3. Cerințe pentru construcția unităților de bază și a mecanismelor mașinilor de echilibrare 3.1. Rulmenți 3.1.1. Fundamentele teoretice ale proiectării rulmenților
În secțiunea anterioară, au fost discutate în detaliu principalele execuții de proiectare a suporturilor Soft Bearing și Hard Bearing pentru mașinile de echilibrare. Un parametru crucial pe care proiectanții trebuie să îl ia în considerare la proiectarea și fabricarea acestor suporturi este reprezentat de frecvențele lor naturale de oscilație. Acest lucru este important deoarece măsurarea nu numai a amplitudinii de vibrație (deformare ciclică) a suporturilor, ci și a fazei de vibrație este necesară pentru calcularea parametrilor greutăților de corecție de către sistemele de măsurare și de calcul ale mașinii.
În cazul în care frecvența naturală a unui suport coincide cu frecvența de rotație a rotorului echilibrat (rezonanța suportului), măsurarea exactă a amplitudinii și fazei vibrațiilor este practic imposibilă. Acest lucru este clar ilustrat în graficele care prezintă modificările amplitudinii și fazei oscilațiilor suportului în funcție de frecvența de rotație a rotorului echilibrat (a se vedea Fig. 3.1).
Din aceste grafice rezultă că, pe măsură ce frecvența de rotație a rotorului echilibrat se apropie de frecvența naturală a oscilațiilor suportului (adică atunci când raportul fp/fo este apropiat de 1), există o creștere semnificativă a amplitudinii asociate cu oscilațiile de rezonanță ale suportului (a se vedea figura 3.1.a). În același timp, graficul 3.1.b arată că în zona de rezonanță există o schimbare bruscă a unghiului de fază ∆F°, care poate ajunge până la 180°.
Cu alte cuvinte, atunci când se echilibrează orice mecanism din zona de rezonanță, chiar și mici modificări ale frecvenței de rotație a acestuia pot duce la o instabilitate semnificativă a rezultatelor măsurătorilor amplitudinii și fazei vibrației sale, ceea ce duce la erori în calcularea parametrilor greutăților de corecție și afectează negativ calitatea echilibrării.
Graficele de mai sus confirmă recomandările anterioare conform cărora, pentru mașinile cu rulmenți tari, limita superioară a frecvențelor operaționale ale rotorului ar trebui să fie (cel puțin) de 2-3 ori mai mică decât frecvența naturală a suportului, fo. Pentru mașinile cu rulmenți moi, limita inferioară a frecvențelor operaționale admisibile ale rotorului echilibrat ar trebui să fie (cel puțin) de 2-3 ori mai mare decât frecvența naturală a suportului.
Figura 3.1. Grafice care arată modificările amplitudinii și fazei relative a vibrațiilor suportului mașinii de echilibrare în funcție de modificările frecvenței de rotație.
Având în vedere informațiile prezentate, nu se recomandă funcționarea mașinii în zona de rezonanță a suporturilor sale (evidențiată cu roșu în Fig. 3.1). Graficele prezentate în Fig. 3.1 demonstrează, de asemenea, că, pentru aceleași dezechilibre ale rotorului, vibrațiile reale ale suporturilor mașinii Soft Bearing sunt semnificativ mai mici decât cele care apar pe suporturile mașinii Soft Bearing.
De aici rezultă că senzorii utilizați pentru a măsura vibrațiile suporturilor din mașinile cu rulmenți tari trebuie să aibă o sensibilitate mai mare decât cei din mașinile cu rulmenți moi. Această concluzie este bine susținută de practica reală de utilizare a senzorilor, care arată că senzorii de vibrații absolute (vibroaccelerometre și/sau senzori de vibroviteză), utilizați cu succes la mașinile de echilibrare Soft Bearing, adesea nu pot atinge calitatea necesară de echilibrare la mașinile Hard Bearing.
La aceste mașini, se recomandă utilizarea senzorilor de vibrații relative, cum ar fi senzorii de forță sau senzorii de deplasare foarte sensibili.
3.1.2. Estimarea frecvențelor naturale ale suporturilor prin metode de calcul
Un proiectant poate efectua un calcul aproximativ (estimativ) al frecvenței proprii a unui suport fo folosind formula 3.1, prin tratarea simplistă a acestuia ca un sistem vibrațional cu un grad de libertate, care (a se vedea figura 2.19.a) este reprezentat de o masă M, care oscilează pe un resort cu rigiditatea K.
fo=2π1MK(3.1)
Masa M utilizată în calculul pentru un rotor simetric cu rulmenți intermediari poate fi aproximată prin formula 3.2.
M=Mo+nMr(3.2) unde Mo este masa părții mobile a suportului în kg; Mr este masa rotorului echilibrat în kg; n este numărul de suporturi ale mașinii implicate în echilibrare.
Rigiditatea K a suportului se calculează cu ajutorul formulei 3.3 pe baza rezultatelor studiilor experimentale care implică măsurarea deformării ΔL a suportului atunci când acesta este încărcat cu o forță statică P (a se vedea figurile 3.2.a și 3.2.b).
K=ΔLP(3.3) unde ΔL este deformarea suportului în metri; P este forța statică în newtoni.
Amplitudinea forței de încărcare P poate fi măsurată cu ajutorul unui instrument de măsurare a forței (de exemplu, un dinamometru). Deplasarea suportului ΔL se determină cu ajutorul unui dispozitiv de măsurare a deplasărilor liniare (de exemplu, un comparator).
3. Cerințe pentru construcția unităților de bază și a mecanismelor mașinilor de echilibrare 3.1. Rulmenți 3.1.2. Calculul frecvențelor proprii ale suporturilor prin metode de calcul
Calculele frecvențelor naturale ale suporturilor folosind schema de calcul menționată mai sus pot fi efectuate în două direcții:
Calcularea frecvențelor naturale ale suporturilor pe direcție verticală necesită utilizarea unei tehnici de calcul mai complexe, care (pe lângă parametrii suportului și ai rotorului echilibrat în sine) trebuie să ia în considerare parametrii cadrului și particularitățile instalării mașinii pe fundație. Această metodă nu este discutată în această publicație. Analiza formulei 3.1 permite formularea unor recomandări simple care ar trebui luate în considerare de către proiectanții de mașini în activitățile lor practice. În special, frecvența naturală a unui suport poate fi modificată prin modificarea rigidității și/sau a masei acestuia. Creșterea rigidității crește frecvența naturală a suportului, în timp ce creșterea masei o scade. Aceste modificări au o relație neliniară, de tip pătrat-invers. De exemplu, dublarea rigidității suportului crește frecvența naturală a acestuia doar cu un factor de 1,4. În mod similar, dublarea masei părții mobile a suportului reduce frecvența naturală a acestuia doar cu un factor de 1,4.
3.1.3. Metode experimentale de determinare a frecvențelor proprii ale suporturilor
Având în vedere faptul că calculul frecvențelor naturale ale suporturilor, efectuat printr-o metodă simplificată, poate conduce la erori semnificative, majoritatea proiectanților amatori preferă să determine acești parametri prin metode experimentale. Pentru aceasta, ei utilizează capacitățile oferite de sistemele moderne de măsurare a vibrațiilor ale mașinilor de echilibrare, inclusiv instrumentele din seria "Balanset".
3.1.3.1. Determinarea frecvențelor proprii ale suporturilor prin metoda de excitație prin impact
Metoda de excitație prin impact este cea mai simplă și cea mai comună metodă de determinare a frecvenței proprii a vibrațiilor unui suport sau a oricărei alte componente de mașină. Ea se bazează pe faptul că, atunci când orice obiect, cum ar fi un clopot (a se vedea figura 3.3), este excitat prin impact, răspunsul său se manifestă sub forma unui răspuns vibrațional care scade treptat. Frecvența semnalului vibrațional este determinată de caracteristicile structurale ale obiectului și corespunde frecvenței vibrațiilor sale naturale. Pentru excitarea prin impact a vibrațiilor, se poate utiliza orice instrument greu, cum ar fi un ciocan de cauciuc sau un ciocan obișnuit.
Figura 3.3. Diagramă de excitație de impact utilizată pentru determinarea frecvențelor naturale ale unui obiect
Masa ciocanului trebuie să fie aproximativ 10% din masa obiectului excitat. Pentru a capta răspunsul vibrațional, trebuie instalat un senzor de vibrații pe obiectul examinat, cu axa sa de măsurare aliniată cu direcția de excitație a impactului. În unele cazuri, un microfon de la un dispozitiv de măsurare a zgomotului poate fi utilizat ca senzor pentru a percepe răspunsul vibrațional al obiectului.
Vibrațiile obiectului sunt transformate de către senzor într-un semnal electric, care este apoi trimis la un instrument de măsurare, cum ar fi intrarea unui analizor de spectru. Acest instrument înregistrează funcția temporală și spectrul procesului de vibrație în descreștere (a se vedea figura 3.4), a căror analiză permite determinarea frecvenței (frecvențelor) vibrațiilor naturale ale obiectului.
Figura 3.4. Diagrama de măsurare și înregistrare a vibrațiilor naturale ale unui obiect
La fel ca majoritatea instrumentelor moderne de măsurare a vibrațiilor, sistemele de măsurare din seria "Balanset" pot fi utilizate pentru a determina frecvențele naturale ale unui obiect (de exemplu, suporturile unei mașini de echilibrare) atunci când vibrațiile sale sunt excitate de impact. Această procedură pe dispozitivele din seria "Balanset" poate fi efectuată fie în modul de funcții suplimentare al dispozitivului "Graphs. Spectrum" sau în modul specializat "Graphs. Impact", care este inclus în cele mai recente versiuni ale software-ului "Balanset 1".
Ca rezultat al acestei proceduri, pe ecranul calculatorului este afișată o fereastră de lucru cu grafice ale funcției de timp și ale spectrului de vibrații de scădere, care apar în structura examinată la excitarea prin impact. Un exemplu de astfel de grafice este prezentat în figura 3.5.
Figura 3.5. Interfața programului care prezintă graficele funcției de timp și spectrul vibrațiilor de impact descrescătoare ale structurii examinate
Analiza graficului de spectru prezentat în figura 3.5 (a se vedea partea inferioară a ferestrei de lucru) arată că principala componentă a vibrațiilor naturale ale structurii examinate, determinată cu referire la axa absciselor graficului, apare la o frecvență de 9,5 Hz. Această metodă poate fi recomandată pentru studiile privind vibrațiile naturale ale suporturilor mașinilor de echilibrare atât Soft Bearing, cât și Hard Bearing.
3.1.3.2. Determinarea frecvențelor naturale ale suporturilor în regim de coastă
În unele cazuri, frecvențele naturale ale suporturilor pot fi determinate prin măsurarea ciclică a amplitudinii și fazei de vibrație "pe coastă". La punerea în aplicare a acestei metode, rotorul instalat pe mașina examinată este accelerat inițial până la viteza maximă de rotație, după care antrenarea sa este deconectată, iar frecvența forței perturbatoare asociată cu dezechilibrul rotorului scade treptat de la maxim până la punctul de oprire.
În acest caz, frecvențele naturale ale suporturilor pot fi determinate de două caracteristici:
În cazul aparatelor din seria "Balanset", modul "Vibrometru" ("Balanset 1") sau modul "Balanset. Monitorizare" (modurile "Balanset 2C" și "Balanset 4") pot fi utilizate pentru a detecta frecvențele naturale ale obiectelor "pe coastă", permițând măsurători ciclice ale amplitudinii și fazei de vibrație la frecvența de rotație a rotorului.
În plus, software-ul "Balanset 1" include, în plus, un program specializat "Graphs. Coasting", care permite trasarea de grafice ale modificărilor amplitudinii și fazei vibrațiilor suportului pe coastă în funcție de modificarea frecvenței de rotație, facilitând semnificativ procesul de diagnosticare a rezonanțelor.
Trebuie remarcat faptul că, din motive evidente (a se vedea secțiunea 3.1.1), metoda de identificare a frecvențelor naturale ale suporturilor pe coastă poate fi utilizată numai în cazul studierii mașinilor de echilibrare cu rulmenți moi, în care frecvențele de lucru ale rotorului depășesc în mod semnificativ frecvențele naturale ale suporturilor în direcția transversală.
În cazul mașinilor cu rulmenți tari, în care frecvențele de lucru ale rotorului care excită vibrațiile suporturilor de pe coastă sunt semnificativ mai mici decât frecvențele naturale ale suporturilor, utilizarea acestei metode este practic imposibilă.
3.1.4. Recomandări practice pentru proiectarea și fabricarea suporturilor pentru mașinile de echilibrare 3.1.4.1. Mașini cu rulmenți moi cu arcuri cu plăci plate
Mai multe variante de proiectare a suporturilor pentru mașinile de echilibrare realizate cu arcuri plate au fost discutate mai sus în secțiunea 2.1 și ilustrate în figurile 2.7 - 2.9. Conform informațiilor noastre, astfel de modele sunt utilizate cel mai frecvent la mașinile destinate echilibrării arborilor de transmisie.
Ca exemplu, să luăm în considerare parametrii arcurilor utilizate de unul dintre clienți (LLC "Rost-Service", Sankt Petersburg) în fabricarea propriilor suporturi pentru mașini. Această mașină era destinată echilibrării arborilor de transmisie cu 2, 3 și 4 suporturi, cu o masă care nu depășește 200 kg. Dimensiunile geometrice ale arcurilor (înălțime * lățime * grosime) utilizate în suporturile axelor conducătoare și conduse ale mașinii, alese de client, au fost de 300, respectiv 3002003 mm.
Frecvența naturală a suportului neîncărcat, determinată experimental prin metoda de excitație prin impact folosind sistemul de măsurare standard al mașinii "Balanset 4", a fost de 11-12 Hz. La o astfel de frecvență naturală a vibrațiilor suporturilor, frecvența de rotație recomandată a rotorului echilibrat în timpul echilibrării nu ar trebui să fie mai mică de 22-24 Hz (1320 - 1440 RPM).
Dimensiunile geometrice ale arcurilor plate utilizate de același producător pe suporturile intermediare au fost de 2002003 mm. În plus, după cum au arătat studiile, frecvențele naturale ale acestor suporturi au fost mai mari, ajungând la 13-14 Hz.
Pe baza rezultatelor testelor, producătorii mașinii au fost sfătuiți să alinieze (egalizeze) frecvențele naturale ale axului și ale suporturilor intermediare. Acest lucru ar trebui să faciliteze selectarea intervalului de frecvențe de rotație operaționale ale arborilor de transmisie în timpul echilibrării și să evite eventualele instabilități ale citirilor sistemului de măsurare din cauza intrării suporturilor în zona vibrațiilor de rezonanță.
Metodele de reglare a frecvențelor naturale ale vibrațiilor suporturilor pe arcuri plate sunt evidente. Această ajustare poate fi realizată prin modificarea dimensiunilor geometrice sau a formei arcurilor plate, care se realizează, de exemplu, prin frezarea unor fante longitudinale sau transversale care reduc rigiditatea acestora.
După cum s-a menționat anterior, verificarea rezultatelor unei astfel de ajustări poate fi efectuată prin identificarea frecvențelor naturale ale vibrațiilor suporturilor, utilizând metodele descrise la punctele 3.1.3.1 și 3.1.3.2.
Figura 3.6 prezintă o versiune clasică a modelului clasic de suport pe arcuri plate, utilizat la una dintre mașinile sale de către A. Sinitsyn. După cum se arată în figură, suportul include următoarele componente:
Figura 3.6. Variația de proiectare a unui suport pe arcuri plate
Placa superioară 1 a suportului poate fi utilizată pentru montarea fusului sau a unui rulment intermediar. În funcție de scopul suportului, placa inferioară 4 poate fi fixată rigid pe ghidajele mașinii sau poate fi instalată pe glisiere mobile, permițând suportului să se deplaseze de-a lungul ghidajelor. Suportul 5 este utilizat pentru a instala un mecanism de blocare a suportului, permițând fixarea sigură a acestuia în timpul accelerării și decelerării rotorului echilibrat.
Arcurile plate pentru suporții mașinilor Soft Bearing trebuie să fie realizate din arcuri cu foi sau din oțel aliat de înaltă calitate. Nu se recomandă utilizarea oțelurilor structurale obișnuite cu o limită de elasticitate scăzută, deoarece acestea pot dezvolta deformări reziduale sub sarcini statice și dinamice în timpul funcționării, ceea ce duce la o reducere a preciziei geometrice a mașinii și chiar la pierderea stabilității suportului.
3.1.4.2. Suporți pentru mașini cu rulmenți moi cu suspensie pe arcuri în bandă
La proiectarea arcurilor în bandă utilizate pentru suspensiile de susținere, trebuie să se acorde atenție selectării grosimii și lățimii benzii de arc, care, pe de o parte, trebuie să reziste la sarcina statică și dinamică a rotorului pe suport și, pe de altă parte, trebuie să prevină posibilitatea unor vibrații de torsiune ale suspensiei de susținere, care se manifestă sub formă de deplasare axială.
În figurile 2.1 - 2.5 (a se vedea secțiunea 2.1), precum și în figurile 3.7 și 3.8 din prezenta secțiune sunt prezentate exemple de execuție structurală a mașinilor de echilibrare care utilizează suspensii cu arc în bandă.
Figura 3.7. Mașină pentru echilibrarea rotorilor motoarelor electrice, asamblată, dezvoltată de A. Mokhov.
Figura 3.8. Mașină pentru echilibrarea rotorilor turbopompelor, dezvoltată de G. Glazov (Bishkek)
3.1.4.3. Suporți de mașini cu rulmenți moi realizați cu ajutorul arcurilor cilindrice
În figura 3.9 este prezentat un exemplu de mașină de echilibrare Soft Bearing, în care se utilizează arcuri de compresie cilindrice în proiectarea suporturilor. Principalul dezavantaj al acestei soluții de proiectare este legat de gradele diferite de deformare a arcurilor în suporturile din față și din spate, care apar dacă sarcinile pe suporturi sunt inegale în timpul echilibrării rotorilor asimetrici. Acest lucru conduce în mod natural la o nealiniere a suporturilor și la o înclinare a axei rotorului în plan vertical. Una dintre consecințele negative ale acestui defect poate fi apariția unor forțe care determină deplasarea axială a rotorului în timpul rotației.
Fig. 3.9. Varianta de construcție a suportului de rulmenți moi pentru mașinile de echilibrare care utilizează arcuri cilindrice.
3.1.4.4. Suporți cu rulmenți tari pentru mașini După cum arată experiența noastră vastă cu clienții, o parte semnificativă a producătorilor de dispozitive de echilibrare autoprotejate au început recent să prefere mașinile cu rulmenți tari cu suporturi rigide. În secțiunea 2.2, figurile 2.16 - 2.18 prezintă fotografii ale diferitelor modele structurale de mașini care utilizează astfel de suporturi. O schiță tipică a unui suport rigid, elaborată de unul dintre clienții noștri pentru construcția mașinii lor, este prezentată în figura 3.10. Acest suport este format dintr-o placă de oțel plană cu o canelură în formă de P, care împarte în mod convențional suportul în părți "rigide" și "flexibile". Sub influența unei forțe de dezechilibru, partea "flexibilă" a suportului se poate deforma în raport cu partea sa "rigidă". Magnitudinea acestei deformări, determinată de grosimea suportului, de adâncimea canelurilor și de lățimea punții care leagă părțile "flexibilă" și "rigidă" ale suportului, poate fi măsurată cu ajutorul unor senzori corespunzători ai sistemului de măsurare al mașinii. Din cauza lipsei unei metode de calcul al rigidității transversale a unor astfel de suporturi, ținând cont de adâncimea h a canelurii în formă de P, de lățimea t a punții, precum și de grosimea r a suportului (a se vedea figura 3.10), acești parametri de proiectare sunt de obicei determinați experimental de către dezvoltatori.
Fig. 3.10. Schiță a suportului de rulmenți tari pentru mașina de echilibrare
În figurile 3.11 și 3.12 sunt prezentate fotografii care prezintă diverse implementări ale unor astfel de suporturi, fabricate pentru mașinile clienților noștri. Rezumând datele obținute de la mai mulți dintre clienții noștri care sunt producători de mașini, se pot formula cerințe privind grosimea suporturilor, stabilite pentru mașini de diferite dimensiuni și capacități de încărcare. De exemplu, pentru mașinile destinate să echilibreze rotoare cu o greutate cuprinsă între 0,1 și 50-100 kg, grosimea suportului poate fi de 20 mm.
Fig. 3.11. Suporți de rulmenți tari pentru mașina de echilibrare, fabricați de A. Sinitsyn
Fig. 3.12. Suport de rulmenți tari pentru mașina de echilibrat, fabricat de D. Krasilnikov
Pentru mașinile cu o masă a rotorului de echilibrare care nu depășește 300 - 500 kg, grosimea suportului poate fi mărită la 30 - 40 mm, iar pentru mașinile concepute pentru rotoare de echilibrare cu mase maxime cuprinse între 1000 și 3000 kg, grosimea suportului poate ajunge la 50 - 60 mm sau mai mult. După cum arată analiza caracteristicilor dinamice ale suporturilor menționate mai sus, frecvențele proprii de vibrație ale acestora, măsurate în plan transversal (planul de măsurare a deformațiilor relative ale părților "flexibile" și "rigide"), depășesc de obicei 100 Hz sau mai mult. Frecvențele naturale de vibrație ale suporturilor Hard Bearing în planul frontal, măsurate în direcția care coincide cu axa de rotație a rotorului echilibrat, sunt, de obicei, semnificativ mai mici. Și tocmai aceste frecvențe sunt cele care trebuie luate în considerare în primul rând atunci când se determină limita superioară a intervalului de frecvențe de funcționare pentru rotoarele rotative echilibrate pe mașină. După cum s-a menționat mai sus, determinarea acestor frecvențe poate fi realizată prin metoda de excitație prin impact descrisă în secțiunea 3.1.
3.2. Ansambluri de susținere a mașinilor de echilibrare 3.2.1. Principalele tipuri de ansambluri de susținere La fabricarea mașinilor de echilibrare atât cu rulmenți tari, cât și cu rulmenți moi, pot fi recomandate următoarele tipuri bine cunoscute de ansambluri de susținere, utilizate pentru instalarea și rotirea rotorilor echilibrați pe suporturi, inclusiv:
3.13. Variantă de execuție a ansamblului de susținere prismatică, utilizat la o mașină de echilibrare pentru turbine de automobile
Asamblări de susținere similare (a se vedea figura 3.8 de mai sus) sunt implementate, de exemplu, de G. Glazov în mașina sa, destinată, de asemenea, echilibrării turbinelor de automobile. Soluția tehnică originală a ansamblului de susținere prismatic, realizat din fluoroplastic (a se vedea figura 3.14), este propusă de SRL "Technobalance".
Fig. 3.14. Ansamblu de suport prismatic de către LLC "Technobalance"
Acest ansamblu de susținere special este format din două manșoane cilindrice 1 și 2, instalate în unghi unul față de celălalt și fixate pe axele de susținere. Rotorul echilibrat intră în contact cu suprafețele manșoanelor de-a lungul liniilor generatoare ale cilindrilor, ceea ce minimizează suprafața de contact dintre arborele rotorului și suport, reducând în consecință forța de frecare în suport. Dacă este necesar, în caz de uzură sau deteriorare a suprafeței suportului în zona de contact a acestuia cu arborele rotorului, se oferă posibilitatea de compensare a uzurii prin rotirea manșonului în jurul axei sale cu un anumit unghi. Trebuie remarcat faptul că, atunci când se utilizează ansambluri de susținere realizate din materiale nemetalice, este necesar să se prevadă posibilitatea structurală de împământare a rotorului echilibrat cu corpul mașinii, ceea ce elimină riscul apariției unor sarcini puternice de electricitate statică în timpul funcționării. Acest lucru, în primul rând, ajută la reducerea interferențelor și perturbațiilor electrice care pot afecta performanța sistemului de măsurare al mașinii și, în al doilea rând, elimină riscul ca personalul să fie afectat de acțiunea electricității statice.
3.2.1.2. Ansambluri de susținere a rolelor Aceste ansambluri sunt instalate de obicei pe suporturile mașinilor concepute pentru echilibrarea rotorilor cu mase care depășesc 50 de kilograme și mai mult. Utilizarea lor reduce semnificativ forțele de frecare în suporturi în comparație cu suporturile prismatice, facilitând rotația rotorului echilibrat. Ca exemplu, figura 3.15 prezintă o variantă de proiectare a unui ansamblu de susținere în care se utilizează role pentru poziționarea produsului. În această construcție, rulmenții standard sunt utilizați ca role 1 și 2, ale căror inele exterioare se rotesc pe axe staționare fixate în corpul suportului 3 al mașinii. Figura 3.16 prezintă o schiță a unui proiect mai complex al unui ansamblu de susținere a rolelor implementat în proiectul lor de către unul dintre producătorii autohtoni de mașini de echilibrat. După cum se observă din desen, pentru a crește capacitatea de încărcare a rolei (și, în consecință, a ansamblului de susținere în ansamblu), în corpul rolei 3 este instalată o pereche de rulmenți 1 și 2. Implementarea practică a acestui design, în ciuda tuturor avantajelor sale evidente, pare a fi o sarcină destul de complexă, asociată cu necesitatea fabricării independente a corpului de role 3, căreia i se impun cerințe foarte ridicate de precizie geometrică și caracteristici mecanice ale materialului.
Fig. 3.15. Exemplu de proiectare a ansamblului de susținere a rolelor
Fig. 3.16. Exemplu de proiectare a ansamblului de susținere a rulmenților cu doi rulmenți cu role
Figura 3.17 prezintă o variantă de proiectare a unui ansamblu de susținere cu role autoaliniatoare dezvoltat de specialiștii de la SRL "Technobalance". În acest proiect, capacitatea de autoaliniere a rolelor este obținută prin asigurarea acestora cu două grade suplimentare de libertate, permițând rolelor să efectueze mici mișcări unghiulare în jurul axelor X și Y. Astfel de ansambluri de susținere, care asigură o precizie ridicată în instalarea rotorilor echilibrați, sunt de obicei recomandate pentru utilizarea pe suporturile mașinilor de echilibrare grele.
Fig. 3.17. Exemplu de proiectare a ansamblului de susținere cu role auto-aliniatoare
După cum s-a menționat anterior, ansamblurile de suport cu role au, de obicei, cerințe destul de ridicate în ceea ce privește precizia de fabricație și rigiditatea. În special, toleranțele stabilite pentru rotunjirea radială a rolelor nu trebuie să depășească 3-5 microni.
În practică, acest lucru nu este întotdeauna realizat chiar și de către producătorii bine-cunoscuți. De exemplu, în timpul testării de către autor a rotunjimii radiale a unui set de ansambluri noi de suporturi de role, achiziționate ca piese de schimb pentru mașina de echilibrare model H8V, marca "K. Shenk", rotunjimea radială a rolelor acestora a atins 10-11 microni.
3.2.1.3. Ansambluri de susținere a axului
La echilibrarea rotorilor cu montare pe flanșă (de exemplu, arbori cardanici) pe mașini de echilibrare, fusurile sunt utilizate ca ansambluri de susținere pentru poziționarea, montarea și rotirea produselor echilibrate.
Fusurile sunt una dintre cele mai complexe și critice componente ale mașinilor de echilibrat, fiind în mare măsură responsabile pentru obținerea calității necesare de echilibrare.
Teoria și practica proiectării și fabricării huselor sunt destul de bine dezvoltate și sunt reflectate într-o gamă largă de publicații, printre care se numără monografia "Detalii și mecanisme ale mașinilor-unelte de tăiat metale" [1], editată de dr. ing. D.N. Reshetov, se evidențiază ca fiind cea mai utilă și accesibilă pentru proiectanți.
Printre principalele cerințe care trebuie luate în considerare în proiectarea și fabricarea axelor pentru mașini de echilibrat, trebuie să se acorde prioritate următoarelor:
a) Asigurarea unei rigidități ridicate a structurii ansamblului fusului, suficientă pentru a preveni deformările inacceptabile care pot apărea sub influența forțelor de dezechilibru ale rotorului echilibrat;
b) Asigurarea stabilității poziției axei de rotație a axei de rotație a fusului, caracterizată prin valorile admisibile ale deplasărilor radiale, axiale și axiale ale fusului;
c) Asigurarea unei rezistențe corespunzătoare la uzură a butucilor axului, precum și a suprafețelor de așezarea și de sprijin ale acestuia utilizate pentru montarea produselor echilibrate.
Punerea în practică a acestor cerințe este detaliată în secțiunea VI "Fuse și suporturile lor" din lucrarea [1].
În special, există metodologii de verificare a rigidității și a preciziei de rotație a axelor, recomandări pentru selectarea rulmenților, alegerea materialului pentru ax și a metodelor de întărire a acestuia, precum și multe alte informații utile pe această temă.
Lucrarea [1] notează că, în proiectarea axelor pentru majoritatea tipurilor de mașini-unelte de prelucrare a metalelor, se utilizează în principal o schemă cu două rulmenți.
Un exemplu de variantă constructivă a unei astfel de scheme cu două rulmenți utilizată la axele mașinilor de frezat (detalii se găsesc în lucrarea [1]) este prezentat în figura 3.18.
Această schemă este foarte potrivită pentru fabricarea fusurilor de mașini de echilibrat, ale căror exemple de variante de construcție sunt prezentate mai jos în figurile 3.19-3.22.
Figura 3.19 prezintă una dintre variantele de construcție a ansamblului axului conducător al unei mașini de echilibrat, care se rotește pe doi rulmenți radiali de împingere, fiecare dintre aceștia având propriile carcase independente 1 și 2. Pe arborele arborelui 3 al arborelui se montează o flanșă 4, destinată montării cu flanșă a unui arbore cardanic, și o scripete 5, utilizată pentru a transmite rotația către arborele de la motorul electric cu ajutorul unei transmisii cu curele în V.
Fig. 3.18. Schița unui ax de mașină de frezat cu doi rulmenți
Figura 3.19. Exemplu de proiectare a fusului pe două suporturi independente de rulmenți
Figurile 3.20 și 3.21 prezintă două modele strâns legate între ele de ansambluri de arbore conducător. În ambele cazuri, rulmenții axului sunt instalați într-o carcasă comună 1, care are o gaură axială transversală necesară pentru instalarea arborelui axului. La intrarea și la ieșirea din această gaură, carcasa are alezaje speciale (care nu sunt reprezentate în figuri), concepute pentru a primi rulmenți axiali radiali (cu role sau cu bile) și capace speciale cu flanșă 5, utilizate pentru a fixa inelele exterioare ale rulmenților.
Ca și în versiunea anterioară (a se vedea figura 3.19), pe arborele fusului este instalată o placă frontală 2, destinată montării cu flanșă a arborelui de acționare, și o scripete 3, utilizată pentru a transmite rotația la fus de la motorul electric prin intermediul unei curele de transmisie. De asemenea, pe arborele fusului este fixat un braț 4, care este utilizat pentru a determina poziția unghiulară a fusului, utilizată la instalarea greutăților de încercare și de corecție pe rotor în timpul echilibrării.
Figura 3.20. Exemplul 1 de proiectare a unui arbore conducător pe două suporți de rulmenți instalați într-o carcasă comună
Figura 3.21. Exemplul 2 de proiectare a unui arbore conducător pe două suporți de rulmenți instalați într-o carcasă comună
\
Figura 3.22. Exemplu de proiectare a unui arbore antrenat (spate)
Figura 3.22 prezintă o variantă de execuție a ansamblului fusului antrenat (spate) al unei mașini, care diferă de fusul față doar prin absența scripetelui de antrenare și a membrului, deoarece acestea nu sunt necesare.
După cum se vede în Figurile 3.20 - 3.22, ansamblurile de fusuri discutate mai sus sunt fixate pe suporturile Soft Bearing ale mașinilor de echilibrat cu ajutorul unor cleme (curele) speciale 6. Dacă este necesar, se pot folosi și alte metode de fixare, asigurându-se rigiditatea și precizia corespunzătoare în poziționarea ansamblului de fus pe suport.
Figura 3.23 ilustrează un model de montare cu flanșă similar cu acest ax, care poate fi utilizat pentru instalarea acestuia pe un suport Hard Bearing al unei mașini de echilibrare.
Figura 3.22. Exemplu de execuție a proiectării unui ax antrenat (spate)
Figura 3.22 prezintă o variantă de construcție a ansamblului de arbore condus (spate) al unei mașini, care diferă de arborele principal doar prin faptul că nu are scripete de antrenare și membrul datorită faptului că nu sunt necesare.
După cum se vede în Figurile 3.20 - 3.22, ansamblurile de arbore discutate sunt fixate pe suporturile de rulmenți moi ale mașinilor de echilibrat cu ajutorul unor cleme speciale (curele) 6. Atunci când este necesar, se pot folosi și alte metode de fixare care asigură rigiditatea și precizia corespunzătoare de poziționare a ansamblului de arbore pe suport.
Figura 3.23 prezintă proiectarea unei flanșe de fixare pentru un astfel de ax, care poate fi utilizată pentru instalarea acestuia pe un suport Hard Bearing al unei mașini de echilibrare.
3.1.4.3. Suporți de mașini cu rulmenți moi realizați cu ajutorul arcurilor cilindrice
Un exemplu de mașină de echilibrare Soft Bearing, în care se utilizează arcuri de compresie cilindrice în proiectarea suporturilor, este prezentat în Figura 3.9. Principalul dezavantaj al acestei soluții de proiectare este legat de valorile diferite de deformare a arcului la suporturile din față și din spate, care apare în cazul unor sarcini inegale pe suporturi la echilibrarea rotoarelor asimetrice. Acest lucru conduce în mod natural la o nealiniere a suporturilor și la o înclinare a axei rotorului în plan vertical. Una dintre consecințele negative ale acestui defect poate fi apariția unor forțe care determină deplasarea axială a rotorului în timpul rotației.
Figura 3.24. Schema de calcul utilizată pentru determinarea rigidității axei și a deplasării radiale a acesteia (3.4)
Y=P∗ + 1jB * (c+g)2+jB/jAc² ], fig (3.4)
unde:
Prin transformarea formulei 3.4, se obține valoarea calculată dorită a rigidității ansamblului axului jшп poate fi determinată: jшп = P / Y, kg/cm (3.5)
Având în vedere recomandările din lucrarea [1] pentru mașinile de echilibrare de dimensiuni medii, această valoare nu trebuie să fie mai mică de 50 kg/µm.
S-a observat anterior că principala influență asupra rigidității radiale a ansamblului fusului este exercitată de diametrul arborelui său, cu o creștere a căruia momentele de inerție J1 și J2 cresc în mod cvadrat și, în consecință (a se vedea ecuația 3.4), valoarea deplasării elastice Y a fusului sub sarcină scade.
După cum se vede din ecuația 3.4, rigiditatea fusului este, de asemenea, afectată de distanța dintre suporturi c și lungimea consolei sale g, a cărei optimizare în timpul proiectării îmbunătățește, de asemenea, în mod semnificativ calitatea ansamblului de arbore.
Trebuie remarcat faptul că, atunci când se proiectează arborele, trebuie să se acorde atenție și asigurării rigidității axiale a acestuia, care depinde în primul rând de rigiditatea axială a rulmenților arborelui și de rigiditatea carcasei acestuia.
Frecvența inerentă a vibrațiilor axului, care nu trebuie să fie mai mică de 500-600 Hz, este direct legată de rigiditatea ansamblurilor axului. Acest parametru poate fi determinat experimental cu ajutorul dispozitivelor din seria "Balanset" prin utilizarea metodei de excitație prin impact discutată anterior în secțiunea 3.1.3.1.
Având în vedere că determinarea parametrilor ansamblurilor de arbore reprezintă o provocare semnificativă pentru mulți dezvoltatori, aceștia sunt sfătuiți să utilizeze metoda de calcul grafic prezentată în lucrările [1] și [2], bazată pe utilizarea nomogramelor, care simplifică în mod semnificativ soluționarea acestei sarcini și reduce timpul de realizare a acesteia.
3.2.1.3.4. Asigurarea cerințelor de precizie pentru rotația arborelui
Precizia de rotație, împreună cu rigiditatea discutată mai sus, este o caracteristică critică a ansamblului axului unei mașini de echilibrare, care poate avea un impact semnificativ asupra calității echilibrării. Practica arată că precizia de rotație a unui ax depinde în mod direct de mai mulți factori, inclusiv:
În primul rând, producătorii trebuie să se concentreze asupra preciziei rulmenților pe care îi folosesc, deoarece impactul acestora asupra preciziei de rotație (rotunjirea radială) a unui ax cu doi rulmenți (a se vedea schema de calcul din Figura 3.24) poate fi estimată cu aproximație printr-un calcul de verificare efectuat cu ajutorul formulei 3.5.
Δ = ∆B + gc * (∆B + ∆A) (3.5)
unde:
3.2.1.3.5. Asigurarea cerințelor de echilibrare a fusului
Ansamblurile de arbore ale mașinilor de echilibrat trebuie să fie bine echilibrate, deoarece orice dezechilibru real se va transfera la rotorul care este echilibrat ca eroare suplimentară. La stabilirea toleranțelor tehnologice pentru dezechilibrul rezidual al fusului, se recomandă în general ca clasa de precizie a echilibrării acestuia să fie cu cel puțin 1 - 2 clase mai mare decât cea a produsului care este echilibrat pe mașină.
Având în vedere caracteristicile de proiectare ale axelor discutate mai sus, echilibrarea acestora trebuie efectuată în două planuri.
3.2.1.3.6. Asigurarea capacității de încărcare a rulmenților și a cerințelor de durabilitate pentru rulmenții axului
Atunci când se proiectează axele și se selectează dimensiunile rulmenților, este recomandabil să se evalueze preliminar durabilitatea și capacitatea de încărcare a rulmenților. Metodologia de efectuare a acestor calcule poate fi detaliată în ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Rulmenți cu rulmenți - Valori nominale de sarcină dinamică și durată de viață nominală" [3], precum și în numeroase manuale (inclusiv digitale) privind rulmenții.
3.2.1.3.7. Asigurarea cerințelor pentru încălzirea acceptabilă a rulmenților axului
Conform recomandărilor din lucrarea [1], încălzirea maximă admisă a inelelor exterioare ale rulmenților de fus nu trebuie să depășească 70°C. Cu toate acestea, pentru a asigura o echilibrare de înaltă calitate, încălzirea recomandată a inelelor exterioare nu trebuie să depășească 40 - 45°C.
3.2.1.3.8. Alegerea tipului de acționare cu curea și proiectarea scripetelui de acționare a axului
Atunci când se proiectează arborele de acționare al unei mașini de echilibrat, se recomandă să se asigure rotația acestuia cu ajutorul unei curele de transmisie plate. Un exemplu de utilizare corectă a unei astfel de transmisii pentru funcționarea fusului este prezentat în Figurile 3.20 și 3.23. Utilizarea transmisiilor cu curelelor trapezoidale sau a celor dințate nu este de dorit, deoarece acestea pot aplica sarcini dinamice suplimentare pe fus datorită inexactităților geometrice ale curelelor și ale scripeților, care, la rândul lor, pot duce la erori de măsurare suplimentare în timpul echilibrării. Cerințele recomandate pentru scripetele pentru curele de transmisie plate sunt prezentate în ISO 17383- 73 "Scripetele pentru curele de transmisie plate" [4].
Polița de acționare trebuie poziționată la capătul din spate al arborelui, cât mai aproape posibil de ansamblul de rulmenți (cu o depășire minimă posibilă). Decizia de proiectare pentru amplasarea în consolă a scripetelui, luată la fabricarea fusului prezentat în Figura 3.19, poate fi considerată nereușită, deoarece mărește semnificativ momentul de sarcină dinamică de acționare care acționează asupra suporturilor fusului.
Un alt dezavantaj semnificativ al acestui tip de construcție este utilizarea unei transmisii cu curea trapezoidală, ale cărei inexactități de fabricație și asamblare pot fi, de asemenea, o sursă de sarcină suplimentară nedorită pe ax.
3.3. Pat (cadru)
Patul este principala structură de susținere a mașinii de echilibrat, pe care se bazează principalele elemente ale acesteia, inclusiv stâlpii de susținere și motorul de acționare. Atunci când se selectează sau se fabrică patul unei mașini de echilibrare, este necesar să se asigure că acesta îndeplinește mai multe cerințe, inclusiv rigiditatea necesară, precizia geometrică, rezistența la vibrații și rezistența la uzură a ghidajelor sale.
Practica arată că, atunci când se fabrică mașini pentru nevoile proprii, se folosesc cel mai frecvent următoarele opțiuni de pat:
Figura 3.25 prezintă patul unei mașini de prelucrare a lemnului care a fost utilizat cu succes la fabricarea unei mașini destinate echilibrării arborilor cardanici.
Figura 3.25. Exemplu de utilizare a unui pat de mașină de prelucrare a lemnului uzat pentru fabricarea unei mașini de echilibrare a arborilor cardanici.
Figurile 3.26 și 3.27 prezintă exemple de utilizare a paturilor de strung, pe baza cărora au fost fabricate o mașină specializată Hard Bearing pentru echilibrarea șuruburilor de echilibrare și o mașină universală de echilibrare Soft Bearing pentru rotoare cilindrice. Pentru producătorii de bricolaj, astfel de soluții permit crearea unui sistem de susținere rigid pentru mașina de echilibrare cu un timp și costuri minime, pe care pot fi montate suporturi de susținere de diferite tipuri (atât Hard Bearing, cât și Soft Bearing). Principala sarcină a producătorului în acest caz este de a asigura (și de a restabili, dacă este necesar) precizia geometrică a ghidajelor mașinii pe care se vor baza standurile de susținere. În condiții de producție DIY, pentru a restabili precizia geometrică necesară a ghidajelor se utilizează de obicei răzuirea fină.
Figura 3.26. Exemplu de utilizare a unui pat de strung uzat pentru fabricarea unei mașini cu rulmenți tari pentru echilibrarea burghielor.
Figura 3.27. Exemplu de utilizare a unui pat de strung uzat pentru fabricarea unei mașini cu rulmenți moi pentru echilibrarea arborilor.
Figura 3.28 prezintă o versiune a unui pat asamblat, realizat din două canale. La fabricarea acestui pat se utilizează conexiuni cu șuruburi detașabile, ceea ce permite ca deformarea patului să fie redusă la minimum sau complet eliminată în timpul asamblării, fără operațiuni tehnologice suplimentare. Pentru a asigura o precizie geometrică adecvată a ghidajelor patului specificat, poate fi necesară o prelucrare mecanică (rectificare, frezare fină) a flanșelor superioare ale canalelor utilizate.
Figura 3.28. Exemplu de fabricare a unui pat asamblat din canale
Figurile 3.29 și 3.30 prezintă variante de paturi sudate, realizate, de asemenea, din două canale. Tehnologia de fabricare a acestor paturi poate necesita o serie de operațiuni suplimentare, cum ar fi tratamentul termic pentru a atenua tensiunile interne care apar în timpul sudării. Ca și în cazul paturilor asamblate, pentru a asigura o precizie geometrică adecvată a ghidajelor paturilor sudate, trebuie planificată o prelucrare mecanică (rectificare, frezare fină) a flanșelor superioare ale canalelor utilizate.
Figura 3.29. Exemplu de fabricare a unui pat sudat din canale
Figura 3.30. Exemplu de fabricare a unui pat sudat din canale
Recent, paturile realizate din beton polimeric cu straturi de amortizare a vibrațiilor au devenit foarte utilizate. Această tehnologie de fabricare a paturilor este bine descrisă online și poate fi implementată cu ușurință de către producătorii DIY. Datorită simplității relative și a costului redus de producție, aceste paturi prezintă mai multe avantaje esențiale față de omologii lor metalici:
În mod obișnuit, la fabricarea unor astfel de paturi, partea superioară a acestora este întărită cu inserții de oțel utilizate ca ghidaje pe care se bazează suporturile de susținere ale mașinii de echilibrat. Cu titlu de exemplu, în figura 3.31 este prezentată fotografia unei mașini de echilibrare a arborilor cardanici, fabricată de SRL "Technobalance", al cărei pat este realizat din beton polimeric.
Figura 3.31. Exemplu de pat de mașină de echilibrare realizat din beton polimeric
3.4. Acționări pentru mașini de echilibrare
După cum arată analiza soluțiilor de proiectare utilizate de clienții noștri în fabricarea mașinilor de echilibrare, aceștia se concentrează în principal pe utilizarea motoarelor de curent alternativ echipate cu acționări cu frecvență variabilă în timpul proiectării acționărilor. Această abordare permite o gamă largă de viteze de rotație reglabile pentru rotoarele echilibrate cu costuri minime. Puterea motoarelor de acționare principale utilizate pentru rotirea rotoarelor echilibrate este de obicei selectată în funcție de masa acestor rotoare și poate fi aproximativ:
Aceste motoare trebuie să fie montate în mod rigid pe patul mașinii sau pe fundația acesteia. Înainte de instalarea pe mașină (sau la locul de instalare), motorul principal de acționare, împreună cu scripetele montate pe arborele său de ieșire, trebuie să fie echilibrat cu atenție. Pentru a reduce interferențele electromagnetice cauzate de unitatea de acționare cu frecvență variabilă, se recomandă instalarea de filtre de rețea la intrarea și ieșirea acesteia. Acestea pot fi produse standard din comerț, furnizate de producătorii de unități sau filtre realizate în casă cu ajutorul unor inele de ferită.