1. Inleiding

(Waarom was het nodig om dit werk te schrijven?)

Een analyse van de consumptiestructuur van balanceerapparaten geproduceerd door LLC "Kinematics" (Vibromera) laat zien dat er ongeveer 30% van deze apparaten worden aangeschaft voor gebruik als stationaire meet- en rekensystemen voor balanceermachines en/of -standaards. Het is mogelijk om twee groepen afnemers (klanten) van onze apparatuur te onderscheiden.

De eerste groep omvat ondernemingen die gespecialiseerd zijn in de massaproductie van balanceermachines en de verkoop ervan aan externe klanten. Deze bedrijven hebben hooggekwalificeerde specialisten in dienst met diepgaande kennis en uitgebreide ervaring in het ontwerpen, produceren en bedienen van verschillende soorten balanceermachines. De uitdagingen die zich voordoen in interacties met deze groep consumenten zijn meestal gerelateerd aan het aanpassen van onze meetsystemen en software aan bestaande of nieuw ontwikkelde machines, zonder de structurele uitvoering ervan aan te pakken.

De tweede groep bestaat uit consumenten die machines (stands) ontwikkelen en produceren voor hun eigen behoeften. Deze aanpak wordt meestal verklaard door de wens van onafhankelijke fabrikanten om hun eigen productiekosten te verlagen, die in sommige gevallen twee tot drie keer of meer kunnen dalen. Deze groep consumenten heeft vaak geen echte ervaring in het maken van machines en vertrouwt meestal op het gebruik van gezond verstand, informatie van het internet en alle beschikbare analogen in hun werk.

De interactie met hen roept veel vragen op die, naast aanvullende informatie over de meetsystemen van balanceermachines, betrekking hebben op een breed scala aan kwesties met betrekking tot de structurele uitvoering van de machines, methoden voor hun installatie op de fundering, selectie van aandrijvingen en het bereiken van de juiste balanceernauwkeurigheid, enz.

Gezien de grote belangstelling van een groot deel van onze klanten voor de problematiek van onafhankelijk vervaardigde balanceermachines, hebben specialisten van LLC "Kinematics" (Vibromera) een overzicht samengesteld met opmerkingen en aanbevelingen over de meest gestelde vragen.

2. Soorten balanceermachines (statieven) en hun ontwerpkenmerken

Een balanceermachine is een technologisch apparaat dat is ontworpen om de statische of dynamische onbalans van rotoren voor diverse doeleinden te verhelpen. Het apparaat bevat een mechanisme dat de gebalanceerde rotor versnelt tot een gespecificeerde rotatiefrequentie en een gespecialiseerd meet- en computersysteem dat de massa en plaatsing van correctiegewichten bepaalt die nodig zijn om de onbalans van de rotor te compenseren.

De constructie van het mechanische deel van de machine bestaat doorgaans uit een frame waarop steunpalen (lagers) zijn gemonteerd. Deze dienen als bevestiging voor het gebalanceerde product (rotor) en omvatten een aandrijving voor het roteren van de rotor. Tijdens het balanceerproces, dat plaatsvindt terwijl het product roteert, registreren de sensoren van het meetsysteem (het type is afhankelijk van het ontwerp van de machine) trillingen in de lagers of krachten op de lagers.

Aan de hand van de gegevens die op deze manier worden verkregen, kunnen de massa's en montagelocaties van de correctiegewichten worden bepaald die nodig zijn om de onbalans te compenseren.

Op dit moment zijn twee soorten balanceermachines (statieven) het meest gangbaar:

• Zachte lagermachines (met flexibele steunen);
• Harde lagermachines (met stijve steunen).

2.1. Machines en statieven met zachte lagers

Het fundamentele kenmerk van zacht gelagerde balanceermachines (statieven) is dat ze relatief flexibele steunen hebben, gemaakt op basis van veerophangingen, met veren gemonteerde sleden, vlakke of cilindrische veersteunen, enz. De eigenfrequentie van deze steunen is minstens 2-3 keer lager dan de rotatiefrequentie van de gebalanceerde rotor die erop gemonteerd is. Een klassiek voorbeeld van de structurele uitvoering van flexibele Soft Bearing-steunen is te zien in de steun van het machinemodel DB-50, waarvan een foto is weergegeven in afbeelding 2.1.

Afbeelding 2.1. Steun van de balanceermachine model DB-50.

Zoals getoond in afbeelding 2.1 is het beweegbare onderstel (slider) 2 bevestigd aan de stationaire palen 1 van de ondersteuning met behulp van een ophanging aan stripveren 3. Onder invloed van de middelpuntvliedende kracht die wordt veroorzaakt door de onbalans van de rotor die op de steun is geïnstalleerd, kan de slede (glijder) 2 horizontale oscillaties uitvoeren ten opzichte van de stationaire paal 1, die worden gemeten met een trillingssensor.

De structurele uitvoering van deze steun zorgt voor het bereiken van een lage natuurlijke frequentie van de slede-oscillaties, die rond de 1-2 Hz kan liggen. Dit maakt het uitbalanceren van de rotor over een breed bereik van zijn rotatiefrequenties mogelijk, vanaf 200 RPM. Deze eigenschap, samen met de relatieve eenvoud van de productie van dergelijke steunen, maakt dit ontwerp aantrekkelijk voor veel van onze klanten die balanceermachines maken voor hun eigen behoeften voor verschillende doeleinden.

Afbeelding 2.2. Zachte lagersteun van de balanceermachine, vervaardigd door "Polymer LTD", Makhachkala

Figuur 2.2 toont een foto van een balanceermachine voor zachte lagers met steunen van veerelementen, vervaardigd voor eigen gebruik bij "Polymer LTD" in Machatsjkala. De machine is ontworpen voor het balanceren van rollen die worden gebruikt bij de productie van polymeermaterialen.

Figuur 2.3 bevat een foto van een balanceermachine met een soortgelijke strookophanging voor de slede, bedoeld voor het balanceren van speciaal gereedschap.

Figuren 2.4.a en 2.4.b tonen foto's van een zelfgemaakte Soft Bearing machine voor het balanceren van aandrijfassen, waarvan de steunen ook zijn gemaakt met behulp van stripveren.

Afbeelding 2.5 De afbeelding toont een Soft Bearing-machine, ontworpen voor het balanceren van turbocompressoren, waarbij de steunen van de sledes eveneens zijn opgehangen aan stripveren. De machine, gemaakt voor privégebruik door A. Shahgunyan (Sint-Petersburg), is uitgerust met het "Balanset 1"-meetsysteem.

Volgens de fabrikant (zie Fig. 2.6) kan deze machine turbines balanceren met een resterende onbalans van niet meer dan 0,2 g*mm.

Afbeelding 2.3. Zacht gelagerde machine voor het uitbalanceren van gereedschappen met steunvering op stripveren

Figuur 2.4.a. Zachte lagermachine voor het uitbalanceren van aandrijfassen (machine gemonteerd)

Figuur 2.4.b. Zacht gelagerde machine voor het uitbalanceren van aandrijfassen met op bandveren opgehangen onderstellen. (Voorspilsteun met veerstripophanging)

Afbeelding 2.5. Zacht gelagerde machine voor het balanceren van turboladers met steunen op stripveren, vervaardigd door A. Shahgunyan (St. Petersburg)

Afbeelding 2.6. Schermafbeelding van het meetsysteem 'Balanset 1' met de resultaten van het balanceren van de turbinerotor op de machine van A. Shahgunyan.

Naast de hierboven besproken klassieke versie van de Soft Bearing balanceermachinesteunen zijn er ook andere structurele oplossingen op grote schaal toegepast.

Figuur 2.7 en 2.8 De afbeeldingen tonen balanceermachines voor aandrijfassen, waarvan de steunen zijn gemaakt op basis van platte (plaat)veren. Deze machines werden vervaardigd voor de specifieke behoeften van respectievelijk de particuliere onderneming "Dergacheva" en LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M").

Balanceermachines met zachte lagers en dergelijke steunen worden vanwege hun relatieve eenvoud en produceerbaarheid vaak door amateurfabrikanten nagemaakt. Deze prototypes zijn doorgaans machines uit de VBRF-serie van "K. Schenck" of vergelijkbare machines van binnenlandse makelij.

De machines in de figuren 2.7 en 2.8 zijn ontworpen voor het balanceren van twee-, drie- en vier-delige aandrijfassen. Ze hebben een vergelijkbare constructie, inclusief:

• een gelast bedframe 1, gebaseerd op twee I-balken verbonden door dwarsribben;
• een stationaire (voorste) spindelsteun 2;
• een beweegbare (achterste) spindelsteun 3;
• een of twee beweegbare (tussen)steunen 4. Steunen 2 en 3 bevatten spindeleenheden 5 en 6, bedoeld om de gebalanceerde aandrijfas 7 op de machine te monteren.

Figuur 2.7. Machine voor het balanceren van aandrijfassen met zachte lagers van het particuliere bedrijf "Dergacheva", met ondersteuning op platte (plaat)veren.

Figuur 2.8. Machine met zachte lagers voor het balanceren van aandrijfassen van LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M") met steunen op platte veren.

Op alle steunen zijn trillingssensoren 8 geïnstalleerd om de transversale trillingen van de steunen te meten. De hoofdspil 5, gemonteerd op steun 2, wordt door een elektromotor via een riemaandrijving rondgedraaid.

Figuren 2.9.a en 2.9.b foto's laten zien van de ondersteuning van de balanceermachine, die is gebaseerd op platte veren.

Afbeelding 2.9. Zachte lagerbalanceringsmachine met platte veren

• a) Zijaanzicht;
• b) vooraanzicht

Aangezien amateurfabrikanten dergelijke steunen vaak gebruiken in hun ontwerpen, is het nuttig om de kenmerken van hun constructie in meer detail te onderzoeken. Zoals getoond in figuur 2.9.a bestaat deze steun uit drie hoofdonderdelen:

• Onderste steunplaat 1: Voor de voorste spindelsteun is de plaat star bevestigd aan de geleiders; voor tussensteunen of achterste spindelsteunen is de onderste plaat ontworpen als een slede die langs de framegeleiders kan bewegen.
• Bovenste steunplaat 2, waarop de ondersteunende eenheden zijn gemonteerd (rolsteunen 4, spindels, tussenlagers enz.).
• Twee platte veren 3, die de onderste en bovenste lagerplaten verbindt.

Om het risico van verhoogde trillingen van de steunen tijdens het gebruik te voorkomen, die kunnen optreden tijdens de versnelling of vertraging van de gebalanceerde rotor, kunnen de steunen een vergrendelingsmechanisme bevatten (zie Fig. 2.9.b). Dit mechanisme bestaat uit een stijve beugel 5 die kan worden vastgeklikt door een excentrische vergrendeling 6 die verbonden is met een van de platte veren van de steun. Wanneer het slot 6 en de beugel 5 in elkaar grijpen, is de steun vergrendeld, waardoor het risico van verhoogde trillingen tijdens het versnellen en vertragen wordt geëlimineerd.

Bij het ontwerpen van steunen met platte (plaat)veren moet de machinefabrikant de frequentie van hun natuurlijke oscillaties bepalen, die afhangt van de stijfheid van de veren en de massa van de gebalanceerde rotor. Als de ontwerper deze parameter kent, kan hij bewust het bereik van de operationele rotatiefrequenties van de rotor kiezen en het gevaar van resonante oscillaties van de steunen tijdens het balanceren vermijden.

Aanbevelingen voor het berekenen en experimenteel bepalen van de eigenfrequenties van trillingen van steunen en andere onderdelen van balanceermachines worden besproken in hoofdstuk 3.

Zoals eerder opgemerkt, trekken de eenvoud en maakbaarheid van het ondersteuningsontwerp met vlakke (plaat)veren amateurontwikkelaars van balanceermachines voor verschillende doeleinden aan, waaronder machines voor het balanceren van krukassen, rotors van autoturboladers, enz.

Als voorbeeld tonen figuren 2.10.a en 2.10.b een schematische weergave van een machine die is ontworpen voor het balanceren van turbocompressorrotoren. Deze machine is vervaardigd en wordt intern gebruikt bij LLC "SuraTurbo" in Penza.

2.10.a. Machine voor het uitbalanceren van turbocompressorrotors (zijaanzicht)

2.10.b. Machine voor het uitbalanceren van turbocompressorrotors (Gezien vanaf de voorkant van de steun)

Naast de eerder besproken Soft Bearing balanceermachines worden soms relatief eenvoudige Soft Bearing statieven gemaakt. Deze statieven maken het mogelijk om roterende mechanismen van hoge kwaliteit te balanceren voor verschillende doeleinden met minimale kosten.

Hieronder worden verschillende van dergelijke stands besproken, die gebouwd zijn op basis van een vlakke plaat (of frame) die op cilindrische drukveren rust. Deze veren worden doorgaans zo gekozen dat de eigenfrequentie van de trillingen van de plaat met het daarop gemonteerde balanceermechanisme 2 tot 3 keer lager is dan de rotatiefrequentie van de rotor van dit mechanisme tijdens het balanceren.

Figuur 2.11 toont een foto van een standaard voor het uitbalanceren van slijpschijven, vervaardigd voor de eigen productie door P. Asharin.

Figuur 2.11. Statief voor het uitbalanceren van slijpwielen

De standaard bestaat uit de volgende hoofdonderdelen:

• Plaat 1gemonteerd op vier cilindrische veren 2;
• Elektrische motor 3waarvan de rotor ook dienst doet als spindel, waarop een doorn 4 is gemonteerd die wordt gebruikt voor het installeren en vastzetten van het slijpwiel op de spindel.

Een belangrijk kenmerk van deze standaard is de aanwezigheid van een pulssensor 5 voor de rotatiehoek van de rotor van de elektromotor. Deze sensor wordt gebruikt als onderdeel van het meetsysteem van de standaard ("Balanset 2C") om de hoekpositie te bepalen voor het verwijderen van de correctiemassa van de slijpschijf.

Figuur 2.12 De afbeelding toont een foto van een standaard die gebruikt wordt voor het balanceren van vacuümpompen. Deze standaard is in opdracht ontwikkeld door JSC "Measurement Plant".

Afbeelding 2.12. Stand voor balanceervacuümpompen van JSC "Measurement Plant"."

De basis van deze stand maakt ook gebruik van Plaat 1gemonteerd op cilindrische veren 2. Op plaat 1 is een vacuümpomp 3 geïnstalleerd met een eigen elektrische aandrijving die snelheden kan variëren van 0 tot 60.000 tpm. Op het pomphuis zijn trillingssensoren 4 gemonteerd waarmee trillingen in twee verschillende secties op verschillende hoogtes gemeten kunnen worden.

Voor de synchronisatie van het trillingsmeetproces met de rotatiehoek van de pomprotor wordt een laserfasehoeksensor 5 op de testopstelling gebruikt. Ondanks de ogenschijnlijk eenvoudige uiterlijke constructie van dergelijke opstellingen, maakt dit een zeer nauwkeurige balancering van de pompwaaier mogelijk.

Bijvoorbeeld, bij subkritische rotatiefrequenties voldoet de resterende onbalans van de pomprotor aan de eisen voor balanskwaliteitsklasse G0.16 volgens ISO 1940-1-2007 "Trillingen. Eisen voor de balanskwaliteit van starre rotoren. Deel 1. Bepaling van de toelaatbare onbalans.""

De resttrilling van het pomphuis tijdens het balanceren bij draaisnelheden tot 8.000 tpm is niet hoger dan 0,01 mm/sec.

Balansstatieven die zijn vervaardigd volgens het hierboven beschreven schema zijn ook effectief voor het balanceren van andere mechanismen, zoals ventilatoren. Voorbeelden van statieven ontworpen voor het uitbalanceren van ventilatoren worden getoond in de figuren 2.13 en 2.14.

Figuur 2.13. Standaard voor het uitbalanceren van ventilatorwaaiers

De kwaliteit van de ventilatorbalancering die op dergelijke testopstellingen wordt bereikt, is behoorlijk hoog. Volgens specialisten van "Atlant-project" LLC bedroeg het resttrillingsniveau op de door hen ontworpen testopstelling, gebaseerd op aanbevelingen van "Kinematics" LLC (zie figuur 2.14), slechts 0,8 mm/sec. Dit is meer dan drie keer beter dan de tolerantie die is vastgesteld voor ventilatoren in categorie BV5 volgens ISO 31350-2007 "Trillingen. Industriële ventilatoren. Eisen voor de geproduceerde trillings- en balanceringskwaliteit.""

Afbeelding 2.14. Stand voor balancerende ventilatorwaaiers van explosieveilige apparatuur van "Atlant-project" LLC, Podolsk

Vergelijkbare gegevens verkregen bij JSC "Lissant Fan Factory" tonen aan dat dergelijke stands, gebruikt bij de serieproductie van kanaalventilatoren, consequent een resttrilling garandeerden die niet hoger was dan 0,1 mm/s.

2.2. Machines met harde lagers

Balanceermachines met harde lagers verschillen van de eerder besproken machines met zachte lagers door het ontwerp van hun steunen. Hun steunen zijn gemaakt in de vorm van stijve platen met ingewikkelde sleuven (uitsparingen). De eigenfrequenties van deze steunen zijn aanzienlijk (minstens 2-3 keer) hoger dan de maximale rotatiefrequentie van de rotor die op de machine gebalanceerd wordt.

Machines met harde lagers zijn veelzijdiger dan machines met zachte lagers, omdat ze het mogelijk maken om rotoren van hoge kwaliteit te balanceren over een breder bereik van hun massa en dimensionale eigenschappen. Een belangrijk voordeel van deze machines is ook dat ze het mogelijk maken om rotoren met hoge precisie te balanceren bij relatief lage rotatiesnelheden, die binnen het bereik van 200-500 RPM en lager kunnen liggen.

Figuur 2.15 Figuur 2.15 toont een foto van een typische Hard Bearing-balanceermachine, vervaardigd door "K. Schenk". Uit deze afbeelding blijkt dat de afzonderlijke delen van de steun, gevormd door de complexe sleuven, een variërende stijfheid hebben. Onder invloed van de krachten die optreden bij rotoronbalans, kan dit leiden tot vervormingen (verplaatsingen) van sommige delen van de steun ten opzichte van andere. (In figuur 2.15 is het stijvere deel van de steun gemarkeerd met een rode stippellijn en het relatief flexibele deel met een blauwe lijn).

Om de genoemde relatieve vervormingen te meten, kunnen harde lagermachines krachtsensoren of zeer gevoelige trillingssensoren van verschillende typen gebruiken, waaronder contactloze trillingsverplaatsingssensoren.

Afbeelding 2.15. Hardlagerbalanceermachine van "K. Schenk""

Zoals blijkt uit de analyse van de aanvragen van klanten voor de instrumenten uit de "Balanset"-serie, is de interesse in het zelf bouwen van Hard Bearing-balanceermachines voortdurend toegenomen. Dit wordt bevorderd door de wijdverspreide reclame-informatie over de ontwerpkenmerken van balanceermachines voor thuisgebruik, die door amateurfabrikanten als analogieën (of prototypen) worden gebruikt voor hun eigen ontwikkelingen.

Laten we eens kijken naar enkele varianten van Hard Bearing-machines die zijn vervaardigd voor de interne behoeften van een aantal afnemers van de instrumenten uit de "Balanset"-serie.

Figuren 2.16.a - 2.16.d De afbeeldingen tonen een Hard Bearing-machine, ontworpen voor het balanceren van aandrijfassen, vervaardigd door N. Obyedkov (Magnitogorsk). Zoals te zien in figuur 2.16.a, bestaat de machine uit een stijf frame 1, waarop steunen 2 (twee spindelsteunen en twee tussensteunen) zijn gemonteerd. De hoofdspindel 3 van de machine wordt aangedreven door een asynchrone elektromotor 4 via een riemaandrijving. Een frequentieregelaar 6 wordt gebruikt om de rotatiesnelheid van de elektromotor 4 te regelen. De machine is uitgerust met het meet- en rekensysteem 5 "Balanset 4", dat een meeteenheid, een computer, vier krachtsensoren en een fasehoeksensor omvat (deze sensoren zijn niet weergegeven in figuur 2.16.a).

Figuur 2.16.a. Harde lagermachine voor het uitbalanceren van aandrijfassen, gemaakt door N. Obyedkov (Magnitogorsk)

Figuur 2.16.b toont een foto van de voorste steun van de machine met de hoofdspil 3, die zoals eerder vermeld wordt aangedreven door een riemaandrijving van een asynchrone elektromotor 4. Deze steun is vast op het frame gemonteerd. Deze steun is vast op het frame gemonteerd.

Figuur 2.16.b. Voorste (leidende) assteun.

Figuur 2.16.c toont een foto van een van de twee beweegbare tussensteunen van de machine. Deze steun rust op geleiders 7, waardoor hij in de lengterichting langs de framegeleiders kan bewegen. Deze steun bevat een speciale voorziening 8, ontworpen voor het installeren en aanpassen van de hoogte van het tussenlager van de gebalanceerde aandrijfas.

Figuur 2.16.c. Tussenliggende beweegbare steun van de machine

Figuur 2.16.d De afbeelding toont een foto van de achterste (aangedreven) spindelsteun, die, net als de tussensteunen, beweging langs de geleiders van het machineframe mogelijk maakt.

Figuur 2.16.d. Achterste (aangedreven) assteun.

Alle hierboven besproken steunen zijn verticale platen gemonteerd op vlakke onderstellen. De platen hebben T-vormige sleuven (zie Fig. 2.16.d), die de steun verdelen in een binnenste deel 9 (stijver) en een buitenste deel 10 (minder stijf). De verschillende stijfheid van de binnenste en buitenste delen van de steun kan resulteren in relatieve vervorming van deze delen onder de krachten van onbalans van de gebalanceerde rotor.

Krachtsensoren worden gewoonlijk gebruikt om de relatieve vervorming van de steunen in zelfgemaakte machines te meten. Een voorbeeld van hoe een krachtsensor op een steun van een harde balanceermachine wordt geïnstalleerd, wordt getoond in afbeelding 2.16.e. Zoals te zien is in deze afbeelding, wordt de krachtsensor 11 tegen het zijoppervlak van het binnenste deel van de steun gedrukt met een bout 12, die door een gat met schroefdraad in het buitenste deel van de steun loopt.

Om een gelijkmatige druk van bout 12 over het hele vlak van de krachtsensor 11 te garanderen, wordt er een vlakke sluitring 13 tussen geplaatst.

Figuur 2.16.d. Voorbeeld van installatie van een krachtsensor op een steun.

Tijdens de werking van de machine oefenen de onbalanskrachten van de gebalanceerde rotor via de steunonderdelen (spindels of tussenlagers) druk uit op het buitenste deel van de steun, dat cyclisch begint te bewegen (vervormen) ten opzichte van het binnenste deel met de frequentie van de rotorrotatie. Dit resulteert in een variabele kracht die op sensor 11 inwerkt, evenredig met de onbalanskracht. Onder invloed hiervan wordt een elektrisch signaal gegenereerd aan de uitgang van de krachtsensor, evenredig met de grootte van de rotoronbalans.

Signalen van krachtsensoren, die op alle steunpunten zijn geïnstalleerd, worden naar het meet- en computersysteem van de machine gestuurd, waar ze worden gebruikt om de parameters van de correctiegewichten te bepalen.

Figuur 2.17.a. De afbeelding toont een foto van een zeer gespecialiseerde Hard Bearing-machine die gebruikt wordt voor het balanceren van schroefassen. Deze machine werd vervaardigd voor intern gebruik bij LLC "Ufatverdosplav".

Zoals in de afbeelding te zien is, heeft het opdraaimechanisme van de machine een vereenvoudigde constructie, die uit de volgende hoofdonderdelen bestaat:

• Gelast frame 1die als bed dient;
• Twee stationaire steunen 2die stevig aan het frame is bevestigd;
• Elektrische motor 3die de gebalanceerde as (schroef) 5 aandrijft via een riemaandrijving 4.

Afbeelding 2.17.a. Hardlagermachine voor het balanceren van schroefassen, gefabriceerd door LLC "Ufatverdosplav""

De steunen 2 van de machine zijn verticaal geplaatste stalen platen met T-vormige sleuven. Aan de bovenkant van elke steun bevinden zich rollagers waarop de gebalanceerde as 5 draait.

Om de vervorming van de steunen te meten die optreedt onder invloed van rotoronbalans, worden krachtsensoren 6 gebruikt (zie figuur 2.17.b), die in de sleuven van de steunen zijn geïnstalleerd. Deze sensoren zijn verbonden met het apparaat "Balanset 1", dat op deze machine als meet- en rekensysteem wordt gebruikt.

Ondanks de relatieve eenvoud van het opstartmechanisme van de machine, maakt het een voldoende nauwkeurige balancering van schroeven mogelijk, die, zoals te zien in figuur 2.17.a., een complex spiraalvormig oppervlak hebben.

Volgens LLC "Ufatverdosplav" werd de aanvankelijke onbalans van de schroef op deze machine tijdens het balanceerproces met bijna een factor 50 verminderd.

Figuur 2.17.b. Harde gelagerde machinesteun voor balanceerschroefassen met krachtsensor

De bereikte restonbalans bedroeg 3552 g*mm (19,2 g bij een straal van 185 mm) in het eerste vlak van de schroef en 2220 g*mm (12,0 g bij een straal van 185 mm) in het tweede vlak. Voor een rotor met een gewicht van 500 kg en een rotatiefrequentie van 3500 RPM komt deze onbalans overeen met klasse G6.3 volgens ISO 1940-1-2007, wat voldoet aan de eisen zoals beschreven in de technische documentatie.

Een origineel ontwerp (zie figuur 2.18), waarbij één basis wordt gebruikt voor de gelijktijdige installatie van steunen voor twee Hard Bearing balanceermachines van verschillende afmetingen, werd voorgesteld door SV Morozov. De duidelijke voordelen van deze technische oplossing, die de productiekosten van de fabrikant minimaliseren, zijn onder andere:

• Productieruimte besparen;
• Gebruik van één elektromotor met frequentieregelaar voor de bediening van twee verschillende machines;
• Gebruik van één meetsysteem voor het bedienen van twee verschillende machines.

Afbeelding 2.18. Hardlager-balanceermachine ("Tandem"), gefabriceerd door SV Morozov

3. Eisen voor de constructie van basiseenheden en mechanismen van balanceermachines

3.1. Lagers

3.1.1. Theoretische grondslagen van lagerontwerp

In het vorige hoofdstuk werden de belangrijkste ontwerpuitvoeringen van zachte en harde lagers voor balanceermachines uitgebreid besproken. Een cruciale parameter waarmee ontwerpers rekening moeten houden bij het ontwerpen en produceren van deze lagers, is hun eigenfrequentie. Dit is belangrijk omdat niet alleen de amplitude van de trilling (cyclische vervorming) van de lagers, maar ook de trillingsfase moet worden gemeten om de parameters van de correctiegewichten te kunnen berekenen met behulp van de meet- en computersystemen van de machine.

Als de eigenfrequentie van een steun samenvalt met de rotatiefrequentie van de gebalanceerde rotor (steunresonantie), is een nauwkeurige meting van de amplitude en fase van de trilling praktisch onmogelijk. Dit wordt duidelijk geïllustreerd in de grafieken die de veranderingen in amplitude en fase van de trillingen van de steun weergeven als functie van de rotatiefrequentie van de gebalanceerde rotor (zie figuur 3.1).

Uit deze grafieken volgt dat wanneer de rotatiefrequentie van de gebalanceerde rotor de natuurlijke frequentie van de trillingen van de ondersteuning nadert (d.w.z. wanneer de verhouding fp/fo dicht bij 1 ligt), er een aanzienlijke toename in amplitude is die samenhangt met de resonantie-oscillaties van de ondersteuning (zie Fig. 3.1.a). Tegelijkertijd laat grafiek 3.1.b zien dat er in de resonantiezone een scherpe verandering is in de fasehoek ∆F°, die kan oplopen tot 180°.

Met andere woorden, bij het balanceren van een mechanisme in de resonantiezone kunnen zelfs kleine veranderingen in de rotatiefrequentie leiden tot aanzienlijke instabiliteit in de meetresultaten van amplitude en fase van de trilling, wat leidt tot fouten bij het berekenen van de parameters van correctiegewichten en de kwaliteit van het balanceren negatief beïnvloedt.

De bovenstaande grafieken bevestigen eerdere aanbevelingen dat voor machines met harde lagers de bovengrens van de bedrijfsfrequenties van de rotor (minstens) 2-3 keer lager moet zijn dan de eigenfrequentie van de ondersteuning, fo. Voor machines met zachte lagers moet de ondergrens van de toelaatbare bedrijfsfrequenties van de gebalanceerde rotor (minstens) 2-3 keer hoger zijn dan de eigenfrequentie van de ondersteuning.

Afbeelding 3.1. Grafieken met veranderingen in de relatieve amplitude en fase van trillingen van de balanceermachineondersteuning als functie van veranderingen in de rotatiefrequentie.

• Ад - Amplitude van dynamische trillingen van de steun;
• e = m*r / M - Specifieke onbalans van de gebalanceerde rotor;
• m - Ongebalanceerde massa van de rotor;
• M - Massa van de rotor;
• r - Straal waarbij de ongebalanceerde massa zich op de rotor bevindt;
• fp - Rotatiefrequentie van de rotor;
• fo - Natuurlijke trillingsfrequentie van de steun

Gezien de gepresenteerde informatie wordt het gebruik van de machine in het resonantiegebied van de steunen (rood gemarkeerd in Fig. 3.1) afgeraden. De grafieken in Fig. 3.1 tonen ook aan dat voor dezelfde onbalans van de rotor de werkelijke trillingen van de machine op de Soft Bearing-machineondersteuningen aanzienlijk lager zijn dan de trillingen op de Soft Bearing-machineondersteuningen.

Hieruit volgt dat sensoren voor het meten van trillingen van steunen in machines met harde lagers een hogere gevoeligheid moeten hebben dan die in machines met zachte lagers. Deze conclusie wordt goed ondersteund door de praktijk van het gebruik van sensoren, waaruit blijkt dat absolute trillingssensoren (vibro-accelerometers en/of vibrosnelheidssensoren), die met succes worden gebruikt in balanceermachines met zachte lagers, vaak niet de vereiste balanceerkwaliteit kunnen bereiken op machines met harde lagers.

Op deze machines is het aan te raden om relatieve trillingssensoren te gebruiken, zoals krachtsensoren of zeer gevoelige verplaatsingssensoren.

3.1.2. Schatting van natuurlijke frequenties van ondersteuningen met berekeningsmethoden

Een ontwerper kan een benaderende (schattings)berekening van de eigenfrequentie van een steunschijf uitvoeren met formule 3.1, door het simplistisch te behandelen als een trillingssysteem met één vrijheidsgraad, die (zie Fig. 2.19.a) wordt voorgesteld door een massa M, oscillerend op een veer met stijfheid K.

De massa M die in de berekening voor een symmetrische rotor met tussenlagers wordt gebruikt, kan worden benaderd met formule 3.2.

waarbij Mo de massa is van het bewegende deel van de steun in kg; Mr de massa is van de gebalanceerde rotor in kg; en n het aantal machinesteunen is dat bij het balanceren betrokken is.

De stijfheid K van de ondersteuning wordt berekend met formule 3.3 op basis van de resultaten van experimenteel onderzoek waarbij de vervorming ΔL van de ondersteuning wordt gemeten wanneer deze wordt belast met een statische kracht P (zie Fig. 3.2.a en 3.2.b).

waarbij ΔL de vervorming van de steun in meters is; P is de statische kracht in Newton.

De grootte van de belastingkracht P kan worden gemeten met een krachtmeetinstrument (bijvoorbeeld een dynamometer). De verplaatsing van de steun ΔL wordt bepaald met een apparaat voor het meten van lineaire verplaatsingen (bijvoorbeeld een meetklok).

3.1.3. Experimentele methoden voor het bepalen van natuurlijke frequenties van steunen

Aangezien de hierboven besproken berekening van de eigenfrequenties van steunpunten, uitgevoerd met een vereenvoudigde methode, tot aanzienlijke fouten kan leiden, geven de meeste amateurontwikkelaars er de voorkeur aan deze parameters experimenteel te bepalen. Hiervoor maken ze gebruik van de mogelijkheden van moderne trillingsmeetsystemen van balanceermachines, waaronder de instrumenten uit de "Balanset"-serie.

3.1.3.1. Bepaling van de eigenfrequenties van dragers met de botsingsopwekkingsmethode

De schokopwekkingsmethode is de eenvoudigste en meest gebruikte manier om de natuurlijke trillingsfrequentie van een ondersteuning of een ander machineonderdeel te bepalen. Deze methode is gebaseerd op het feit dat wanneer een voorwerp, zoals een bel (zie Fig. 3.3), door een schok wordt opgewekt, de reactie zich manifesteert als een geleidelijk afnemende trillingsreactie. De frequentie van het trillingssignaal wordt bepaald door de structurele eigenschappen van het object en komt overeen met de frequentie van de natuurlijke trillingen. Voor het opwekken van trillingen door impact kan elk zwaar gereedschap gebruikt worden, zoals een rubberen hamer of een gewone hamer.

Figuur 3.3. Diagram van botsingsprikkeling gebruikt om de natuurlijke frequenties van een voorwerp te bepalen

De massa van de hamer moet ongeveer 10% bedragen van de massa van het voorwerp dat wordt geëxciteerd. Om de trillingsreactie vast te leggen, moet een trillingssensor op het te onderzoeken voorwerp worden geïnstalleerd, waarbij de meetas is uitgelijnd met de richting van de schokexcitatie. In sommige gevallen kan een microfoon van een geluidsmeettoestel als sensor worden gebruikt om de trillingsrespons van het voorwerp waar te nemen.

De trillingen van het object worden door de sensor omgezet in een elektrisch signaal, dat vervolgens naar een meetinstrument wordt gestuurd, zoals de ingang van een spectrumanalysator. Dit instrument registreert de tijdsfunctie en het spectrum van het uitdovende trillingsproces (zie figuur 3.4), waarmee de frequentie (frequenties) van de natuurlijke trillingen van het object kan worden bepaald.

Figuur 3.5. Programma-interface met tijdfunctiegrafieken en spectrum van afnemende impacttrillingen van de onderzochte structuur

De analyse van de spectrumgrafiek in figuur 3.5 (zie het onderste deel van het werkvenster) laat zien dat de hoofdcomponent van de natuurlijke trillingen van de onderzochte constructie, bepaald met betrekking tot de abscis-as van de grafiek, optreedt bij een frequentie van 9,5 Hz. Deze methode kan worden aanbevolen voor studies van de natuurlijke trillingen van zowel zacht- als hardgelagerde balanceermachineondersteuningen.

3.1.3.2. Bepaling van de natuurlijke frequenties van steunen in de uitwijkmodus

In sommige gevallen kunnen de eigenfrequenties van de steunen worden bepaald door cyclisch de amplitude en fase van de trilling "aan de kust" te meten. Bij deze methode wordt de rotor van de te onderzoeken machine eerst versneld tot zijn maximale rotatiesnelheid, waarna de aandrijving wordt losgekoppeld en de frequentie van de storende kracht die samenhangt met de onbalans van de rotor geleidelijk afneemt van maximaal tot stilstand.

In dit geval kunnen de eigenfrequenties van steunen worden bepaald door twee kenmerken:

• Door een lokale sprong in de trillingsamplitude in de resonantiegebieden;
• Door een scherpe verandering (tot 180°) in de trillingsfase die wordt waargenomen in de zone van de amplitudesprong.

Bij de apparaten uit de "Balanset"-serie kan de "Vibrometer"-modus ("Balanset 1") of de "Balancing Monitoring"-modus ("Balanset 2C" en "Balanset 4") worden gebruikt om de eigenfrequenties van objecten "aan de kust" te detecteren, waardoor cyclische metingen van amplitude en fase van trillingen bij de rotatiefrequentie van de rotor mogelijk zijn.

Bovendien bevat de "Balanset 1"-software een speciale "Graphs. Coasting"-modus, waarmee grafieken kunnen worden gemaakt van veranderingen in amplitude en fase van trillingen van de steun tijdens het uitrollen als functie van de veranderende rotatiefrequentie. Dit vereenvoudigt het diagnosticeren van resonanties aanzienlijk.

Opgemerkt moet worden dat, om voor de hand liggende redenen (zie paragraaf 3.1.1), de methode voor het identificeren van natuurlijke frequenties van steunen op de kust alleen kan worden gebruikt in het geval van het bestuderen van balansmachines met zachte lagers, waarbij de werkfrequenties van rotatie van de rotor aanzienlijk hoger zijn dan de natuurlijke frequenties van steunen in de dwarsrichting.

In het geval van machines met harde lagers, waarbij de werkfrequenties van de rotatie van de rotor de trillingen van de steunen op de kust aanzienlijk lager zijn dan de natuurlijke frequenties van de steunen, is het gebruik van deze methode praktisch onmogelijk.

3.1.4. Praktische aanbevelingen voor het ontwerpen en produceren van steunen voor balanceermachines

3.1.2. Berekening van natuurlijke frequenties van ondersteuningen met rekenmethoden

Berekeningen van de eigenfrequenties van steunen met behulp van het hierboven besproken berekeningsschema kunnen in twee richtingen worden uitgevoerd:

• In de dwarsrichting van de steunen, die samenvalt met de meetrichting van hun trillingen veroorzaakt door de krachten van rotoronbalans;
• In de axiale richting, samenvallend met de rotatieas van de gebalanceerde rotor gemonteerd op de steunen van de machine.

Het berekenen van de eigenfrequenties van steunpunten in verticale richting vereist een complexere berekeningstechniek. Deze techniek moet (naast de parameters van het steunpunt en de gebalanceerde rotor zelf) ook rekening houden met de parameters van het frame en de specifieke kenmerken van de installatie van de machine op de fundering. Deze methode wordt in deze publicatie niet besproken. Analyse van formule 3.1 leidt tot enkele eenvoudige aanbevelingen die machineontwerpers in de praktijk in acht moeten nemen. De eigenfrequentie van een steunpunt kan met name worden gewijzigd door de stijfheid en/of massa ervan aan te passen. Een verhoging van de stijfheid verhoogt de eigenfrequentie van het steunpunt, terwijl een verhoging van de massa deze verlaagt. Deze veranderingen hebben een niet-lineair, kwadratisch omgekeerd verband. Zo verhoogt een verdubbeling van de stijfheid van het steunpunt de eigenfrequentie slechts met een factor 1,4. Evenzo verlaagt een verdubbeling van de massa van het bewegende deel van het steunpunt de eigenfrequentie slechts met een factor 1,4.

3.1.4.1. Zacht gelagerde machines met vlakke plaatveren

In paragraaf 2.1 zijn verschillende ontwerpvarianten van balanceermachine-steunen met platte veren besproken en in figuren 2.7 - 2.9 weergegeven. Volgens onze gegevens worden dergelijke ontwerpen het meest gebruikt in machines die bedoeld zijn voor het balanceren van aandrijfassen.

Laten we als voorbeeld de veerparameters bekijken die een van de klanten (LLC "Rost-Service", St. Petersburg) gebruikte bij de fabricage van hun eigen machine-onderstellen. Deze machine was bedoeld voor het balanceren van aandrijfassen met 2, 3 en 4 steunen, met een massa van maximaal 200 kg. De geometrische afmetingen (hoogte * breedte * dikte) van de veren die in de steunen van de voorloop- en aandrijfassen van de machine werden gebruikt, waren volgens de klant respectievelijk 300*200*3 mm.

De eigenfrequentie van de onbelaste steun, experimenteel bepaald met de impactexcitatiemethode met behulp van het standaard meetsysteem van de "Balanset 4"-machine, bleek 11-12 Hz te zijn. Bij een dergelijke eigenfrequentie van de trillingen van de steunen mag de aanbevolen rotatiefrequentie van de gebalanceerde rotor tijdens het balanceren niet lager zijn dan 22-24 Hz (1320-1440 tpm).

De geometrische afmetingen van de platte veren die door dezelfde fabrikant op de tussensteunen werden gebruikt, waren respectievelijk 200*200*3 mm. Bovendien bleek uit de studies dat de eigenfrequenties van deze steunen hoger waren en 13-14 Hz bereikten.

Op basis van de testresultaten werd de fabrikant van de machine geadviseerd om de eigenfrequenties van de spindel en de tussensteunen op elkaar af te stemmen (gelijk te maken). Dit zou de selectie van het werkingsbereik van de rotatiefrequenties van de aandrijfassen tijdens het balanceren moeten vergemakkelijken en mogelijke instabiliteit van de meetwaarden door de steunen die in het resonantiegebied terechtkomen, moeten voorkomen.

De methoden voor het aanpassen van de eigenfrequenties van trillingen van steunen op platte veren liggen voor de hand. Deze aanpassing kan worden bereikt door de geometrische afmetingen of vorm van de vlakke veren te veranderen, bijvoorbeeld door in de lengte of breedte gleuven te frezen die de stijfheid verminderen.

Zoals eerder vermeld, kunnen de resultaten van een dergelijke afstelling worden gecontroleerd door de natuurlijke trillingsfrequenties van de steunen te bepalen met behulp van de methoden die zijn beschreven in de punten 3.1.3.1 en 3.1.3.2.

Afbeelding 3.6 presenteert een klassieke versie van het steunontwerp op platte veren, gebruikt in een van zijn machines door A. Sinitsyn. Zoals de afbeelding laat zien, bestaat de steun uit de volgende onderdelen:

• Bovenste plaat 1;
• Twee platte veren 2 en 3;
• Onderste plaat 4;
• Stopbeugel 5.

Afbeelding 3.6. Ontwerpvariatie van een steun op vlakke veren

De bovenste plaat 1 van de steun kan worden gebruikt om de spindel of een tussenlager te monteren. Afhankelijk van het doel van de steun kan de onderste plaat 4 stevig aan de machinegeleiders worden bevestigd of op beweegbare geleiders worden geïnstalleerd, zodat de steun langs de geleiders kan bewegen. Steun 5 wordt gebruikt om een vergrendelingsmechanisme voor de steun te installeren, zodat deze stevig kan worden vastgezet tijdens het versnellen en vertragen van de gebalanceerde rotor.

Platte veren voor machineondersteuningen met zachte lagers moeten gemaakt zijn van bladveerstaal of hoogwaardig gelegeerd staal. Het gebruik van gewoon constructiestaal met een lage vloeigrens is niet aan te raden, omdat dit onder statische en dynamische belastingen tijdens bedrijf restvervorming kan vertonen, wat kan leiden tot een vermindering van de geometrische nauwkeurigheid van de machine en zelfs tot verlies van stabiliteit van de ondersteuning.

Voor machines met een gebalanceerde rotormassa van maximaal 300-500 kg kan de dikte van de steun worden verhoogd tot 30-40 mm. Voor machines die ontworpen zijn voor het balanceren van rotors met een maximale massa van 1000 tot 3000 kg kan de dikte van de steun 50-60 mm of meer bedragen. Zoals de analyse van de dynamische eigenschappen van de bovengenoemde steunen aantoont, overschrijden hun eigenfrequenties, gemeten in het dwarsvlak (het vlak waarin de relatieve vervormingen van de "flexibele" en "stijve" delen worden gemeten), doorgaans de 100 Hz of meer. De eigenfrequenties van Hard Bearing-steunen in het frontale vlak, gemeten in de richting die samenvalt met de rotatieas van de gebalanceerde rotor, zijn doorgaans aanzienlijk lager. Het zijn deze frequenties die primair in aanmerking moeten worden genomen bij het bepalen van de bovengrens van het werkfrequentiebereik voor roterende rotors die op de machine worden gebalanceerd. Zoals hierboven vermeld, kan de bepaling van deze frequenties worden uitgevoerd met behulp van de in paragraaf 3.1 beschreven impactexcitatiemethode.

Afbeelding 3.7. Machine voor het uitbalanceren van rotoren van elektromotoren, gemonteerd, ontwikkeld door A. Mokhov.

Afbeelding 3.8. Machine voor het uitbalanceren van turbopomprotors, ontwikkeld door G. Glazov (Bishkek)

3.1.4.2. Zacht gelagerde machineondersteuningen met ophanging op stripveren

Bij het ontwerp van stripveren voor ondersteunende ophangingen moet aandacht worden besteed aan de keuze van de dikte en breedte van de stripveer, die enerzijds bestand moet zijn tegen de statische en dynamische belasting van de rotor op de ondersteuning en anderzijds de mogelijkheid van torsietrillingen van de ondersteunende ophanging, die zich manifesteren als axiale uitloop, moet voorkomen.

Voorbeelden van de structurele implementatie van balanceermachines met behulp van stripveerophangingen worden getoond in figuren 2.1 - 2.5 (zie paragraaf 2.1), evenals in figuren 3.7 en 3.8 van deze paragraaf.

3.1.4.4. Harde lagersteunen voor machines

Zoals onze uitgebreide ervaring met klanten aantoont, geeft een aanzienlijk deel van de fabrikanten van zelfgemaakte balanceermachines de laatste tijd de voorkeur aan machines met harde lagers en stijve steunen. In paragraaf 2.2 tonen figuren 2.16 – 2.18 foto's van verschillende constructieontwerpen van machines die dergelijke steunen gebruiken. Een typische schets van een stijve steun, ontwikkeld door een van onze klanten voor hun machineconstructie, is weergegeven in figuur 3.10. Deze steun bestaat uit een vlakke stalen plaat met een P-vormige groef, die de steun conventioneel verdeelt in een "stijf" en een "flexibel" deel. Onder invloed van een onbalanskracht kan het "flexibele" deel van de steun vervormen ten opzichte van het "stijf" deel. De omvang van deze vervorming, bepaald door de dikte van de steun, de diepte van de groeven en de breedte van de brug die de "flexibele" en "stijf" delen van de steun verbindt, kan worden gemeten met behulp van geschikte sensoren van het meetsysteem van de machine. Omdat er geen methode bestaat om de dwarsstijfheid van dergelijke steunen te berekenen, rekening houdend met de diepte h van de P-vormige groef, de breedte t van de brug en de dikte r van de steun (zie figuur 3.10), worden deze ontwerpparameters doorgaans experimenteel bepaald door de ontwikkelaars.

Voor machines met een gebalanceerde rotormassa van maximaal 300-500 kg kan de dikte van de steun worden verhoogd tot 30-40 mm. Voor machines die ontworpen zijn voor het balanceren van rotors met een maximale massa van 1000 tot 3000 kg, kan de dikte van de steun 50-60 mm of meer bedragen. Zoals de analyse van de dynamische eigenschappen van de bovengenoemde steunen aantoont, overschrijden hun eigenfrequenties, gemeten in het dwarsvlak (het vlak waarin de relatieve vervormingen van de "flexibele" en "stijve" delen worden gemeten), doorgaans de 100 Hz of meer. De eigenfrequenties van Hard Bearing-steunen in het frontale vlak, gemeten in de richting die samenvalt met de rotatieas van de gebalanceerde rotor, zijn doorgaans aanzienlijk lager. Het zijn deze frequenties die primair in overweging moeten worden genomen bij het bepalen van de bovengrens van het werkfrequentiebereik voor roterende rotors die op de machine worden gebalanceerd.

Afbeelding 3.26. Voorbeeld van het gebruik van een gebruikt draaibankbed voor de vervaardiging van een harde lagermachine voor het balanceren van vijzels.

Afbeelding 3.27. Voorbeeld van het gebruik van een gebruikt draaibankbed voor de productie van een zachte lagermachine voor het balanceren van assen.

Afbeelding 3.28. Voorbeeld van het maken van een geassembleerd bed van kanalen

Afbeelding 3.29. Voorbeeld van het maken van een gelast bed van kanalen

Afbeelding 3.30. Voorbeeld van vervaardiging van een gelast bed uit kanalen

Afbeelding 3.31. Voorbeeld van een balanceermachinebed van polymeerbeton

Bij de productie van dergelijke bedden wordt het bovenste gedeelte doorgaans versterkt met stalen inzetstukken die dienen als geleiders waarop de steunpoten van de balanceermachine rusten. De laatste tijd worden bedden van polymeerbeton met trillingsdempende coatings steeds vaker gebruikt. Deze technologie voor de productie van bedden is online goed beschreven en kan eenvoudig door doe-het-zelf-fabrikanten worden toegepast. Door de relatieve eenvoud en lage productiekosten hebben deze bedden verschillende belangrijke voordelen ten opzichte van hun metalen tegenhangers:

• Hogere dempingscoëfficiënt voor trillingsschommelingen;
• Lagere thermische geleidbaarheid, voor minimale thermische vervorming van het bed;
• Hogere corrosiebestendigheid;
• Afwezigheid van interne spanningen.

3.1.4.3. Zacht gelagerde machineondersteuningen met cilindrische veren

Een voorbeeld van een Soft Bearing balanceermachine, waarbij cilindrische drukveren worden gebruikt in het ontwerp van de steunen, wordt getoond in afbeelding 3.9. Het belangrijkste nadeel van deze ontwerpoplossing heeft te maken met de verschillende mate van veervervorming in de voorste en achterste steunen, die optreedt als de belasting op de steunen ongelijk is tijdens het balanceren van asymmetrische rotoren. Dit leidt natuurlijk tot een verkeerde uitlijning van de steunen en een scheefstand van de rotoras in het verticale vlak. Een van de negatieve gevolgen van dit defect kan het ontstaan van krachten zijn die ervoor zorgen dat de rotor axiaal verschuift tijdens rotatie.

Fig. 3.9. Constructievariant voor zachte lagersteunen voor balanceermachines met cilindrische veren.

3.1.4.4. Harde lagersteunen voor machines

Zoals onze uitgebreide ervaring met klanten aantoont, geeft een aanzienlijk deel van de fabrikanten van zelfgemaakte balanceermachines de laatste tijd de voorkeur aan machines met harde lagers en stijve steunen. In paragraaf 2.2 tonen figuren 2.16 – 2.18 foto's van verschillende constructieontwerpen van machines die dergelijke steunen gebruiken. Een typische schets van een stijve steun, ontwikkeld door een van onze klanten voor hun machineconstructie, is weergegeven in figuur 3.10. Deze steun bestaat uit een vlakke stalen plaat met een P-vormige groef, die de steun conventioneel verdeelt in een "stijf" en een "flexibel" deel. Onder invloed van een onbalanskracht kan het "flexibele" deel van de steun vervormen ten opzichte van het "stijf" deel. De omvang van deze vervorming, bepaald door de dikte van de steun, de diepte van de groeven en de breedte van de brug die de "flexibele" en "stijf" delen van de steun verbindt, kan worden gemeten met behulp van geschikte sensoren van het meetsysteem van de machine. Omdat er geen methode bestaat om de dwarsstijfheid van dergelijke steunen te berekenen, rekening houdend met de diepte h van de P-vormige groef, de breedte t van de brug en de dikte r van de steun (zie figuur 3.10), worden deze ontwerpparameters doorgaans experimenteel bepaald door de ontwikkelaars.

Fig. 3.10. Schets van harde lagersteun voor balanceermachine

In figuren 3.11 en 3.12 zijn foto's te zien van verschillende implementaties van dergelijke steunen, vervaardigd voor de machines van onze klanten. Op basis van de gegevens van een aantal van onze klanten, die machinefabrikanten zijn, kunnen eisen worden gesteld aan de dikte van de steunen voor machines van verschillende afmetingen en draagvermogens. Zo kan bijvoorbeeld voor machines die rotoren met een gewicht van 0,1 tot 50-100 kg balanceren, de dikte van de steun 20 mm bedragen.

Afb. 3.11. Harde lagersteunen voor balanceermachine, gemaakt door A. Sinitsyn

Afb. 3.12. Harde lagersteun voor balanceermachine, gemaakt door D. Krasilnikov

Voor machines met een gebalanceerde rotormassa van maximaal 300-500 kg kan de dikte van de steun worden verhoogd tot 30-40 mm. Voor machines die ontworpen zijn voor het balanceren van rotors met een maximale massa van 1000 tot 3000 kg kan de dikte van de steun 50-60 mm of meer bedragen. Zoals de analyse van de dynamische eigenschappen van de bovengenoemde steunen aantoont, overschrijden hun eigenfrequenties, gemeten in het dwarsvlak (het vlak waarin de relatieve vervormingen van de "flexibele" en "stijve" delen worden gemeten), doorgaans de 100 Hz of meer. De eigenfrequenties van Hard Bearing-steunen in het frontale vlak, gemeten in de richting die samenvalt met de rotatieas van de gebalanceerde rotor, zijn doorgaans aanzienlijk lager. Het zijn deze frequenties die primair in aanmerking moeten worden genomen bij het bepalen van de bovengrens van het werkfrequentiebereik voor roterende rotors die op de machine worden gebalanceerd. Zoals hierboven vermeld, kan de bepaling van deze frequenties worden uitgevoerd met behulp van de in paragraaf 3.1 beschreven impactexcitatiemethode.

3.2. Ondersteunende assemblages van balanceermachines

3.2.1. Belangrijkste typen ondersteunende constructies

Bij de productie van zowel balanceermachines met harde lagers als balanceermachines met zachte lagers kunnen de volgende bekende typen ondersteuningsconstructies worden aanbevolen, die worden gebruikt voor de installatie en rotatie van gebalanceerde rotors op steunen:

• Prismatische ondersteunende assemblages;
• Ondersteunende assemblages met draaiende rollen;
• Spindel ondersteunende assemblages.

3.2.1.1. Prismatische ondersteunende assemblages

Deze constructies, met diverse ontwerpmogelijkheden, worden doorgaans gemonteerd op steunen van kleine en middelgrote machines, waarop rotoren met een massa van maximaal 50-100 kg gebalanceerd kunnen worden. Een voorbeeld van de eenvoudigste versie van een prismatische steunconstructie is weergegeven in figuur 3.13. Deze steunconstructie is gemaakt van staal en wordt gebruikt op een turbinebalanceermachine. Een aantal fabrikanten van kleine en middelgrote balanceermachines geeft bij de productie van prismatische steunconstructies de voorkeur aan niet-metalen materialen (diëlektrica), zoals textoliet, fluorplastic, caprolon, enz.

3.13. Uitvoeringsvariant van prismatische ondersteuningsconstructie, gebruikt op een balanceermachine voor autoturbines

Vergelijkbare steunconstructies (zie figuur 3.8 hierboven) worden bijvoorbeeld door G. Glazov toegepast in zijn machine, die eveneens bedoeld is voor het balanceren van autoturbines. De originele technische oplossing van de prismatische steunconstructie, gemaakt van fluorplastic (zie figuur 3.14), is ontwikkeld door LLC "Technobalance".

Afbeelding 3.14. Prismatische steunconstructie van LLC "Technobalance""

Deze specifieke steunconstructie bestaat uit twee cilindrische bussen 1 en 2, die onder een hoek ten opzichte van elkaar zijn gemonteerd en bevestigd aan steunassen. De gebalanceerde rotor raakt de oppervlakken van de bussen langs de aandrijflijnen van de cilinders, waardoor het contactoppervlak tussen de rotoras en de steun minimaal is en de wrijvingskracht in de steun wordt verminderd. Indien nodig, bij slijtage of beschadiging van het steunoppervlak in het contactgebied met de rotoras, kan de slijtage worden gecompenseerd door de bus over een bepaalde hoek om zijn as te draaien. Het is belangrijk op te merken dat bij het gebruik van steunconstructies van niet-metalen materialen de mogelijkheid moet worden gecreëerd om de gebalanceerde rotor te aarden aan de machinebehuizing. Dit voorkomt het risico op sterke statische ladingen tijdens bedrijf. Dit helpt ten eerste elektrische storingen en verstoringen te verminderen die de prestaties van het meetsysteem van de machine kunnen beïnvloeden, en ten tweede voorkomt het dat personeel wordt blootgesteld aan statische elektriciteit.

3.2.1.2. Rolsteunen

Deze constructies worden doorgaans gemonteerd op steunen van machines die ontworpen zijn voor het balanceren van rotoren met een massa van meer dan 50 kilogram. Het gebruik ervan vermindert de wrijvingskrachten in de steunen aanzienlijk in vergelijking met prismatische steunen, waardoor de rotatie van de gebalanceerde rotor wordt vergemakkelijkt. Figuur 3.15 toont bijvoorbeeld een ontwerpvariant van een steunconstructie waarbij rollen worden gebruikt voor de positionering van het product. In dit ontwerp worden standaard rollagers gebruikt als rollen 1 en 2, waarvan de buitenringen roteren op stationaire assen die vastzitten in de behuizing van de steun 3 van de machine. Figuur 3.16 toont een schets van een complexer ontwerp van een rolsteunconstructie, geïmplementeerd in hun project door een van de zelfbouwers van balanceermachines. Zoals te zien is op de tekening, is er, om het draagvermogen van de rol (en daarmee van de gehele draagconstructie) te vergroten, een paar rollagers 1 en 2 in het rollichaam 3 gemonteerd. De praktische realisatie van dit ontwerp, ondanks alle duidelijke voordelen, blijkt een tamelijk complexe taak te zijn, vanwege de noodzaak om het rollichaam 3 zelfstandig te fabriceren, waaraan zeer hoge eisen worden gesteld aan de geometrische nauwkeurigheid en de mechanische eigenschappen van het materiaal.

Fig. 3.15. Voorbeeld van het ontwerp van een rolhouder

Fig. 3.16. Voorbeeld van een rollagerontwerp met twee rollagers

Figuur 3.17 toont een ontwerpvariant van een zelfuitlijnende rolondersteuningsconstructie, ontwikkeld door de specialisten van LLC "Technobalance". In dit ontwerp wordt de zelfuitlijnende eigenschap van de rollen bereikt door ze twee extra vrijheidsgraden te geven, waardoor de rollen kleine hoekbewegingen rond de X- en Y-assen kunnen maken. Dergelijke ondersteuningsconstructies, die een hoge precisie garanderen bij het monteren van gebalanceerde rotoren, worden doorgaans aanbevolen voor gebruik op steunen van zware balanceermachines.

Fig. 3.17. Voorbeeld van een zelfuitlijnende rolondersteunende assemblage

Zoals eerder vermeld, worden voor rolondersteuningen doorgaans vrij hoge eisen gesteld aan precisieproductie en stijfheid. In het bijzonder mogen de toleranties voor de radiale uitloop van de rollen niet groter zijn dan 3-5 micron.

In de praktijk wordt dit zelfs door bekende fabrikanten niet altijd bereikt. Zo bleek bijvoorbeeld uit tests van de auteur met een set nieuwe rollagers, aangeschaft als reserveonderdelen voor de balanceermachine model H8V van het merk "K. Shenk", dat de radiale slingering van de rollen 10-11 micron bedroeg.

3.2.1.3. Spindel ondersteunende assemblages

Bij het balanceren van rotoren met flensmontage (bijvoorbeeld cardanassen) op balanceermachines worden spindels gebruikt als ondersteunende assemblages voor het positioneren, monteren en roteren van de gebalanceerde producten.

Spindels zijn een van de meest complexe en kritische onderdelen van balanceermachines en grotendeels verantwoordelijk voor het bereiken van de vereiste balanceerkwaliteit.

De theorie en praktijk van het ontwerpen en vervaardigen van spindels zijn behoorlijk goed ontwikkeld en komen tot uiting in een breed scala aan publicaties, waaronder de monografie "Details en mechanismen van metaalbewerkingsmachines" [1], geredigeerd door dr. ing. DN Reshetov, die als de meest nuttige en toegankelijke voor ontwikkelaars wordt beschouwd.

Van de belangrijkste eisen waarmee rekening moet worden gehouden bij het ontwerp en de productie van balanceermachinespindels, moeten de volgende prioriteit krijgen:

a) Zorgen voor een hoge stijfheid van de asconstructie die voldoende is om onaanvaardbare vervormingen te voorkomen die kunnen optreden onder invloed van onbalanskrachten van de gebalanceerde rotor;

b) Zorgen voor stabiliteit van de positie van de rotatieas van de spindel, gekenmerkt door toelaatbare waarden voor radiale, axiale en axiale uitloop van de spindel;

c) Zorgen voor de juiste slijtvastheid van de spindeltappen en de zitting- en steunvlakken die worden gebruikt voor het monteren van gebalanceerde producten.

De praktische implementatie van deze eisen wordt gedetailleerd beschreven in sectie VI "Spindels en hun ondersteuningen" van het werk [1].

In het bijzonder zijn er methodes voor het controleren van de stijfheid en rotatienauwkeurigheid van spindels, aanbevelingen voor het kiezen van lagers, het kiezen van spindelmateriaal en methoden voor het harden ervan, en veel andere nuttige informatie over dit onderwerp.

In [1] wordt opgemerkt dat bij het ontwerp van spindels voor de meeste soorten verspanende bewerkingsmachines voornamelijk een tweelagerschema wordt gebruikt.

Een voorbeeld van de ontwerpvariant van een dergelijk tweelagerschema dat gebruikt wordt in freesmachinespindels (details zijn te vinden in werk [1]) is te zien in Fig. 3.18.

Dit schema is zeer geschikt voor de productie van balanceermachinespindels, waarvan in de figuren 3.19-3.22 voorbeelden van ontwerpvarianten worden getoond.

Fig. 3.18. Schets van een freesas met twee lagers

Afbeelding 3.19 toont een van de ontwerpvarianten van de hoofdspil van een balanceermachine, die draait op twee radiale druklagers, die elk een eigen onafhankelijke behuizing 1 en 2 hebben. Een flens 4, bedoeld voor flensmontage van een cardanas, en een poelie 5, gebruikt om rotatie over te brengen naar de spindel vanaf de elektromotor met behulp van een V-riemaandrijving, zijn op de spindelas 3 gemonteerd.

Afbeelding 3.19. Voorbeeld van asontwerp op twee onafhankelijke lagersteunen

Figuren 3.20 en 3.21 tonen twee nauw verwante ontwerpen van hoofdspilassemblages. In beide gevallen zijn de spindellagers geïnstalleerd in een gemeenschappelijke behuizing 1, die een doorgaand axiaal gat heeft dat nodig is voor het installeren van de spindelas. Bij de ingang en uitgang van dit gat, heeft de behuizing speciale boringen (niet getoond in de figuren), ontworpen om radiale druklagers (rol of bal) en speciale flensdeksels 5, gebruikt om de buitenste ringen van de lagers te beveiligen.

Afbeelding 3.20. Voorbeeld 1 van een hoofdspilontwerp op twee lagersteunen geïnstalleerd in een gemeenschappelijke behuizing

Afbeelding 3.21. Voorbeeld 2 van een ontwerp met een hoofdspil op twee lagersteunen geïnstalleerd in een gemeenschappelijke behuizing

Net als in de vorige versie (zie Fig. 3.19) is er een frontplaat 2 geïnstalleerd op de spindelas, bedoeld voor flensmontage van de aandrijfas, en een poelie 3, die wordt gebruikt om rotatie over te brengen naar de spindel vanaf de elektromotor via een riemaandrijving. Er is ook een ledemaat 4 op de spindelas bevestigd, dat wordt gebruikt om de hoekpositie van de spindel te bepalen, wat wordt gebruikt bij het installeren van test- en correctiegewichten op de rotor tijdens het balanceren.

Afbeelding 3.22. Voorbeeld van een ontwerp van een aangedreven (achter)as

Afbeelding 3.22 toont een ontwerpvariant van de aangedreven (achterste) spil van een machine, die alleen verschilt van de hoofdspil door de afwezigheid van de aandrijfriemschijf en de spil, omdat die niet nodig zijn.

Figuur 3.23. Voorbeeld van de ontwerpuitvoering van een aangedreven (achterste) spindel.

Gezien in Figuren 3.20 - 3.22De hierboven besproken spilassemblages worden met speciale klemmen (riemen) 6 aan de zachte lagers van balanceermachines bevestigd. Indien nodig kunnen ook andere bevestigingsmethoden worden gebruikt, waarbij de juiste stijfheid en precisie bij het positioneren van de spindelassemblage op de steun worden gewaarborgd.

Afbeelding 3.23 illustreert een ontwerp van flensmontage vergelijkbaar met die van de spindel, die kan worden gebruikt voor montage op een harde lagersteun van een balanceermachine.

3.2.1.3.4. Berekening van de spindelstijfheid en radiale slingering

Voor het bepalen van de spindelstijfheid en de verwachte radiale slingering kan formule 3.4 worden gebruikt (zie het berekeningsschema in figuur 3.24):

waar:

• Y - elastische verplaatsing van de spindel aan het uiteinde van de spindelconsole, cm;
• P - berekende belasting op de spindelconsole, kg;
• A - achterste lagersteun van de spindel;
• B - voorste lagersteun van de spindel;
• g - lengte van de spindelconsole, cm;
• c - afstand tussen steunpunten A en B van de spindel, cm;
• J1 - gemiddeld traagheidsmoment van het spindelgedeelte tussen de steunpunten, cm⁴;
• J2 - gemiddeld traagheidsmoment van het spindelconsolegedeelte, cm⁴;
• jB en jA - stijfheid van de lagers voor respectievelijk de voor- en achtersteun van de spindel, kg/cm.

Door formule 3.4 te transformeren, wordt de gewenste berekende waarde van de stijfheid van de spindelassemblage jшп kan worden bepaald:

Gezien de aanbevelingen in werk [1] voor middelgrote balanceermachines mag deze waarde niet lager zijn dan 50 kg/µm.

Voor de berekening van de radiale slingering wordt formule 3.5 gebruikt:

waar:

• ∆ de radiale uitloop aan het uiteinde van de spilconsole is, µm;
• ∆B is de radiale uitloop van het voorste spillager, µm;
• ∆A is de radiale uitloop van het achterste spillager, µm;
• g de lengte van de spilconsole is, cm;
• c de afstand tussen steunen A en B van de spindel, cm.

3.2.1.3.5. Waarborging van spindelbalansvereisten

Spindelassemblages van balanceermachines moeten goed gebalanceerd zijn, omdat elke feitelijke onbalans als extra fout wordt overgedragen op de rotor die gebalanceerd wordt. Bij het vaststellen van technologische toleranties voor de resterende onbalans van de spindel wordt over het algemeen geadviseerd dat de precisieklasse van de balancering minstens 1 à 2 klassen hoger moet zijn dan die van het product dat op de machine gebalanceerd wordt.

Gezien de ontwerpkenmerken van de spindels die hierboven zijn besproken, moet het balanceren in twee vlakken worden uitgevoerd.

3.2.1.3.6. Garanderen van draagvermogen en duurzaamheidseisen voor aslagers

Bij het ontwerpen van spindels en het selecteren van lagermaten is het raadzaam om vooraf de duurzaamheid en het draagvermogen van de lagers te beoordelen. De methodologie voor het uitvoeren van deze berekeningen kan gedetailleerd worden beschreven in ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Rolling Bearings - Dynamic Load Ratings and Rating Life" [3], evenals in talrijke (ook digitale) handboeken over wentellagers.

3.2.1.3.7. Waarborging van eisen voor aanvaardbare verwarming van spindellagers

Volgens aanbevelingen uit het werk [1] mag de maximaal toelaatbare verwarming van de buitenringen van spindellagers niet hoger zijn dan 70°C. Om een hoogwaardige uitbalancering te garanderen, mag de aanbevolen verwarming van de buitenringen echter niet hoger zijn dan 40 - 45°C.

3.2.1.3.8. Het type riemaandrijving en het ontwerp van de aandrijfschijf voor de spindel kiezen

Bij het ontwerp van de aandrijfspil van een balanceermachine wordt aanbevolen om de rotatie ervan te waarborgen met behulp van een vlakke riemaandrijving. Een voorbeeld van het juiste gebruik van zo'n aandrijving voor spindelwerking wordt gegeven in Figuren 3.20 en 3.23. Het gebruik van V-riem- of getande riemaandrijvingen is onwenselijk, omdat deze extra dynamische belastingen op de spindel kunnen uitoefenen als gevolg van geometrische onnauwkeurigheden in de riemen en poelies, wat op zijn beurt kan leiden tot extra meetfouten tijdens het balanceren. Aanbevolen eisen voor poelies voor platte aandrijfriemen zijn uiteengezet in ISO 17383-73 "Poelies voor platte aandrijfriemen" [4].

De aandrijfschijf moet aan de achterkant van de spindel worden geplaatst, zo dicht mogelijk bij de lagerconstructie (met zo min mogelijk overhang). De ontwerpbeslissing voor de overhangende plaatsing van de poelie, genomen tijdens de fabricage van de spindel getoond in Afbeelding 3.19kan als onsuccesvol worden beschouwd, omdat het het moment van dynamische aandrijfbelasting op de spindelsteunen aanzienlijk verhoogt.

Een ander belangrijk nadeel van dit ontwerp is het gebruik van een v-snaar aandrijving, waarvan de fabricage- en montagenauwkeurigheden ook een bron kunnen zijn van ongewenste extra belasting op de spindel.

3.3. Bed (frame)

Het bed is de belangrijkste ondersteunende structuur van de balanceermachine, waarop de belangrijkste elementen zijn gebaseerd, waaronder de steunpalen en de aandrijfmotor. Bij het selecteren of vervaardigen van het bed van een balanceermachine moet ervoor gezorgd worden dat het aan verschillende eisen voldoet, waaronder de nodige stijfheid, geometrische precisie, trillingsbestendigheid en slijtvastheid van de geleiders.

De praktijk wijst uit dat bij de productie van machines voor eigen gebruik de volgende bedopties het meest worden gebruikt:

• gietijzeren bedden van gebruikte metaalbewerkingsmachines (draaibanken, houtbewerking, enz.);
• Gemonteerde bedden op basis van kanalen, gemonteerd met boutverbindingen;
• gelaste bedden op basis van kanalen;
• polymeerbetonbedden met trillingsdempende coatings.

Figuur 3.25. Voorbeeld van het gebruik van een gebruikt machinebed voor houtbewerking voor het maken van een machine voor het balanceren van cardanassen.

3.4. Aandrijvingen voor balanceermachines

Zoals blijkt uit de analyse van de ontwerpoplossingen die onze klanten gebruiken bij de productie van balanceermachines, richten ze zich bij het ontwerp van aandrijvingen voornamelijk op het gebruik van wisselstroommotoren uitgerust met frequentieregelaars. Deze aanpak maakt een breed scala aan instelbare rotatiesnelheden mogelijk voor de gebalanceerde rotoren met minimale kosten. Het vermogen van de hoofdaandrijfmotoren die gebruikt worden om de gebalanceerde rotors te laten draaien, wordt meestal gekozen op basis van de massa van deze rotors en kan ongeveer zijn:

• 0,25 - 0,72 kW voor machines ontworpen voor het balanceren van rotors met een massa van ≤ 5 kg;
• 0,72 - 1,2 kW voor machines ontworpen voor het balanceren van rotors met een massa van > 5 ≤ 50 kg;
• 1,2 - 1,5 kW voor machines ontworpen voor het balanceren van rotors met een massa van > 50 ≤ 100 kg;
• 1,5 - 2,2 kW voor machines ontworpen voor het balanceren van rotors met een massa van > 100 ≤ 500 kg;
• 2,2 - 5 kW voor machines ontworpen voor het balanceren van rotoren met een massa van > 500 ≤ 1000 kg;
• 5 - 7,5 kW voor machines ontworpen voor het balanceren van rotors met een massa van > 1000 ≤ 3000 kg.

Deze motoren moeten stevig worden gemonteerd op het machinebed of de fundering ervan. Voor de installatie op de machine (of op de installatieplaats) moet de hoofdaandrijfmotor samen met de poelie op de uitgaande as zorgvuldig uitgebalanceerd worden. Om elektromagnetische interferentie veroorzaakt door de frequentieregelaar te verminderen, is het aanbevolen om netwerkfilters te installeren aan de ingang en uitgang. Dit kunnen standaardproducten zijn die geleverd worden door de fabrikanten van de frequentieregelaars of zelfgemaakte filters met ferrietringen.

4. Meetsystemen van balanceermachines

De meeste amateurfabrikanten van balanceermachines die contact opnemen met LLC "Kinematics" (Vibromera), zijn van plan de door ons bedrijf geproduceerde meetsystemen uit de "Balanset"-serie in hun ontwerpen te gebruiken. Er zijn echter ook klanten die dergelijke meetsystemen zelf willen ontwikkelen. Daarom is het zinvol om de constructie van een meetsysteem voor een balanceermachine nader te bespreken. De belangrijkste eis voor deze systemen is de noodzaak om zeer nauwkeurige metingen te leveren van de amplitude en fase van de rotatiecomponent van het trillingssignaal dat optreedt bij de rotatiefrequentie van de gebalanceerde rotor. Dit doel wordt doorgaans bereikt door een combinatie van technische oplossingen, waaronder:

• Gebruik van trillingssensoren met een hoge signaalconversiecoëfficiënt;
• Gebruik van moderne laser fasehoeksensoren;
• Het maken (of gebruiken) van hardware waarmee sensorsignalen versterkt en digitaal omgezet kunnen worden (primaire signaalverwerking);
• Implementatie van softwarematige verwerking van het trillingssignaal, die een nauwkeurige en stabiele extractie van de rotatiecomponent van het trillingssignaal mogelijk moet maken, die zich manifesteert bij de rotatiefrequentie van de gebalanceerde rotor (secundaire verwerking).

Hieronder bespreken we bekende varianten van dergelijke technische oplossingen, die zijn toegepast in een aantal bekende balanceerinstrumenten.

4.1. Selectie van trillingssensoren

In de meetsystemen van balanceermachines kunnen verschillende soorten trillingssensoren (transducers) worden gebruikt, waaronder:

• Sensoren voor trillingsversnelling (versnellingsmeters);
• Sensoren voor vibratiesnelheid;
• Verplaatsingssensoren voor trillingen;
• Krachtsensoren.

4.1.1. Sensoren voor trillingsversnelling

Onder de trillingsversnellingssensoren zijn piëzo- en capacitieve (chip)versnellingsmeters het meest gangbaar. Deze kunnen effectief worden gebruikt in balanceermachines van het type met zachte lagers. In de praktijk is het over het algemeen toegestaan om trillingsversnellingssensoren te gebruiken met conversiecoëfficiënten (Kpr) van 10 tot 30 mV/(m/s²). In balanceermachines die een bijzonder hoge balanceernauwkeurigheid vereisen, is het raadzaam om versnellingsmeters te gebruiken met een Kpr van 100 mV/(m/s²) en hoger. Figuur 4.1 toont als voorbeeld de DN3M1 en DN3M1V6 piëzo-versnellingsmeters van LLC "Izmeritel", die als trillingssensoren voor balanceermachines kunnen worden gebruikt.

Afbeelding 4.1. Piëzo-versnellingsmeters DN 3M1 en DN 3M1V6

Om zulke sensoren aan te sluiten op trillingsmeetinstrumenten en -systemen is het nodig om externe of ingebouwde laadversterkers te gebruiken.

Figuur 4.2. Capacitieve accelerometers AD1, gefabriceerd door LLC "Kinematics" (Vibromera).

Opgemerkt moet worden dat deze sensoren, waaronder veelgebruikte op de markt verkrijgbare platen van capacitieve versnellingsmeters ADXL 345 (zie afbeelding 4.3), een aantal belangrijke voordelen hebben ten opzichte van piëzo-versnellingsmeters. Ze zijn 4 tot 8 keer goedkoper met vergelijkbare technische eigenschappen. Bovendien hebben ze geen dure en lastige laadversterkers nodig die nodig zijn voor piëzo versnellingsmeters.

In gevallen waarin beide typen versnellingsmeters worden gebruikt in de meetsystemen van balanceermachines, wordt meestal hardware-integratie (of dubbele integratie) van de sensorsignalen uitgevoerd.

Afbeelding 4.2. Capacitieve versnellingsmeters AD 1, gemonteerd.

Figuur 4.2. Capacitieve accelerometers AD1, gefabriceerd door LLC "Kinematics" (Vibromera).

Opgemerkt moet worden dat deze sensoren, waaronder veelgebruikte op de markt verkrijgbare platen van capacitieve versnellingsmeters ADXL 345 (zie afbeelding 4.3), een aantal belangrijke voordelen hebben ten opzichte van piëzo-versnellingsmeters. Ze zijn 4 tot 8 keer goedkoper met vergelijkbare technische eigenschappen. Bovendien hebben ze geen dure en lastige laadversterkers nodig die nodig zijn voor piëzo versnellingsmeters.

Afbeelding 4.3. Capacitieve versnellingsmeter ADXL 345.

In dit geval wordt het initiële sensorsignaal, dat evenredig is met de trillingsversnelling, omgezet in een signaal dat evenredig is met de trillingssnelheid of verplaatsing. De procedure van dubbele integratie van het trillingssignaal is vooral relevant bij het gebruik van versnellingsmeters als onderdeel van de meetsystemen voor balanceermachines met een laag toerental, waarbij het onderste rotatiebereik van de rotor tijdens het balanceren 120 tpm en lager kan zijn. Bij het gebruik van capacitieve versnellingsmeters in de meetsystemen van balanceermachines moet er rekening mee worden gehouden dat hun signalen na integratie laagfrequente interferentie kunnen bevatten, die zich manifesteert in het frequentiebereik van 0,5 tot 3 Hz. Dit kan het lagere frequentiebereik van balanceren beperken op machines die bedoeld zijn om deze sensoren te gebruiken.

4.1.2. Sensoren voor vibratiesnelheid

4.1.2.1. Inductieve snelheidssensoren voor trillingen.

Deze sensoren bestaan uit een inductieve spoel en een magnetische kern. Wanneer de spoel trilt ten opzichte van een stationaire kern (of de kern ten opzichte van een stationaire spoel), wordt een EMF geïnduceerd in de spoel, waarvan de spanning recht evenredig is met de trillingssnelheid van het beweegbare element van de sensor. De omzettingscoëfficiënten (Кпр) van inductieve sensoren zijn meestal vrij hoog, tot enkele tientallen of zelfs honderden mV/mm/sec. In het bijzonder is de omzettingscoëfficiënt van de Schenck model T77 sensor 80 mV/mm/sec en voor de IRD Mechanalysis model 544M sensor is deze 40 mV/mm/sec. In sommige gevallen (bijvoorbeeld in Schenck balanceermachines) worden speciale zeer gevoelige inductieve trillingssnelheidssensoren met een mechanische versterker gebruikt, waarbij Кпр 1000 mV/mm/sec kan overschrijden. Als inductieve trillingssnelheidssensoren worden gebruikt in de meetsystemen van balanceermachines, kan hardware-integratie van het elektrische signaal dat evenredig is met de trillingssnelheid ook worden uitgevoerd, waarbij het wordt omgezet in een signaal dat evenredig is met de trillingsverplaatsing.

Afbeelding 4.4. Model 544M sensor door IRD Mechanalysis.

Afbeelding 4.5. Sensor model T77 van Schenck

Opgemerkt moet worden dat inductieve trillingssnelheidssensoren vanwege de arbeidsintensieve productie vrij schaars en duur zijn. Daarom worden ze, ondanks de duidelijke voordelen van deze sensoren, zelden gebruikt door amateurfabrikanten van balanceermachines.

4.2. Fasehoeksensoren

Voor het synchroniseren van het trillingsmeetproces met de rotatiehoek van de gebalanceerde rotor worden fasehoeksensoren gebruikt, zoals laser- (foto-elektrische) of inductieve sensoren. Deze sensoren worden in diverse uitvoeringen geproduceerd door zowel binnenlandse als internationale fabrikanten. De prijs van deze sensoren kan aanzienlijk variëren, van ongeveer 40 tot 200 dollar. Een voorbeeld van zo'n apparaat is de fasehoeksensor van "Diamex", weergegeven in figuur 4.11.

Afbeelding 4.11: Fasehoeksensor van "Diamex""

Als ander voorbeeld toont figuur 4.12 een model dat is geïmplementeerd door LLC "Kinematics" (Vibromera), dat lasertachometers van het model DT 2234C, gemaakt in China, gebruikt als fasehoeksensoren. De duidelijke voordelen van deze sensor zijn onder andere:

• Een groot werkbereik, waardoor de rotatiefrequentie van de rotor kan worden gemeten van 2,5 tot 99.999 omwentelingen per minuut, met een resolutie van niet minder dan één omwenteling;
• Digitaal display;
• Gemakkelijk om de tachometer in te stellen voor metingen;
• Betaalbaarheid en lage marktkosten;
• Relatieve eenvoud van aanpassing voor integratie in het meetsysteem van een balanceermachine.

Afbeelding 4.12: Lasertachometer Model DT 2234C

In sommige gevallen, als het gebruik van optische lasersensoren om welke reden dan ook ongewenst is, kunnen ze vervangen worden door inductieve contactloze verplaatsingssensoren, zoals het eerder genoemde ISAN E41A-model of vergelijkbare producten van andere fabrikanten.

4.3. Signaalverwerkingsfuncties in trillingssensoren

Voor het nauwkeurig meten van amplitude en fase van de rotatiecomponent van het trillingssignaal in balanceerapparatuur wordt meestal een combinatie van hardware- en softwareverwerkingstools gebruikt. Deze tools maken het mogelijk:

• Breedband hardwarefiltering van het analoge signaal van de sensor;
• Versterking van het analoge signaal van de sensor;
• Integratie en/of dubbele integratie (indien nodig) van het analoge signaal;
• Smalbandfiltering van het analoge signaal met behulp van een volgfilter;
• Analoog-digitaal conversie van het signaal;
• Synchroon filteren van het digitale signaal;
• Harmonische analyse van het digitale signaal.

4.3.1. Breedbandsignaalfiltering

Deze procedure is essentieel voor het zuiveren van het trillingssensorsignaal van mogelijke storingen die kunnen optreden aan zowel de onder- als bovengrens van het frequentiebereik van het apparaat. Het is raadzaam om bij het meetapparaat van een balanceermachine de ondergrens van het banddoorlaatfilter in te stellen op 2-3 Hz en de bovengrens op 50 (100) Hz. "Onder" filtering helpt bij het onderdrukken van laagfrequente ruis die kan optreden aan de uitgang van verschillende soorten sensorversterkers. "Boven" filtering elimineert de mogelijkheid van interferentie door combinatiefrequenties en mogelijke resonantietrillingen van individuele mechanische componenten van de machine.

4.3.2. Versterking van het analoge signaal van de sensor

Indien de gevoeligheid van het meetsysteem van de balanceermachine moet worden verhoogd, kunnen de signalen van de trillingssensoren naar de ingang van de meeteenheid worden versterkt. Hiervoor kunnen zowel standaardversterkers met een constante versterking als meertrapsversterkers worden gebruikt, waarvan de versterking programmatisch kan worden aangepast aan het werkelijke signaalniveau van de sensor. Een voorbeeld van een programmeerbare meertrapsversterker zijn versterkers die zijn geïmplementeerd in spanningsmeetomvormers zoals de E154 of E14-140 van LLC "L-Card".

4.3.3. Integratie

Zoals eerder vermeld, worden hardware-integratie en/of dubbele integratie van trillingssensorsignalen aanbevolen in de meetsystemen van balanceermachines. Zo kan het initiële signaal van de versnellingsmeter, dat evenredig is met de vibroversnelling, worden omgezet in een signaal dat evenredig is met de vibrosnelheid (integratie) of de vibroverplaatsing (dubbele integratie). Op dezelfde manier kan het signaal van de vibrosnelheidssensor na integratie worden omgezet in een signaal dat evenredig is met de vibroverplaatsing.

4.3.4. Smalbandfiltering van het analoge signaal met een volgfilter

Om interferentie te verminderen en de kwaliteit van de trillingssignaalverwerking in de meetsystemen van balanceermachines te verbeteren, kunnen smalbandvolgfilters worden gebruikt. De centrale frequentie van deze filters wordt automatisch afgestemd op de rotatiefrequentie van de gebalanceerde rotor met behulp van het toerentalsensorsignaal van de rotor. Moderne geïntegreerde schakelingen, zoals de MAX263, MAX264, MAX267 en MAX268 van MAXIM, kunnen worden gebruikt om dergelijke filters te creëren.

4.3.5. Analoog-digitaal-omzetting van signalen

Analoge-naar-digitale conversie is een cruciale procedure die de kwaliteit van de verwerking van trillingssignalen tijdens de amplitude- en fasemeting verbetert. Deze procedure wordt toegepast in alle moderne meetsystemen voor balanceermachines. Een voorbeeld van een effectieve implementatie van dergelijke ADC's zijn de spanningsmeetomzetters van het type E154 of E14-140 van LLC "L-Card", die worden gebruikt in diverse meetsystemen voor balanceermachines van LLC "Kinematics" (Vibromera). Daarnaast heeft LLC "Kinematics" (Vibromera) ervaring met het gebruik van goedkopere microprocessorsystemen gebaseerd op "Arduino"-controllers, de PIC18F4620-microcontroller van "Microchip" en vergelijkbare apparaten.

4.1.2.2. Trillingssnelheidssensoren gebaseerd op piëzo-elektrische accelerometers

Een sensor van dit type verschilt van een standaard piëzo-elektrische accelerometer doordat de behuizing een ingebouwde laadversterker en integrator bevat. Hierdoor kan de sensor een signaal genereren dat evenredig is aan de trillingssnelheid. Voorbeelden van piëzo-elektrische trillingssnelheidssensoren van binnenlandse fabrikanten (ZETLAB en LLC "Vibropribor") zijn te zien in figuren 4.6 en 4.7.

Afbeelding 4.6. Model AV02 sensor van ZETLAB (Rusland)

Afbeelding 4.7. Model DVST 2-sensor van LLC "Vibropribor""

Dergelijke sensoren worden geproduceerd door verschillende producenten (zowel binnenlandse als buitenlandse) en worden momenteel veel gebruikt, vooral in draagbare trillingsapparatuur. De kosten van deze sensoren zijn vrij hoog en kunnen oplopen tot 20.000 tot 30.000 roebel per stuk, zelfs bij binnenlandse fabrikanten.

4.1.3. Verplaatsingssensoren

In de meetsystemen van balanceermachines kunnen ook contactloze verplaatsingssensoren – capacitief of inductief – worden gebruikt. Deze sensoren kunnen in statische modus werken, waardoor trillingsprocessen vanaf 0 Hz kunnen worden geregistreerd. Het gebruik ervan kan met name effectief zijn bij het balanceren van rotors met een lage rotatiesnelheid van 120 tpm en lager. De conversiecoëfficiënten van deze sensoren kunnen oplopen tot 1000 mV/mm en hoger, wat zorgt voor een hoge nauwkeurigheid en resolutie bij het meten van verplaatsing, zelfs zonder extra versterking. Een duidelijk voordeel van deze sensoren is hun relatief lage prijs, die bij sommige binnenlandse fabrikanten niet meer dan 1000 roebel bedraagt. Bij het gebruik van deze sensoren in balanceermachines is het belangrijk rekening te houden met het feit dat de nominale werkingsafstand tussen het gevoelige element van de sensor en het oppervlak van het trillende object wordt beperkt door de diameter van de sensorspoel. Voor de sensor die bijvoorbeeld in figuur 4.8 wordt getoond, model ISAN E41A van "TEKO", is de gespecificeerde werkingsspleet doorgaans 3,8 tot 4 mm, waardoor de verplaatsing van het trillende object in het bereik van ±2,5 mm kan worden gemeten.

Afbeelding 4.8. Inductieve verplaatsingssensor model ISAN E41A van TEKO (Rusland)

4.1.4. Krachtsensoren

Zoals eerder vermeld, worden krachtsensoren gebruikt in de meetsystemen die geïnstalleerd zijn op balanceermachines voor harde lagers. Deze sensoren zijn, vooral vanwege hun eenvoudige fabricage en relatief lage kosten, meestal piëzo-elektrische krachtsensoren. Voorbeelden van dergelijke sensoren worden getoond in de figuren 4.9 en 4.10.

Afbeelding 4.9. Krachtsensor SD 1 van Kinematika LLC

Afbeelding 4.10: Krachtsensor voor autobalanceermachines, verkocht door "STO Market""

Krachtsensoren met rekstrookjes, die door een groot aantal binnenlandse en buitenlandse producenten worden gemaakt, kunnen ook worden gebruikt om relatieve vervormingen te meten in de steunen van balanceermachines voor harde lagers.

4.4. Functioneel schema van het meetsysteem van de balanceermachine, "Balanset 2""

Het meetsysteem "Balanset 2" vertegenwoordigt een moderne benadering voor het integreren van meet- en rekenfuncties in balanceermachines. Dit systeem berekent automatisch correctiegewichten met behulp van de invloedscoëfficiëntmethode en kan worden aangepast aan diverse machineconfiguraties.

Het functionele schema omvat signaalconditionering, analoog-digitaalconversie, digitale signaalverwerking en automatische berekeningsalgoritmen. Het systeem kan zowel tweevlaks- als meervlaksbalancering met hoge precisie uitvoeren.

4.5. Berekening van de parameters van correctiegewichten die worden gebruikt bij het uitbalanceren van de rotor

De berekening van correctiegewichten is gebaseerd op de invloedscoëfficiëntmethode, die bepaalt hoe de rotor reageert op testgewichten in verschillende vlakken. Deze methode is essentieel voor alle moderne balanceersystemen en levert nauwkeurige resultaten op voor zowel starre als flexibele rotors.

4.5.1. Taak van het balanceren van dubbel ondersteunde rotoren en methoden om dit op te lossen

Bij rotors met dubbele ondersteuning (de meest voorkomende configuratie) omvat de balanceertaak het bepalen van twee correctiegewichten - één voor elk correctievlak. De invloedscoëfficiëntmethode maakt gebruik van de volgende aanpak:

1. Initiële meting (Run 0): Meet trillingen zonder proefgewichten.
2. Eerste proefloop (Run 1): Voeg het bekende proefgewicht toe aan Vlak 1 en meet de respons.
3. Tweede proefloop (Run 2): Verplaats het proefgewicht naar vlak 2 en meet de respons.
4. Berekening: De software berekent permanente correctiegewichten op basis van gemeten responsen.

De wiskundige grondslag bestaat uit het oplossen van een stelsel lineaire vergelijkingen dat de invloed van de proefgewichten relateert aan de vereiste correcties in beide vlakken tegelijk.

Figuren 3.26 en 3.27 laten voorbeelden zien van het gebruik van draaibanken, op basis waarvan een speciale Hard Bearing machine voor het balanceren van vijzels en een universele Soft Bearing balanceermachine voor cilindrische rotoren werden vervaardigd. Voor doe-het-zelf-fabrikanten maken dergelijke oplossingen het mogelijk om met minimale tijd en kosten een stevig ondersteuningssysteem voor de balanceermachine te maken, waarop steunbokken van verschillende typen (zowel met harde lagers als met zachte lagers) kunnen worden gemonteerd. De belangrijkste taak voor de fabrikant is in dit geval om de geometrische precisie van de machinegeleiders waarop de steunbokken gebaseerd worden te garanderen (en indien nodig te herstellen). In doe-het-zelf productieomstandigheden wordt meestal fijn schraapwerk gebruikt om de vereiste geometrische nauwkeurigheid van de geleidingen te herstellen.

Afbeelding 3.28 toont een versie van een gemonteerd bed uit twee kanalen. Bij de productie van dit bed worden afneembare boutverbindingen gebruikt, waardoor de vervorming van het bed tijdens de assemblage geminimaliseerd of volledig geëlimineerd kan worden zonder extra technologische bewerkingen. Om de juiste geometrische nauwkeurigheid van de geleiders van het gespecificeerde bed te garanderen, kan een mechanische bewerking (slijpen, fijnfrezen) van de bovenste flenzen van de gebruikte kanalen nodig zijn.

Figuren 3.29 en 3.30 presenteren variaties van gelaste bedden, ook gemaakt van twee kanalen. De fabricagetechnologie voor dergelijke bedden kan een reeks extra bewerkingen vereisen, zoals een warmtebehandeling om de interne spanningen die tijdens het lassen ontstaan te verlichten. Om de geometrische nauwkeurigheid van de geleiders van gelaste bedden te garanderen, moeten, net als bij geassembleerde bedden, mechanische bewerkingen (slijpen, fijnfrezen) van de bovenste flenzen van de gebruikte kanalen worden gepland.

4.5.2. Methodologie voor het dynamisch uitbalanceren van meervoudig ondersteunde rotoren

Rotoren met meerdere steunpunten (drie of vier lagerpunten) vereisen complexere balanceerprocedures. Elk steunpunt draagt bij aan het algehele dynamische gedrag en de correctie moet rekening houden met de interacties tussen alle vlakken.

De methodologie breidt de tweevlakkenbenadering uit door:

• Het meten van trillingen op alle steunpunten
• Gebruik maken van meerdere proefgewichtposities
• Het oplossen van grotere stelsels lineaire vergelijkingen
• Optimalisatie van de gewichtsverdeling van de correctie

Voor cardanassen en vergelijkbare lange rotoren levert deze aanpak doorgaans restonbalansniveaus op die overeenkomen met ISO-kwaliteitsklassen G6.3 of beter.

4.5.3. Berekeningen voor het balanceren van rotoren met meerdere steunen

Er zijn gespecialiseerde rekenalgoritmes ontwikkeld voor rotorconfiguraties met drie en vier steunpunten. Deze rekenprogramma's zijn geïmplementeerd in de Balanset-4-software en kunnen complexe rotorgeometrieën automatisch verwerken.

De rekenmachines houden rekening met:

• Variabele ondersteuningsstijfheid
• Kruiskoppeling tussen correctievlakken
• Optimalisatie van de gewichtsverdeling voor toegankelijkheid
• Verificatie van de berekende resultaten

5. Aanbevelingen voor het controleren van de werking en nauwkeurigheid van balanceermachines

De nauwkeurigheid en betrouwbaarheid van een balanceermachine hangen af van vele factoren, waaronder de geometrische nauwkeurigheid van de mechanische componenten, de dynamische eigenschappen van de steunen en de operationele mogelijkheden van het meetsysteem. Regelmatige controle van deze parameters garandeert een constante balanceerkwaliteit en helpt potentiële problemen te identificeren voordat ze de productie beïnvloeden.

5.1. De geometrische nauwkeurigheid van de machine controleren

De verificatie van de geometrische nauwkeurigheid omvat het controleren van de uitlijning van de steunen, de paralleliteit van de geleiders en de concentriciteit van de spindelassemblages. Deze controles moeten worden uitgevoerd tijdens de eerste installatie en periodiek tijdens gebruik om de nauwkeurigheid te waarborgen.

5.2. De dynamische eigenschappen van de machine controleren

Bij de verificatie van dynamische eigenschappen worden de eigenfrequenties van de steunpunten en frameonderdelen gemeten om ervoor te zorgen dat deze voldoende gescheiden zijn van de werkfrequenties. Dit voorkomt resonantieproblemen die de nauwkeurigheid van de balancering in gevaar kunnen brengen.

5.3. De werking van het meetsysteem controleren

De verificatie van het meetsysteem omvat sensorcalibratie, verificatie van de fase-uitlijning en nauwkeurigheidscontroles van de signaalverwerking. Dit garandeert een betrouwbare meting van de trillingsamplitude en -fase bij alle bedrijfssnelheden.

5.4. Controle van de nauwkeurigheidskenmerken volgens ISO 20076-2007

ISO 20076-2007 biedt gestandaardiseerde procedures voor het controleren van de nauwkeurigheid van balanceermachines met behulp van gekalibreerde testrotoren. Deze procedures helpen de prestaties van de machine te valideren aan de hand van internationaal erkende normen.

Literatuur

1. Reshetov DN (redacteur). "Details en mechanismen van metaalbewerkingsmachines." Moskou: Mashinostroenie, 1972.
2. Kellenberger W. "Spiraalslijpen van cilindrische oppervlakken." Machinery, 1963.
3. ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Rollagers - Dynamische belastingswaarden en nominale levensduur.""
4. ISO 17383-73 "Poelies voor platte aandrijfriemen.""
5. ISO 1940-1-2007 "Trillingen. Eisen voor de balanskwaliteit van starre rotoren.""
6. ISO 20076-2007 "Procedures voor nauwkeurigheidsverificatie van balanceermachines.""