aksen med en viss vinkel. Det skal bemerkes at når man bruker støtteenheter laget av ikke-metalliske materialer, er det nødvendig å sørge for den strukturelle muligheten for å jorde den balanserte rotoren til maskinhuset, noe som eliminerer risikoen for kraftige statiske elektrisitetsladninger under drift. Dette bidrar for det første til å redusere elektriske forstyrrelser og forstyrrelser som kan påvirke ytelsen til maskinens målesystem, og for det andre eliminerer det risikoen for at personell blir påvirket av statisk elektrisitet.

3.2.1.2. Støtteenheter for valser

Disse enhetene er vanligvis installert på støtter til maskiner som er konstruert for å balansere rotorer med masser som overstiger 50 kilogram eller mer. Bruken av dem reduserer friksjonskreftene i støttene betydelig sammenlignet med prismatiske støtter, noe som letter rotasjonen av den balanserte rotoren. Som et eksempel viser figur 3.15 en designvariant av en støtteenhet der ruller brukes til posisjonering av produktet. I denne designen brukes standard rullelagre som ruller 1 og 2, hvis ytre ringer roterer på stasjonære akser festet i maskinens støtte 3. Figur 3.16 viser en skisse av en mer kompleks design av en rullestøtteenhet implementert i prosjektet deres av en av de selvproduserte produsentene av balanseringsmaskiner. Som det fremgår av tegningen, er det montert et par rullelagre 1 og 2 i rullehuset 3 for å øke rullens lastekapasitet (og dermed hele støtteenheten). Den praktiske implementeringen av denne konstruksjonen, til tross for alle dens åpenbare fordeler, virker som en ganske kompleks oppgave, forbundet med behovet for uavhengig fabrikasjon av rullehuset 3, som stiller svært høye krav til geometrisk nøyaktighet og materialets mekaniske egenskaper.

Fig. 3.15. Eksempel på utforming av rullestøtteenhet

Fig. 3.16. Eksempel på utforming av rullestøtteenhet med to rullelagre

Figur 3.17 viser en designvariant av en selvjusterende rullestøtteenhet utviklet av spesialistene i LLC "Technobalance". I denne designen oppnås rullenes selvjusterende evne ved å gi dem to ekstra frihetsgrader, slik at rullene kan foreta små vinkelbevegelser rundt X- og Y-aksene. Slike støtteenheter, som sikrer høy presisjon ved installasjon av balanserte rotorer, anbefales vanligvis for bruk på støtter til tunge balanseringsmaskiner.

Fig. 3.17. Eksempel på utforming av selvjusterende rullestøtteenhet

Som tidligere nevnt har rullestøttenheter vanligvis ganske høye krav til presisjon og stivhet. Spesielt bør toleransene for valsenes radiale avrunding ikke overstige 3-5 mikrometer.

I praksis oppnås ikke dette alltid, selv ikke av kjente produsenter. For eksempel, under forfatterens testing av den radielle utløpsvinkelen til et sett med nye rullestøtteenheter, kjøpt som reservedeler til balanseringsmaskinmodellen H8V, merket "K. Shenk", nådde den radielle utløpsvinkelen til rullene deres 10–11 mikron.

3.2.1.3. Støtteenheter for spindel

Ved balansering av rotorer med flensmontering (for eksempel kardanaksler) på balanseringsmaskiner brukes spindler som støtteenheter for posisjonering, montering og rotasjon av de balanserte produktene.

Spindler er en av de mest komplekse og kritiske komponentene i balanseringsmaskiner, og de er i stor grad ansvarlige for å oppnå den nødvendige balanseringskvaliteten.

Teorien og praksisen for design og produksjon av spindler er ganske godt utviklet og gjenspeiles i et bredt spekter av publikasjoner, blant annet monografien "Detaljer og mekanismer for metallbearbeidende maskinverktøy" [1], redigert av dr. ingeniør D.N. Reshetov, skiller seg ut som den mest nyttige og tilgjengelige for utviklere.

Blant de viktigste kravene som bør tas i betraktning ved utforming og produksjon av balanseringsmaskinspindler, bør følgende prioriteres:

a) Tilstrekkelig stivhet i spindelkonstruksjonen til å forhindre uakseptable deformasjoner som kan oppstå under påvirkning av ubalanse fra den balanserte rotoren;

b) Sikre stabiliteten til spindelens rotasjonsakseposisjon, karakterisert ved tillatte verdier for spindelens radiale, aksiale og aksiale utløp;

c) Sikre riktig slitestyrke på spindeltappene, samt på sitte- og støtteflatene som brukes til montering av balanserte produkter.

Den praktiske implementeringen av disse kravene er beskrevet i detalj i del VI "Spindler og deres støtter" i arbeidet [1].

Det er spesielt metoder for å verifisere stivhet og rotasjonsnøyaktighet for spindler, anbefalinger for valg av lager, valg av spindelmateriale og metoder for herding, samt mye annen nyttig informasjon om dette emnet.

I [1] bemerkes det at det i utformingen av spindler for de fleste typer metallskjærende verktøymaskiner hovedsakelig brukes et to-lagersystem.

Fig. 3.18 viser et eksempel på en variant av et slikt tolagersystem som brukes i spindler til fresemaskiner (se detaljer i [1]).

Dette skjemaet er godt egnet for produksjon av spindler til balanseringsmaskiner, og eksempler på designvarianter er vist nedenfor i figurene 3.19-3.22.

Fig. 3.18. Skisse av en to-lagret fresespindel for en fresemaskin

Figur 3.19 viser en av variantene av den ledende spindelenheten til en balanseringsmaskin, som roterer på to radiale trykklager med hvert sitt uavhengige hus 1 og 2. På spindelakselen 3 er det montert en flens 4 for flensmontering av en kardanaksel og en remskive 5 som brukes til å overføre rotasjon til spindelen fra den elektriske motoren ved hjelp av en kilerem.

Figur 3.19. Eksempel på spindeldesign på to uavhengige lagerstøtter

Figur 3.20 og 3.21 viser to nært beslektede utforminger av ledende spindelenheter. I begge tilfeller er spindellagrene montert i et felles hus 1, som har et gjennomgående aksialt hull som er nødvendig for montering av spindelakselen. Ved inngangen og utgangen av dette hullet har huset spesielle hull (ikke vist på figurene) som er utformet for å romme radiale trykklager (rulle- eller kulelager) og spesielle flensdeksler 5 som brukes til å feste de ytre ringene på lagrene.

Figur 3.20. Eksempel 1 på en ledende spindeldesign på to lagerstøtter installert i et felles hus

Figur 3.21. Eksempel 2 på en ledende spindeldesign på to lagerstøtter installert i et felles hus

Som i den forrige versjonen (se fig. 3.19) er det montert en frontplate 2 på spindelakselen, beregnet for flensmontering av drivakselen, og en remskive 3 som brukes til å overføre rotasjon til spindelen fra den elektriske motoren via en remdrift. På spindelakselen er det også festet en lem 4 som brukes til å bestemme spindelens vinkelposisjon, og som benyttes ved montering av test- og korreksjonsvekter på rotoren under balansering.

Figur 3.22. Eksempel på utforming av en drevet (bakre) spindel

Figur 3.22 viser en designvariant av den drevne (bakre) spindelenheten på en maskin, som bare skiller seg fra den fremre spindelen ved at drivskiven og lemmen ikke er nødvendig.

Figur 3.23. Eksempel på designutførelse av en drevet (bakre) spindel

Som sett i Figur 3.20 - 3.22Spindelenhetene som er beskrevet ovenfor, festes til balanseringsmaskinens Soft Bearing-støtter ved hjelp av spesielle klemmer (stropper) 6. Andre festemetoder kan også brukes ved behov, slik at man sikrer at spindelenheten er tilstrekkelig stiv og presis når den plasseres på støtten.

Figur 3.23 illustrerer en flensmontering som ligner på denne spindelen, og som kan brukes til å montere spindelen på en hardlagerstøtte på en balanseringsmaskin.

3.2.1.3.4. Beregning av spindelstivhet og radialkast

For å bestemme spindelstivhet og forventet radialkast kan formel 3.4 brukes (se beregningsskjema i figur 3.24):

hvor:

• Y - elastisk forskyvning av spindelen på enden av spindelkonsollen, cm;
• P - beregnet last som virker på spindelkonsollen, kg;
• A - bakre lagerstøtte for spindelen;
• B - fremre lagerstøtte for spindelen;
• g - lengden på spindelkonsollen, cm;
• c - avstand mellom støttene A og B på spindelen, cm;
• J1 - gjennomsnittlig treghetsmoment for spindelseksjonen mellom støttene, cm⁴;
• J2 - gjennomsnittlig treghetsmoment for spindelkonsollseksjonen, cm⁴;
• jB og jA - stivhet i lagrene for henholdsvis fremre og bakre støtter av spindelen, kg/cm.

Ved å transformere formel 3.4 får man den ønskede beregnede verdien for spindelenhetens stivhet jшпп kan bestemmes:

I henhold til anbefalingene i [1] for mellomstore balanseringsmaskiner bør denne verdien ikke være under 50 kg/µm.

For beregning av radial runout brukes formel 3.5:

hvor:

• ∆ er den radiale avrundingen ved spindelkonsollens ende, µm;
• ∆B er det fremre spindellagerets rundgang, µm;
• ∆A er det bakre spindellagerets avrunding i µm;
• g er spindelkonsollens lengde i cm;
• c er avstanden mellom spindelens støtter A og B, cm.

3.2.1.3.5. Sikre kravene til spindelbalanse

Spindelaggregatene til balanseringsmaskiner må være godt balanserte, da enhver faktisk ubalanse vil overføres til rotoren som balanseres som en tilleggsfeil. Når man setter teknologiske toleranser for spindelens gjenværende ubalanse, anbefales det generelt at presisjonsklassen for balanseringen bør være minst 1–2 klasser høyere enn for produktet som balanseres på maskinen.

Med tanke på spindeldesignet som er beskrevet ovenfor, bør balanseringen utføres i to plan.

3.2.1.3.6. Sikre krav til lagerbelastningskapasitet og holdbarhet for spindellagre

Ved utforming av spindler og valg av lagerstørrelser anbefales det å forhåndsvurdere lagrenes holdbarhet og lastekapasitet. Metoden for å utføre disse beregningene kan beskrives i ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Rolling Bearings - Dynamic Load Ratings and Rating Life" [3], samt i en rekke (inkludert digitale) håndbøker for rullende lager.

3.2.1.3.7. Sikring av krav til akseptabel oppvarming av spindellagre

I henhold til anbefalinger fra arbeid [1] bør den maksimalt tillatte oppvarmingen av de ytre ringene på spindellagrene ikke overstige 70 °C. For å sikre balansering av høy kvalitet bør imidlertid den anbefalte oppvarmingen av de ytre ringene ikke overstige 40-45 °C.

3.2.1.3.8. Valg av type remdrift og utforming av drivskiven for spindelen

Når du konstruerer drivspindelen til en balanseringsmaskin, anbefales det å sikre rotasjonen ved hjelp av en flat remdrift. Et eksempel på riktig bruk av et slikt drivverk for spindeldrift er presentert i Figur 3.20 og 3.23. Det er uønsket å bruke kilereimer eller tannreimer, da de kan påføre spindelen ytterligere dynamiske belastninger på grunn av geometriske unøyaktigheter i reimer og trinser, noe som igjen kan føre til ytterligere målefeil under balansering. Anbefalte krav til trinser for flate drivreimer er skissert i ISO 17383-73 "Trinskiver for flate drivreimer" [4].

Drivskiven bør plasseres i den bakre enden av spindelen, så nær lageret som mulig (med minst mulig overheng). Beslutningen om overhengende plassering av remskiven, som ble tatt under produksjonen av spindelen som er vist på Figur 3.19kan betraktes som mislykket, ettersom det øker den dynamiske drivbelastningen som virker på spindelstøttene betydelig.

En annen betydelig ulempe med denne konstruksjonen er bruken av kileremsdrift, hvis produksjons- og monteringsunøyaktigheter også kan være en kilde til uønsket tilleggsbelastning på spindelen.

3.3. Seng (ramme)

Sengen er balanseringsmaskinens viktigste bærende konstruksjon, som de viktigste elementene er basert på, inkludert støttestolpene og drivmotoren. Når man velger eller produserer en seng til en balanseringsmaskin, må man sørge for at den oppfyller en rekke krav, blant annet til stivhet, geometrisk presisjon, vibrasjonsmotstand og slitestyrke på føringene.

I praksis viser det seg at følgende sengealternativer er de mest brukte ved produksjon av maskiner for eget behov:

• støpejernssenger fra brukte metallbearbeidingsmaskiner (dreiebenker, trebearbeidingsmaskiner osv.);
• sammensatte senger basert på kanaler, montert ved hjelp av skrueforbindelser;
• sveisede senger basert på kanaler;
• polymerbetongsenger med vibrasjonsabsorberende belegg.

Figur 3.25. Eksempel på bruk av et brukt trebearbeidingsbord til produksjon av en maskin for balansering av kardanaksler.

3.4. Drivverk for balanseringsmaskiner

Som analysen av designløsningene som våre kunder bruker i produksjonen av balanseringsmaskiner viser, fokuserer de hovedsakelig på å bruke vekselstrømsmotorer utstyrt med frekvensomformere under utformingen av frekvensomformerne. Denne tilnærmingen gir et bredt spekter av justerbare rotasjonshastigheter for de balanserte rotorene med minimale kostnader. Effekten til hovedmotorene som brukes til å dreie de balanserte rotorene, velges vanligvis ut fra rotorenes masse og kan være omtrent:

• 0,25–0,72 kW for maskiner konstruert for balansering av rotorer med en masse på ≤ 5 kg;
• 0,72–1,2 kW for maskiner konstruert for balansering av rotorer med en masse > 5 ≤ 50 kg;
• 1,2–1,5 kW for maskiner konstruert for balansering av rotorer med en masse > 50 ≤ 100 kg;
• 1,5–2,2 kW for maskiner konstruert for balansering av rotorer med en masse > 100 ≤ 500 kg;
• 2,2–5 kW for maskiner konstruert for balansering av rotorer med en masse > 500 ≤ 1000 kg;
• 5–7,5 kW for maskiner konstruert for balansering av rotorer med en masse > 1000 ≤ 3000 kg.

Disse motorene skal være solid montert på maskinens understell eller fundament. Før installasjon på maskinen (eller på installasjonsstedet) må hovedmotoren og remskiven som er montert på utgående aksel, balanseres nøye. For å redusere elektromagnetiske forstyrrelser forårsaket av frekvensomformeren anbefales det å installere nettverksfiltre på inn- og utgangen. Dette kan være standard standardprodukter som leveres av produsentene av frekvensomformerne, eller hjemmelagde filtre laget av ferrittringer.

4. Målesystemer for balanseringsmaskiner

De fleste amatørprodusenter av balanseringsmaskiner som kontakter LLC "Kinematics" (Vibromera), planlegger å bruke målesystemer i "Balanset"-serien produsert av vårt selskap i sine design. Det finnes imidlertid også noen kunder som planlegger å produsere slike målesystemer uavhengig. Derfor er det fornuftig å diskutere konstruksjonen av et målesystem for en balanseringsmaskin mer detaljert. Hovedkravet for disse systemene er behovet for å gi høypresisjonsmålinger av amplituden og fasen til rotasjonskomponenten til vibrasjonssignalet, som oppstår ved rotasjonsfrekvensen til den balanserte rotoren. Dette målet oppnås vanligvis ved å bruke en kombinasjon av tekniske løsninger, inkludert:

• Bruk av vibrasjonssensorer med høy signalomformingskoeffisient;
• Bruk av moderne laserfasesensorer;
• Utvikling (eller bruk) av maskinvare som muliggjør forsterkning og digital konvertering av sensorsignaler (primær signalbehandling);
• Implementering av programvarebehandling av vibrasjonssignalet, som skal muliggjøre høyoppløselig og stabil utvinning av rotasjonskomponenten i vibrasjonssignalet, manifestert ved rotasjonsfrekvensen til den balanserte rotoren (sekundærbehandling).

Nedenfor ser vi på kjente varianter av slike tekniske løsninger, implementert i en rekke kjente balanseringsinstrumenter.

4.1. Valg av vibrasjonssensorer

I målesystemene til balanseringsmaskiner kan det brukes ulike typer vibrasjonssensorer (transdusere), blant annet:

• Sensorer for vibrasjonsakselerasjon (akselerometre);
• Sensorer for vibrasjonshastighet;
• Sensorer for vibrasjonsforskyvning;
• Kraftsensorer.

4.1.1. Sensorer for vibrasjonsakselerasjon

Blant vibrasjonsakselerasjonssensorer er piezo- og kapasitive (chip) akselerometre de mest brukte, og de kan effektivt brukes i balanseringsmaskiner av typen myklager. I praksis er det generelt tillatt å bruke vibrasjonsakselerasjonssensorer med konverteringskoeffisienter (Kpr) fra 10 til 30 mV/(m/s²). I balanseringsmaskiner som krever spesielt høy balanseringsnøyaktighet, anbefales det å bruke akselerometre med Kpr som når nivåer på 100 mV/(m/s²) og over. Som et eksempel på piezoakselerometre som kan brukes som vibrasjonssensorer for balanseringsmaskiner, viser figur 4.1 piezoakselerometre DN3M1 og DN3M1V6 produsert av LLC "Izmeritel".

Figur 4.1. Piezo-akselerometre DN 3M1 og DN 3M1V6

For å koble slike sensorer til vibrasjonsmåleinstrumenter og -systemer er det nødvendig å bruke eksterne eller innebygde ladeforsterkere.

Figur 4.2. Kapasitive akselerometre AD1 Produsert av LLC "Kinematics" (Vibromera)

Det er verdt å merke seg at disse sensorene, som blant annet omfatter de mye brukte kapasitive akselerometrene ADXL 345 (se figur 4.3), har flere betydelige fordeler sammenlignet med piezoakselerometre. De er 4 til 8 ganger billigere og har tilsvarende tekniske egenskaper. Dessuten krever de ikke bruk av de kostbare og vanskelige ladeforsterkerne som piezoakselerometrene krever.

I tilfeller der begge typer akselerometre brukes i målesystemene til balanseringsmaskiner, utføres vanligvis maskinvareintegrasjon (eller dobbeltintegrasjon) av sensorsignalene.

Figur 4.2. Kapasitive akselerometre AD 1, montert.

Figur 4.2. Kapasitive akselerometre AD1 Produsert av LLC "Kinematics" (Vibromera)

Det er verdt å merke seg at disse sensorene, som blant annet omfatter de mye brukte kapasitive akselerometrene ADXL 345 (se figur 4.3), har flere betydelige fordeler sammenlignet med piezoakselerometre. De er 4 til 8 ganger billigere og har tilsvarende tekniske egenskaper. Dessuten krever de ikke bruk av de kostbare og vanskelige ladeforsterkerne som piezoakselerometrene krever.

Figur 4.3. Kapasitivt akselerometerkort ADXL 345.

I dette tilfellet transformeres det opprinnelige sensorsignalet, som er proporsjonalt med vibrasjonsakselerasjonen, til et signal som er proporsjonalt med vibrasjonshastigheten eller -forskyvningen. Fremgangsmåten med dobbel integrering av vibrasjonssignalet er spesielt relevant ved bruk av akselerometre i målesystemer for lavhastighetsbalanseringsmaskiner, der det nedre rotorrotasjonsfrekvensområdet under balansering kan ligge på 120 o/min og lavere. Ved bruk av kapasitive akselerometre i målesystemer for balanseringsmaskiner må man ta hensyn til at signalene etter integrering kan inneholde lavfrekvente forstyrrelser i frekvensområdet fra 0,5 til 3 Hz. Dette kan begrense det nedre frekvensområdet for balansering på maskiner som er beregnet for bruk av disse sensorene.

4.1.2. Sensorer for vibrasjonshastighet

4.1.2.1. Induktive sensorer for vibrasjonshastighet.

Disse sensorene består av en induktiv spole og en magnetisk kjerne. Når spolen vibrerer i forhold til en stasjonær kjerne (eller kjernen i forhold til en stasjonær spole), induseres det en EMK i spolen, og spenningen er direkte proporsjonal med vibrasjonshastigheten til det bevegelige elementet i sensoren. Konverteringskoeffisientene (Кпр) for induktive sensorer er vanligvis ganske høye, og kan nå flere titalls eller hundrevis av mV/mm/sek. Konverteringskoeffisienten til Schenck-sensoren modell T77 er 80 mV/mm/sek, og for IRD Mechanalysis-sensoren modell 544M er den 40 mV/mm/sek. I noen tilfeller (f.eks. i Schencks balanseringsmaskiner) brukes spesielle, svært følsomme induktive vibrasjonshastighetssensorer med mekanisk forsterker, der Кпр kan overstige 1000 mV/mm/sek. Hvis induktive vibrasjonshastighetssensorer brukes i målesystemene til balanseringsmaskiner, kan det elektriske signalet som er proporsjonalt med vibrasjonshastigheten også integreres maskinvaremessig og konverteres til et signal som er proporsjonalt med vibrasjonsforskyvningen.

Figur 4.4. Modell 544M-sensor fra IRD Mechanalysis.

Figur 4.5. Modell T77-sensor fra Schenck

Det skal bemerkes at på grunn av arbeidsintensiteten i produksjonen er induktive vibrasjonshastighetssensorer ganske sjeldne og dyre gjenstander. Til tross for de åpenbare fordelene med disse sensorene, bruker amatørprodusenter av balanseringsmaskiner dem derfor svært sjelden.

4.2. Fasevinkelsensorer

For å synkronisere vibrasjonsmålingsprosessen med rotasjonsvinkelen til den balanserte rotoren, brukes fasevinkelsensorer, som laser (fotoelektriske) eller induktive sensorer. Disse sensorene produseres i forskjellige utførelser av både innenlandske og internasjonale produsenter. Prisintervallet for disse sensorene kan variere betydelig, fra omtrent 40 til 200 dollar. Et eksempel på en slik enhet er fasevinkelsensoren produsert av "Diamex", vist i figur 4.11.

Figur 4.11: Fasevinkelsensor fra "Diamex"

Som et annet eksempel viser figur 4.12 en modell implementert av LLC "Kinematics" (Vibromera), som bruker lasertakometere av DT 2234C-modellen produsert i Kina som fasevinkelsensorer. De åpenbare fordelene med denne sensoren er blant annet

• Et bredt driftsområde som gjør det mulig å måle rotorens rotasjonsfrekvens fra 2,5 til 99 999 omdreininger per minutt, med en oppløsning på minst én omdreining;
• Digitalt display;
• Enkel innstilling av turtelleren for målinger;
• Rimelig pris og lave markedskostnader;
• Relativt enkel modifisering for integrering i målesystemet til en balanseringsmaskin.

Figur 4.12: Laser-takometer, modell DT 2234C

I noen tilfeller, når bruk av optiske lasersensorer av en eller annen grunn ikke er ønskelig, kan de erstattes med induktive berøringsfrie forskyvningssensorer, for eksempel den tidligere nevnte ISAN E41A-modellen eller lignende produkter fra andre produsenter.

4.3. Signalbehandlingsfunksjoner i vibrasjonssensorer

For nøyaktig måling av amplitude og fase av rotasjonskomponenten i vibrasjonssignalet i balanseringsutstyr brukes vanligvis en kombinasjon av maskinvare- og programvarebehandlingsverktøy. Disse verktøyene gjør det mulig:

• Bredbåndsmaskinvarefiltrering av sensorens analoge signal;
• Forsterkning av sensorens analoge signal;
• Integrering og/eller dobbel integrering (om nødvendig) av det analoge signalet;
• Smalbåndsfiltrering av det analoge signalet ved hjelp av et sporingsfilter;
• Analog-til-digital-konvertering av signalet;
• Synkron filtrering av det digitale signalet;
• Harmonisk analyse av det digitale signalet.

4.3.1. Filtrering av bredbåndssignaler

Denne prosedyren er viktig for å rense vibrasjonssensorsignalet for potensielle interferenser som kan oppstå både ved den nedre og øvre grensen av enhetens frekvensområde. Det anbefales at måleenheten til en balanseringsmaskin setter den nedre grensen for båndpassfilteret til 2–3 Hz og den øvre grensen til 50 (100) Hz. "Nedre" filtrering bidrar til å undertrykke lavfrekvent støy som kan oppstå ved utgangen til ulike typer sensormåleforsterkere. "Øvre" filtrering eliminerer muligheten for interferens på grunn av kombinasjonsfrekvenser og potensielle resonante vibrasjoner fra individuelle mekaniske komponenter i maskinen.

4.3.2. Forsterkning av det analoge signalet fra sensoren

Hvis det er behov for å øke følsomheten til balanseringsmaskinens målesystem, kan signalene fra vibrasjonssensorene til inngangen på måleenheten forsterkes. Både standardforsterkere med konstant forsterkning og flertrinnsforsterkere, hvis forsterkning kan endres programmatisk avhengig av det reelle signalnivået fra sensoren, kan brukes. Et eksempel på en programmerbar flertrinnsforsterker inkluderer forsterkere implementert i spenningsmåleomformere som E154 eller E14-140 fra LLC "L-Card".

4.3.3. Integrering

Som tidligere nevnt anbefales maskinvareintegrering og/eller dobbel integrering av vibrasjonssensorsignaler i målesystemer for balanseringsmaskiner. Dermed kan det opprinnelige akselerometersignalet, som er proporsjonalt med vibrasjonsakselerasjonen, omdannes til et signal som er proporsjonalt med vibrasjonshastigheten (integrering) eller vibrasjonsforskyvningen (dobbel integrering). På samme måte kan vibrohastighetssensorens signal etter integrasjon omdannes til et signal som er proporsjonalt med vibroforskyvning.

4.3.4. Smalbåndsfiltrering av det analoge signalet ved hjelp av et sporingsfilter

For å redusere interferens og forbedre kvaliteten på vibrasjonssignalbehandlingen i målesystemene til balanseringsmaskiner, kan smalbåndssporingsfiltre brukes. Sentralfrekvensen til disse filtrene justeres automatisk til rotasjonsfrekvensen til den balanserte rotoren ved hjelp av rotorens omdreiningsensorsignal. Moderne integrerte kretser, som MAX263, MAX264, MAX267, MAX268 fra "MAXIM", kan brukes til å lage slike filtre.

4.3.5. Analog til digital konvertering av signaler

Analog-til-digital-konvertering er en viktig prosedyre som sikrer muligheten for å forbedre kvaliteten på vibrasjonssignalbehandlingen under måling av amplitude og fase. Denne prosedyren er implementert i alle moderne målesystemer for balanseringsmaskiner. Et eksempel på effektiv implementering av slike ADC-er inkluderer spenningsmåleomformere av typen E154 eller E14-140 fra LLC "L-Card", som brukes i flere målesystemer for balanseringsmaskiner produsert av LLC "Kinematics" (Vibromera). I tillegg har LLC "Kinematics" (Vibromera) erfaring med bruk av billigere mikroprosessorsystemer basert på "Arduino"-kontrollere, PIC18F4620-mikrokontrolleren fra "Microchip" og lignende enheter.

4.1.2.2. Vibrasjonshastighetssensorer basert på piezoelektriske akselerometre

En sensor av denne typen skiller seg fra et standard piezoelektrisk akselerometer ved å ha en innebygd ladningsforsterker og integrator i huset, som lar den sende ut et signal proporsjonalt med vibrasjonshastigheten. For eksempel er piezoelektriske vibrasjonshastighetssensorer produsert av innenlandske produsenter (ZETLAB-selskapet og LLC "Vibropribor") vist i figur 4.6 og 4.7.

Figur 4.6. Modell AV02-sensor fra ZETLAB (Russland)

Figur 4.7. Modell DVST 2-sensor fra LLC "Vibropribor""

Slike sensorer produseres av ulike produsenter (både innenlandske og utenlandske) og er i dag mye brukt, spesielt i bærbart vibrasjonsutstyr. Kostnaden for disse sensorene er ganske høy og kan komme opp i 20 000 til 30 000 rubler per stykk, selv fra innenlandske produsenter.

4.1.3. Sensorer for forskyvning

I målesystemer for balanseringsmaskiner kan også berøringsfrie forskyvningssensorer – kapasitive eller induktive – brukes. Disse sensorene kan operere i statisk modus, noe som tillater registrering av vibrasjonsprosesser fra 0 Hz. Bruken av dem kan være spesielt effektiv ved balansering av lavhastighetsrotorer med rotasjonshastigheter på 120 o/min og lavere. Konverteringskoeffisientene til disse sensorene kan nå 1000 mV/mm og høyere, noe som gir høy nøyaktighet og oppløsning ved måling av forskyvning, selv uten ytterligere forsterkning. En åpenbar fordel med disse sensorene er deres relativt lave kostnad, som for noen innenlandske produsenter ikke overstiger 1000 rubler. Når du bruker disse sensorene i balanseringsmaskiner, er det viktig å vurdere at det nominelle arbeidsgapet mellom sensorens følsomme element og overflaten av det vibrerende objektet er begrenset av diameteren på sensorspolen. For eksempel, for sensoren vist i figur 4.8, modell ISAN E41A fra "TEKO", er det spesifiserte arbeidsgapet vanligvis 3,8 til 4 mm, noe som tillater måling av forskyvning av det vibrerende objektet i området ±2,5 mm.

Figur 4.8. Induktiv forskyvningssensor modell ISAN E41A fra TEKO (Russland)

4.1.4. Kraftsensorer

Som tidligere nevnt brukes det kraftsensorer i målesystemene som er installert på hardlagerbalanseringsmaskiner. Disse sensorene er ofte piezoelektriske kraftsensorer, særlig fordi de er enkle å produsere og relativt rimelige. Eksempler på slike sensorer er vist i figur 4.9 og 4.10.

Figur 4.9. Kraftsensor SD 1 fra Kinematika LLC

Figur 4.10: Kraftsensor for balanseringsmaskiner for biler, solgt av "STO Market"

Kraftsensorer med strekkmåler, som produseres av en rekke innenlandske og utenlandske produsenter, kan også brukes til å måle relative deformasjoner i støttene til hardlagerbalanseringsmaskiner.

4.4. Funksjonsskjema for målesystemet til balanseringsmaskinen, "Balanset 2""

Målesystemet "Balanset 2" representerer en moderne tilnærming til integrering av måle- og beregningsfunksjoner i balanseringsmaskiner. Dette systemet gir automatisk beregning av korrigerende vekter ved hjelp av påvirkningskoeffisientmetoden og kan tilpasses ulike maskinkonfigurasjoner.

Funksjonsskjemaet inkluderer signalbehandling, analog-til-digital-konvertering, digital signalbehandling og automatiske beregningsalgoritmer. Systemet kan håndtere både toplans- og flerplansbalanseringsscenarier med høy presisjon.

4.5. Beregning av parametere for korreksjonsvekter som brukes i rotorbalansering

Beregningen av korrigerende vekter er basert på påvirkningskoeffisientmetoden, som bestemmer hvordan rotoren reagerer på testvekter i forskjellige plan. Denne metoden er grunnleggende for alle moderne balanseringssystemer og gir nøyaktige resultater for både stive og fleksible rotorer.

4.5.1. Oppgaven med å balansere dobbeltbærende rotorer og metoder for å løse den

For rotorer med dobbel støtte (den vanligste konfigurasjonen) innebærer balanseringsoppgaven å bestemme to korrigerende vekter – én for hvert korreksjonsplan. Påvirkningskoeffisientmetoden bruker følgende tilnærming:

1. Innledende måling (kjøring 0): Mål vibrasjon uten prøvevekter
2. Første prøvekjøring (kjøring 1): Legg til kjent prøvevekt til plan 1, mål respons
3. Andre prøveperiode (periode 2): Flytt prøvevekten til plan 2, mål responsen
4. Beregning: Programvaren beregner permanente korreksjonsvekter basert på målte responser

Det matematiske grunnlaget innebærer å løse et system av lineære ligninger som relaterer prøvevektens påvirkning til de nødvendige korreksjonene i begge plan samtidig.

Figur 3.26 og 3.27 viser eksempler på bruk av dreiebenk senger, basert på hvilke en spesialisert Hard Bearing-maskin for balansering av skruer og en universell Soft Bearing-balanseringsmaskin for sylindriske rotorer ble produsert. For gjør-det-selv-produsenter gjør slike løsninger det mulig å lage et stivt støttesystem for balanseringsmaskinen med minimalt tids- og kostnadsbesparende tiltak, som kan brukes til å montere støtteben av ulike typer (både Hard Bearing og Soft Bearing). Produsentens viktigste oppgave i dette tilfellet er å sikre (og om nødvendig gjenopprette) den geometriske presisjonen til maskinførerne som støttestativene skal baseres på. Ved DIY-produksjon brukes vanligvis finskraping for å gjenopprette den nødvendige geometriske nøyaktigheten til føringene.

Figur 3.28 viser en versjon av en montert seng laget av to kanaler. I produksjonen av denne sengen brukes avtakbare bolteforbindelser, slik at deformasjon av sengen kan minimeres eller elimineres helt under monteringen uten ytterligere teknologiske operasjoner. For å sikre riktig geometrisk nøyaktighet av føringene til den spesifiserte sengen kan det være nødvendig med mekanisk bearbeiding (sliping, finfresing) av de øverste flensene på kanalene som brukes.

Figur 3.29 og 3.30 presenterer varianter av sveisede senger, også laget av to kanaler. Produksjonsteknologien for slike senger kan kreve en rekke tilleggsoperasjoner, for eksempel varmebehandling for å avlaste indre spenninger som oppstår under sveisingen. For å sikre riktig geometrisk nøyaktighet i føringene til sveisede senger bør man, som for monterte senger, planlegge mekanisk bearbeiding (sliping, finfresing) av de øverste flensene på kanalene som brukes.

4.5.2. Metodikk for dynamisk balansering av flerbærende rotorer

Rotorer med flere støttepunkter (tre eller fire lagerpunkter) krever mer komplekse balanseringsprosedyrer. Hvert støttepunkt bidrar til den generelle dynamiske oppførselen, og korreksjonen må ta hensyn til interaksjoner mellom alle plan.

Metodikken utvider toplanstilnærmingen ved å:

• Måling av vibrasjon på alle støttepunkter
• Bruk av flere prøvevektposisjoner
• Løse større systemer av lineære ligninger
• Optimalisering av korreksjonsvektfordeling

For kardangaksler og lignende lange rotorer oppnår denne tilnærmingen vanligvis gjenværende ubalansenivåer som tilsvarer ISO-kvalitetsgradene G6.3 eller bedre.

4.5.3. Kalkulatorer for balansering av flerbærende rotorer

Spesialiserte beregningsalgoritmer er utviklet for rotorkonfigurasjoner med tre og fire støtter. Disse kalkulatorene er implementert i Balanset-4-programvaren og kan håndtere komplekse rotorgeometrier automatisk.

Kalkulatorene tar hensyn til:

• Variabel støttestivhet
• Krysskobling mellom korreksjonsplan
• Optimalisering av vektplassering for tilgjengelighet
• Verifisering av beregnede resultater

5. Anbefalinger for kontroll av balanseringsmaskiners funksjon og nøyaktighet

Nøyaktigheten og påliteligheten til en balanseringsmaskin avhenger av mange faktorer, inkludert den geometriske nøyaktigheten til dens mekaniske komponenter, dynamiske egenskaper til støtter og målesystemets driftskapasitet. Regelmessig verifisering av disse parameterne sikrer jevn balanseringskvalitet og bidrar til å identifisere potensielle problemer før de påvirker produksjonen.

5.1. Kontroll av maskinens geometriske nøyaktighet

Verifisering av geometrisk nøyaktighet inkluderer kontroll av støttenes justering, parallellitet mellom føringer og konsentrisitet i spindelaggregatene. Disse kontrollene bør utføres under første oppsett og regelmessig under drift for å sikre at nøyaktigheten opprettholdes.

5.2. Kontroll av maskinens dynamiske egenskaper

Verifisering av dynamiske egenskaper innebærer måling av naturlige frekvenser til støtter og rammekomponenter for å sikre at de er riktig atskilt fra driftsfrekvenser. Dette forhindrer resonansproblemer som kan kompromittere balanseringsnøyaktigheten.

5.3. Kontroll av målesystemets funksjonsdyktighet

Verifiseringen av målesystemet inkluderer sensorkalibrering, verifisering av fasejustering og nøyaktighetskontroller av signalbehandling. Dette sikrer pålitelig måling av vibrasjonsamplitude og fase ved alle driftshastigheter.

5.4. Kontroll av nøyaktighetsegenskapene i henhold til ISO 20076-2007

ISO 20076-2007 gir standardiserte prosedyrer for å verifisere nøyaktigheten til balanseringsmaskiner ved hjelp av kalibrerte testrotorer. Disse prosedyrene bidrar til å validere maskinens ytelse mot internasjonalt anerkjente standarder.

Litteratur

1. Reshetov DN (redaktør). "Detaljer og mekanismer for metallbearbeidende maskinverktøy." Moskva: Mashinostroenie, 1972.
2. Kellenberger W. "Spiralsliping av sylindriske overflater." Maskiner, 1963.
3. ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Rullende lagre - Dynamiske belastningsklassifiseringer og nominell levetid.""
4. ISO 17383-73 "Remskiver for flate drivreimer.""
5. ISO 1940-1-2007 "Vibrasjon. Krav til balansekvaliteten til stive rotorer.""
6. ISO 20076-2007 "Prosedyrer for verifisering av nøyaktighet i balanseringsmaskiner.""