1. Introducere

(De ce a fost nevoie să scriu această lucrare?)

O analiză a structurii consumului de dispozitive de echilibrare fabricate de SRL "Kinematics" (Vibromera) arată că aproximativ 30% dintre acestea sunt achiziționate pentru a fi utilizate ca sisteme staționare de măsurare și calcul pentru mașini și/sau standuri de echilibrare. Este posibil să se identifice două grupuri de consumatori (clienți) ai echipamentelor noastre.

Primul grup include întreprinderi specializate în producția în masă de mașini de echilibrare și în vânzarea acestora către clienți externi. Aceste întreprinderi angajează specialiști cu înaltă calificare, cu cunoștințe aprofundate și experiență vastă în proiectarea, fabricarea și exploatarea diferitelor tipuri de mașini de echilibrare. Provocările care apar în interacțiunile cu acest grup de consumatori sunt cel mai adesea legate de adaptarea sistemelor noastre de măsurare și a software-ului la mașinile existente sau nou dezvoltate, fără a aborda problemele legate de execuția structurală a acestora.

Cel de-al doilea grup este format din consumatori care dezvoltă și produc mașini (standuri) pentru propriile nevoi. Această abordare se explică în principal prin dorința producătorilor independenți de a-și reduce propriile costuri de producție, care, în unele cazuri, pot scădea de două-trei ori sau mai mult. Acest grup de consumatori este adesea lipsit de experiență adecvată în crearea de mașini și, de obicei, se bazează în activitatea lor pe utilizarea bunului simț, a informațiilor de pe internet și a oricăror analogii disponibile.

Interacțiunea cu acestea ridică multe întrebări, care, pe lângă informațiile suplimentare despre sistemele de măsurare ale mașinilor de echilibrare, acoperă o gamă largă de aspecte legate de execuția structurală a mașinilor, metodele de instalare a acestora pe fundație, selectarea acționărilor și obținerea unei precizii de echilibrare corespunzătoare etc.

Având în vedere interesul semnificativ manifestat de un grup mare de consumatori ai noștri pentru problemele legate de fabricarea independentă a mașinilor de echilibrare, specialiștii de la SRL "Kinematics" (Vibromera) au pregătit o compilație cu comentarii și recomandări la cele mai frecvente întrebări.

2. Tipuri de mașini de echilibrare (standuri) și caracteristicile lor de proiectare

O mașină de echilibrat este un dispozitiv tehnologic conceput pentru a elimina dezechilibrul static sau dinamic al rotoarelor în diverse scopuri. Aceasta încorporează un mecanism care accelerează rotorul echilibrat la o frecvență de rotație specificată și un sistem specializat de măsurare și calcul care determină masele și amplasarea greutăților corective necesare pentru a compensa dezechilibrul rotorului.

Construcția părții mecanice a mașinii constă de obicei dintr-un cadru de bază pe care sunt instalați stâlpi de susținere (lagăre). Aceștia sunt utilizați pentru a monta produsul echilibrat (rotorul) și includ o acționare destinată rotirii rotorului. În timpul procesului de echilibrare, care se efectuează în timp ce produsul se rotește, senzorii sistemului de măsurare (al căror tip depinde de designul mașinii) fie înregistrează vibrații în lagăre, fie forțe la lagăre.

Datele obținute în acest mod permit determinarea maselor și a locurilor de instalare a greutăților de corecție necesare pentru a compensa dezechilibrul.

În prezent, două tipuri de modele de mașini de echilibrare (standuri) sunt cele mai răspândite:

• Mașini cu rulmenți moi (cu suporturi flexibile);
• Mașini cu rulmenți tari (cu suporturi rigide).

2.1. Mașini și standuri cu rulmenți moi

Caracteristica fundamentală a mașinilor de echilibrat cu rulmenți moi (standuri) este aceea că au suporturi relativ flexibile, realizate pe bază de suspensii cu arc, cărucioare montate pe arc, suporturi cu arc plat sau cilindric etc. Frecvența naturală a acestor suporturi este de cel puțin 2-3 ori mai mică decât frecvența de rotație a rotorului echilibrat montat pe ele. Un exemplu clasic de execuție structurală a suporturilor flexibile Soft Bearing poate fi văzut în suportul mașinii model DB-50, a cărei fotografie este prezentată în figura 2.1.

Figura 2.1. Suportul mașinii de echilibrare model DB-50.

După cum se arată în figura 2.1, cadrul mobil (glisorul) 2 este fixat pe stâlpii staționari 1 ai suportului cu ajutorul unei suspensii pe arcuri în bandă 3. Sub influența forței centrifuge provocate de dezechilibrul rotorului instalat pe suport, căruciorul (glisorul) 2 poate efectua oscilații orizontale în raport cu stâlpul fix 1, care sunt măsurate cu ajutorul unui senzor de vibrații.

Execuția structurală a acestui suport asigură obținerea unei frecvențe naturale scăzute a oscilațiilor căruciorului, care poate fi de aproximativ 1-2 Hz. Acest lucru permite echilibrarea rotorului pe o gamă largă de frecvențe de rotație a acestuia, începând de la 200 RPM. Această caracteristică, împreună cu simplitatea relativă a fabricării unor astfel de suporturi, face ca acest design să fie atractiv pentru mulți dintre consumatorii noștri care fabrică mașini de echilibrare pentru nevoile proprii de diverse scopuri.

Figura 2.2. Suport moale al mașinii de echilibrare, fabricat de "Polymer LTD", Makhachkala

Figura 2.2 prezintă o fotografie a unei mașini de echilibrat Soft Bearing cu suporturi din arcuri de suspensie, fabricată pentru nevoile interne la "Polymer LTD" din Mahachkala. Mașina este proiectată pentru echilibrarea rolelor utilizate în producția de materiale polimerice.

Figura 2.3 prezintă o fotografie a unei mașini de balansat cu o suspensie cu bandă similară pentru cărucior, destinată echilibrării uneltelor specializate.

Figurile 2.4.a și 2.4.b prezintă fotografii ale unei mașini Soft Bearing de casă pentru echilibrarea arborilor de transmisie, ale cărei suporturi sunt realizate, de asemenea, cu arcuri de suspensie în bandă.

Figura 2.5 prezintă o fotografie a unei mașini Soft Bearing proiectate pentru echilibrarea turbocompresoarelor, cu suporturile cărucioarelor sale suspendate, de asemenea, pe arcuri cu bandă. Mașina, fabricată pentru uzul privat al lui A. Shahgunyan (Sankt Petersburg), este echipată cu sistemul de măsurare "Balanset 1".

Conform producătorului (a se vedea figura 2.6), această mașină oferă capacitatea de a echilibra turbine cu un dezechilibru rezidual care nu depășește 0,2 g*mm.

Figura 2.3. Mașină cu rulmenți moi pentru echilibrarea uneltelor cu suspensie de susținere pe arcuri în bandă

Figura 2.4.a. Mașină cu rulmenți moi pentru echilibrarea arborilor de transmisie (mașină asamblată)

Figura 2.4.b. Mașină cu rulmenți moi pentru echilibrarea arborilor de transmisie cu suporturi de cărucior suspendate pe arcuri în bandă. (Suport pentru arborele de conducere cu suspensie cu bandă de primăvară)

Figura 2.5. Mașină cu rulmenți moi pentru echilibrarea turbocompresoarelor cu suporturi pe arcuri în bandă, fabricată de A. Shahgunyan (Sankt Petersburg)

Figura 2.6. Copie de ecran a sistemului de măsurare 'Balanset 1' care prezintă rezultatele echilibrării rotorului turbinei pe mașina lui A. Shahgunyan

În plus față de versiunea clasică a suporturilor pentru mașini de echilibrare Soft Bearing discutată mai sus, s-au răspândit și alte soluții structurale.

Figura 2.7 și 2.8 Fotografii cu mașini de echilibrat pentru arbori de transmisie, ale căror suporturi sunt realizate pe bază de arcuri plate (cu plăci). Aceste mașini au fost fabricate pentru nevoile proprii ale întreprinderii private "Dergacheva" și respectiv SRL "Tatcardan" ("Kinetics-M").

Mașinile de echilibrare cu rulmenți moi, cu astfel de suporturi, sunt adesea reproduse de producătorii amatori datorită simplității și fabricabilității lor relative. Aceste prototipuri sunt, în general, fie mașini din seria VBRF de la "K. Schenck", fie mașini similare de producție internă.

Mașinile prezentate în figurile 2.7 și 2.8 sunt concepute pentru echilibrarea arborilor de transmisie cu două, trei și patru suporturi. Ele au o construcție similară, inclusiv:

• un cadru de pat sudat 1, bazat pe două grinzi I conectate prin nervuri transversale;
• un suport fix (frontal) pentru fusul fix 2;
• un suport mobil (spate) al axului 3;
• unul sau două suporturi mobile (intermediare) 4. Suporții 2 și 3 adăpostesc unitățile de arbore 5 și 6, destinate montării arborelui de acționare echilibrat 7 pe mașină.

Figura 2.7. Mașină de echilibrat arbori de transmisie cu rulmenți moi, realizată de întreprinderea privată "Dergacheva", cu suporturi pe arcuri plate (cu placă).

Figura 2.8. Mașină cu rulmenți moi pentru echilibrarea arborilor de transmisie de la SRL "Tatcardan" ("Kinetics-M") cu suporturi pe arcuri plate

Pe toate suporturile sunt instalați senzori de vibrații 8, care sunt utilizați pentru a măsura oscilațiile transversale ale suporturilor. Arborele conducător 5, montat pe suportul 2, este rotit de un motor electric prin intermediul unei curele de transmisie.

Figurile 2.9.a și 2.9.b prezintă fotografii ale suportului mașinii de echilibrare, care se bazează pe arcuri plate.

Figura 2.9. Suportul mașinii de echilibrare cu rulmenți moi cu arcuri plate

• a) Vedere laterală;
• b) Vedere din față

Având în vedere că producătorii amatori folosesc frecvent astfel de suporturi în proiectele lor, este util să examinăm mai în detaliu caracteristicile construcției acestora. După cum se arată în figura 2.9.a, acest suport este format din trei componente principale:

• Placa de suport inferioară 1: În cazul suportului frontal al fusului, placa este fixată rigid pe ghidaje; în cazul suporturilor intermediare sau al suporturilor posterioare ale fusului, placa inferioară este concepută ca un cărucior care se poate deplasa de-a lungul ghidajelor cadrului.
• Placa de susținere superioară 2, pe care sunt montate unitățile de susținere (suporturi cu role 4, axe, rulmenți intermediari etc.).
• Două arcuri plate 3, conectarea plăcilor de rulmenți inferioară și superioară.

Pentru a preveni riscul de vibrații crescute ale suporturilor în timpul funcționării, care pot apărea în timpul accelerării sau decelerării rotorului echilibrat, suporturile pot include un mecanism de blocare (a se vedea figura 2.9.b). Acest mecanism constă dintr-un suport rigid 5, care poate fi angajat de un blocaj excentric 6 conectat la unul dintre arcurile plate ale suportului. Atunci când dispozitivul de blocare 6 și suportul 5 sunt angrenate, suportul este blocat, eliminând riscul de vibrații crescute în timpul accelerării și decelerării.

Atunci când proiectează suporturi realizate cu arcuri plate (cu plăci), producătorul mașinii trebuie să evalueze frecvența oscilațiilor naturale ale acestora, care depinde de rigiditatea arcurilor și de masa rotorului echilibrat. Cunoașterea acestui parametru îi permite proiectantului să aleagă în mod conștient gama de frecvențe de rotație operaționale ale rotorului, evitând pericolul de oscilații rezonante ale suporturilor în timpul echilibrării.

Recomandările pentru calcularea și determinarea experimentală a frecvențelor proprii de oscilații ale suporturilor, precum și a altor componente ale mașinilor de echilibrare, sunt discutate în secțiunea 3.

După cum s-a menționat anterior, simplitatea și manufacturabilitatea construcției suportului care utilizează arcuri plate (cu plăci) atrage amatorii de mașini de echilibrare în diverse scopuri, inclusiv mașini pentru echilibrarea arborelui cotit, rotoarelor turbocompresoarelor pentru automobile etc.

Ca exemplu, Figurile 2.10.a și 2.10.b prezintă o schiță generală a unei mașini proiectate pentru echilibrarea rotoarelor turbocompresoarelor. Această mașină a fost fabricată și este utilizată pentru nevoi interne la SRL-ul "SuraTurbo" din Penza.

2.10.a. Mașină pentru echilibrarea rotorilor turbocompresorului (vedere laterală)

2.10.b. Mașină pentru echilibrarea rotorilor turbocompresorului (vedere din partea suportului frontal)

În plus față de mașinile de echilibrare Soft Bearing discutate anterior, se creează uneori standuri Soft Bearing relativ simple. Aceste standuri permit o echilibrare de înaltă calitate a mecanismelor rotative în diverse scopuri, cu costuri minime.

Mai jos sunt prezentate câteva astfel de suporturi, construite pe baza unei plăci (sau a unui cadru) plate, fixate pe arcuri cilindrice de compresie. Aceste arcuri sunt de obicei selectate astfel încât frecvența naturală a oscilațiilor plăcii cu mecanismul echilibrat instalat pe ea să fie de 2 până la 3 ori mai mică decât frecvența de rotație a rotorului acestui mecanism în timpul echilibrării.

Figura 2.11 prezintă o fotografie a unui suport pentru echilibrarea roților abrazive, fabricat pentru producția internă de către P. Asharin.

Figura 2.11. Suport pentru echilibrarea discurilor abrazive

Standul este format din următoarele componente principale:

• Planșa 1, montate pe patru arcuri cilindrice 2;
• Motor electric 3, al cărui rotor servește, de asemenea, drept ax, pe care este montat un mandrină 4, utilizat pentru instalarea și fixarea roții abrazive pe ax.

O caracteristică cheie a acestui suport este includerea unui senzor de impuls 5 pentru unghiul de rotație al rotorului motorului electric, care este utilizat ca parte a sistemului de măsurare al suportului ("Balanset 2C") pentru a determina poziția unghiulară pentru îndepărtarea masei corective de pe discul abraziv.

Figura 2.12 prezintă o fotografie a unui suport utilizat pentru echilibrarea pompelor de vid. Acest suport a fost dezvoltat la comandă de către SA "Uzina de Măsurare".

Figura 2.12. Suport pentru echilibrarea pompelor de vid de la SA "Measurement Plant"

La baza acestui stand se află și Planșa 1, montate pe arcuri cilindrice 2. Pe placa 1, este instalată o pompă de vid 3, care are propriul său sistem de acționare electrică capabil să varieze viteze foarte mari, de la 0 la 60.000 de rotații pe minut. Pe carcasa pompei sunt montați senzori de vibrații 4, care sunt utilizați pentru a măsura vibrațiile în două secțiuni diferite, la înălțimi diferite.

Pentru sincronizarea procesului de măsurare a vibrațiilor cu unghiul de rotație al rotorului pompei, pe suport se utilizează un senzor laser pentru unghiul de fază 5. În ciuda construcției externe aparent simpliste a unor astfel de suporturi, aceasta permite obținerea unei echilibrări de foarte înaltă calitate a rotorului pompei.

De exemplu, la frecvențe de rotație subcritice, dezechilibrul rezidual al rotorului pompei îndeplinește cerințele stabilite pentru clasa de calitate a echilibrării G0.16 conform ISO 1940-1-2007 "Vibrații. Cerințe pentru calitatea echilibrării rotoarelor rigide. Partea 1. Determinarea dezechilibrului admisibil"."

Vibrația reziduală a carcasei pompei obținută în timpul echilibrării la viteze de rotație de până la 8.000 RPM nu depășește 0,01 mm/sec.

Standurile de echilibrare fabricate în conformitate cu schema descrisă mai sus sunt, de asemenea, eficiente în echilibrarea altor mecanisme, cum ar fi ventilatoarele. Exemple de suporturi concepute pentru echilibrarea ventilatoarelor sunt prezentate în figurile 2.13 și 2.14.

Figura 2.13. Suport pentru echilibrarea rotoarelor de ventilator

Calitatea echilibrării ventilatoarelor obținută pe astfel de suporturi este destul de ridicată. Potrivit specialiștilor de la "Atlant-project" SRL, pe suportul proiectat de aceștia pe baza recomandărilor de la "Kinematics" SRL (vezi Fig. 2.14), nivelul vibrațiilor reziduale obținut la echilibrarea ventilatoarelor a fost de 0,8 mm/sec. Aceasta este de peste trei ori mai bună decât toleranța stabilită pentru ventilatoarele din categoria BV5 conform standardului ISO 31350-2007 "Vibrații. Ventilatoare industriale. Cerințe privind vibrațiile produse și calitatea echilibrării"."

Figura 2.14. Suport pentru echilibrarea rotoarelor ventilatorului pentru echipamente antiexplozie de la "Atlant-project" SRL, Podolsk

Date similare obținute la SA "Fabrica de ventilatoare Lissant" arată că astfel de suporturi, utilizate în producția de serie a ventilatoarelor de conductă, au asigurat în mod constant o vibrație reziduală care nu depășește 0,1 mm/s.

2.2. Mașini cu rulmenți tari

Mașinile de echilibrare cu rulmenți tari diferă de mașinile cu rulmenți moi discutate anterior prin proiectarea suporturilor lor. Suporturile lor sunt realizate sub forma unor plăci rigide cu fante complicate (decupaje). Frecvențele naturale ale acestor suporturi depășesc în mod semnificativ (de cel puțin 2-3 ori) frecvența maximă de rotație a rotorului echilibrat pe mașină.

Mașinile cu rulmenți tari sunt mai versatile decât cele cu rulmenți moi, deoarece permit de obicei o echilibrare de înaltă calitate a rotoarelor pe o gamă mai largă de caracteristici de masă și dimensionale ale acestora. Un avantaj important al acestor mașini este, de asemenea, faptul că ele permit echilibrarea de înaltă precizie a rotorilor la viteze de rotație relativ mici, care pot fi cuprinse între 200-500 RPM și mai mici.

Figura 2.15 Figura 2.15 prezintă o fotografie a unei mașini de echilibrat cu rulmenți duri tipice, fabricată de "K. Schenk". Din această figură, este evident că părțile individuale ale suportului, formate de canelurile complicate, au rigiditate variabilă. Sub influența forțelor de dezechilibru ale rotorului, acest lucru poate duce la deformări (deplasări) ale unor părți ale suportului față de altele. (În Figura 2.15, partea mai rigidă a suportului este evidențiată cu o linie punctată roșie, iar partea sa relativ flexibilă este cu albastru).

Pentru a măsura aceste deformări relative, mașinile Hard Bearing pot utiliza fie senzori de forță, fie senzori de vibrații foarte sensibili de diferite tipuri, inclusiv senzori de deplasare a vibrațiilor fără contact.

Figura 2.15. Mașină de echilibrare cu lagăre rigide de "K. Schenk"

După cum indică analiza solicitărilor primite de la clienți pentru instrumentele din seria "Balanset", interesul pentru fabricarea de mașini cu rulmenți duri pentru uz intern a fost în continuă creștere. Acest lucru este facilitat de difuzarea pe scară largă a informațiilor publicitare despre caracteristicile de proiectare ale mașinilor de echilibrare autohtone, care sunt utilizate de producătorii amatori ca analogi (sau prototipuri) pentru propriile dezvoltări.

Să luăm în considerare câteva variante ale mașinilor Hard Bearing fabricate pentru nevoile interne ale unui număr de consumatori ai instrumentelor din seria "Balanset".

Figurile 2.16.a - 2.16.d Se prezintă fotografii ale unei mașini cu lagăre rigide proiectate pentru echilibrarea arborilor de transmisie, fabricată de N. Obyedkov (orașul Magnitogorsk). După cum se vede în Fig. 2.16.a, mașina constă dintr-un cadru rigid 1, pe care sunt instalate suporturi 2 (două axe și două intermediare). Axul principal 3 al mașinii este rotit de un motor electric asincron 4 prin intermediul unei transmisii cu curea. Un regulator de frecvență 6 este utilizat pentru a controla viteza de rotație a motorului electric 4. Mașina este echipată cu sistemul de măsurare și calcul "Balanset 4" 5, care include o unitate de măsurare, un computer, patru senzori de forță și un senzor de unghi de fază (senzorii nu sunt prezentați în Fig. 2.16.a).

Figura 2.16.a. Mașină cu rulmenți tari pentru echilibrarea arborilor de transmisie, fabricată de N. Obyedkov (Magnitogorsk)

Figura 2.16.b prezintă o fotografie a suportului frontal al mașinii cu axul de conducere 3, care este acționat, după cum s-a menționat anterior, de o curea de transmisie de la un motor electric asincron 4. Acest suport este montat rigid pe cadru.

Figura 2.16.b. Suportul frontal (din față) al fusului.

Figura 2.16.c prezintă o fotografie a unuia dintre cele două suporturi intermediare mobile ale mașinii. Acest suport se sprijină pe glisierele 7, permițând deplasarea sa longitudinală de-a lungul ghidajelor cadrului. Acest suport include un dispozitiv special 8, conceput pentru instalarea și reglarea înălțimii rulmentului intermediar al arborelui de transmisie echilibrat.

Figura 2.16.c. Suport mobil intermediar al mașinii

Figura 2.16.d prezintă o fotografie a suportului posterior (acționat) al axului, care, la fel ca suporturile intermediare, permite mișcarea de-a lungul ghidajelor cadrului mașinii.

Figura 2.16.d. Suportul arborelui din spate (antrenat).

Toate suporturile discutate mai sus sunt plăci verticale montate pe baze plate. Plăcile prezintă fante în formă de T (a se vedea figura 2.16.d), care împart suportul într-o parte interioară 9 (mai rigidă) și o parte exterioară 10 (mai puțin rigidă). Rigiditatea diferită a părților interioară și exterioară a suportului poate duce la deformarea relativă a acestor părți sub acțiunea forțelor de dezechilibru din partea rotorului echilibrat.

Senzorii de forță sunt utilizați în mod obișnuit pentru a măsura deformarea relativă a suporturilor în mașinile artizanale. Un exemplu de instalare a unui senzor de forță pe suportul unei mașini de echilibrare Hard Bearing este prezentat în figura 2.16.e. După cum se vede în această figură, senzorul de forță 11 este presat pe suprafața laterală a părții interioare a suportului de un șurub 12, care trece printr-un orificiu filetat în partea exterioară a suportului.

Pentru a asigura o presiune uniformă a șurubului 12 pe întregul plan al senzorului de forță 11, între acesta și senzor este plasată o șaibă plată 13.

Figura 2.16.d. Exemplu de instalare a senzorului de forță pe un suport.

În timpul funcționării mașinii, forțele de dezechilibru ale rotorului echilibrat acționează prin intermediul unităților de susținere (axuri sau lagăre intermediare) asupra părții exterioare a suportului, care începe să se miște ciclic (să se deformeze) față de partea sa interioară la frecvența de rotație a rotorului. Acest lucru are ca rezultat o forță variabilă care acționează asupra senzorului 11, proporțională cu forța de dezechilibru. Sub influența acesteia, la ieșirea senzorului de forță se generează un semnal electric proporțional cu magnitudinea dezechilibrului rotorului.

Semnalele de la senzorii de forță, instalați pe toți suporturile, sunt introduse în sistemul de măsurare și calcul al mașinii, unde sunt utilizate pentru a determina parametrii greutăților corective.

Figura 2.17.a. prezintă o fotografie a unei mașini de echilibrat cu rulmenți duri extrem de specializate, utilizată pentru echilibrarea arborilor cu "șurub". Această mașină a fost fabricată pentru uz intern la SRL "Ufatverdosplav".

După cum se vede în figură, mecanismul de rotire a mașinii are o construcție simplificată, care constă din următoarele componente principale:

• Cadru sudat 1, care servește drept pat;
• Două suporturi staționare 2, fixat rigid pe cadru;
• Motor electric 3, care antrenează arborele echilibrat (șurubul) 5 prin intermediul unei curele de transmisie 4.

Figura 2.17.a. Mașină cu lagăre rigide pentru arbori cu șuruburi de echilibrare, fabricată de SRL "Ufatverdosplav"

Suporții 2 ai mașinii sunt plăci de oțel instalate vertical cu fante în formă de T. În partea superioară a fiecărui suport se află role de susținere fabricate cu ajutorul rulmenților, pe care se rotește arborele echilibrat 5.

Pentru măsurarea deformării suporturilor, care apare sub acțiunea dezechilibrului rotorului, se utilizează senzori de forță 6 (vezi Fig. 2.17.b), care sunt instalați în fantele suporturilor. Acești senzori sunt conectați la dispozitivul "Balanset 1", care este utilizat pe această mașină ca sistem de măsurare și calcul.

În ciuda simplității relative a mecanismului de rotație al mașinii, acesta permite o echilibrare de calitate suficient de înaltă a șuruburilor, care, așa cum se vede în Fig. 2.17.a., au o suprafață elicoidală complexă.

Conform SRL-ului "Ufatverdosplav", dezechilibrul inițial al șurubului a fost redus de aproape 50 de ori la această mașină în timpul procesului de echilibrare.

Figura 2.17.b. Suport de mașină cu rulmenți tari pentru echilibrarea arborilor cu șuruburi cu senzor de forță

Dezechilibrul rezidual obținut a fost de 3552 g*mm (19,2 g la o rază de 185 mm) în primul plan al șurubului și de 2220 g*mm (12,0 g la o rază de 185 mm) în al doilea plan. Pentru un rotor cu o greutate de 500 kg și care funcționează la o frecvență de rotație de 3500 RPM, acest dezechilibru corespunde clasei G6.3 conform ISO 1940-1-2007, care îndeplinește cerințele stabilite în documentația sa tehnică.

Un design original (vezi Fig. 2.18), care implică utilizarea unei singure baze pentru instalarea simultană a suporturilor pentru două mașini de echilibrare Hard Bearing de dimensiuni diferite, a fost propus de SV Morozov. Avantajele evidente ale acestei soluții tehnice, care permit minimizarea costurilor de producție ale producătorului, includ:

• Economisirea spațiului de producție;
• Utilizarea unui singur motor electric cu un sistem de acționare cu frecvență variabilă pentru funcționarea a două mașini diferite;
• Utilizarea unui singur sistem de măsurare pentru operarea a două mașini diferite.

Figura 2.18. Mașină de echilibrare cu lagăre rigide ("Tandem"), fabricată de SV Morozov

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 ale suporturilor cu lagăre moi și dure pentru mașinile de echilibrare. Un parametru crucial pe care proiectanții trebuie să îl ia în considerare la proiectarea și fabricarea acestor suporturi este frecvența lor naturală de oscilație. Acest lucru este important deoarece măsurarea nu numai a amplitudinii vibrației (deformarea ciclică) a suporturilor, ci și a fazei vibrației este necesară pentru calcularea parametrilor greutăților corective de către sistemele de măsurare și calcul ale mașinii.

Dacă frecvența naturală a unui suport coincide cu frecvența de rotație a rotorului echilibrat (rezonanța suportului), măsurarea precisă a amplitudinii și fazei vibrației este practic imposibilă. Acest lucru este ilustrat clar în graficele care prezintă modificările amplitudinii și fazei oscilațiilor suportului în funcție de frecvența de rotație a rotorului echilibrat (vezi 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 lagăre dure, limita superioară a frecvențelor de funcționare ale rotorului ar trebui să fie (cel puțin) de 2-3 ori mai mică decât frecvența naturală a suportului. Pentru mașinile cu lagăre moi, limita inferioară a frecvențelor de funcționare admise 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.

• Ад - Amplitudinea vibrațiilor dinamice ale suportului;
• e = m*r / M - Dezechilibru specific al rotorului echilibrat;
• m - Masa dezechilibrată a rotorului;
• M - Masa rotorului;
• r - Raza la care masa dezechilibrată este situată pe rotor;
• fp - Frecvența de rotație a rotorului;
• fo - Frecvența naturală a vibrațiilor suportului

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.

Masa M utilizată în calculul pentru un rotor simetric cu rulmenți intermediari poate fi aproximată prin formula 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).

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).

3.1.3. Metode experimentale de determinare a frecvențelor proprii ale suporturilor

Având în vedere că calculul frecvențelor naturale ale suporturilor, menționat mai sus, efectuat folosind o metodă simplificată, poate duce la erori semnificative, majoritatea dezvoltatorilor amatori preferă să determine acești parametri prin metode experimentale. Pentru aceasta, 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 convertite într-un semnal electric de către senzor, care este apoi trimis către un instrument de măsurare, cum ar fi intrarea unui analizor de spectru. Acest instrument înregistrează funcția de timp și spectrul procesului vibrațional de descreștere (vezi Fig. 3.4), a cărui analiză permite determinarea frecvenței (frecvențelor) vibrațiilor proprii ale obiectului.

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 vibrațiilor "pe coastă". În implementarea acestei metode, rotorul instalat pe mașina examinată este inițial accelerat până la viteza maximă de rotație, după care acționarea sa este deconectată, iar frecvența forței perturbatoare asociate 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:

• Printr-un salt local în amplitudinea vibrațiilor observat în zonele de rezonanță;
• Printr-o schimbare bruscă (până la 180°) a fazei de vibrație observată în zona de salt de amplitudine.

În dispozitivele din seria "Balanset", modul "Vibrometru" ("Balanset 1") sau modul "Monitorizare echilibrare" ("Balanset 2C" și "Balanset 4") poate fi utilizat pentru a detecta frecvențele naturale ale obiectelor "de pe coastă", permițând măsurători ciclice ale amplitudinii și fazei vibrației la frecvența de rotație a rotorului.

În plus, software-ul "Balanset 1" include și un mod specializat "Graphs. Coasting" (Grafice. Rotație liberă), care permite trasarea graficelor modificărilor amplitudinii și fazei vibrațiilor suport pe coastă în funcție de schimbarea 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

3.1.2. 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:

• În direcția transversală a suporturilor, care coincide cu direcția de măsurare a vibrațiilor acestora cauzate de forțele de dezechilibru ale rotorului;
• În direcția axială, care coincide cu axa de rotație a rotorului echilibrat montat pe suporturile mașinii.

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 specificul instalării mașinii pe fundație. Această metodă nu este discutată în această publicație. Analiza formulei 3.1 permite câteva 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 masei sale. Creșterea rigidității crește frecvența naturală a suportului, în timp ce creșterea masei o scade. Aceste modificări au o relație neliniară, pătratic-inversă. De exemplu, dublarea rigidității suportului crește frecvența sa naturală doar cu un factor de 1,4. În mod similar, dublarea masei părții mobile a suportului reduce frecvența sa naturală doar cu un factor de 1,4.

3.1.4.1. Mașini cu rulmenți moi cu arcuri cu plăci plate

Mai multe variante de proiectare ale suporturilor mașinilor 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 cel mai frecvent utilizate la mașinile destinate echilibrării arborilor de transmisie.

De exemplu, să luăm în considerare parametrii arcurilor utilizați de unul dintre clienți (LLC "Rost-Service", Sankt Petersburg) în fabricarea propriilor suporturi de mașină. Această mașină a fost destinată echilibrării arborilor de acționare 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 conducător și acționat ale mașinii, alese de client, au fost respectiv 300 * 200 * 3 mm.

Frecvența naturală a suportului neîncărcat, determinată experimental prin metoda excitației la impact folosind sistemul de măsurare standard al mașinii "Balanset 4", a fost constatată a fi de 11 - 12 Hz. La o astfel de frecvență naturală a vibrațiilor suporturilor, frecvența de rotație recomandată a rotorului echilibrat în timpul echilibrării nu trebuie 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 respectiv 200*200*3 mm. Mai mult, așa 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 antrenare în timpul echilibrării și să evite potențialele instabilități ale citirilor sistemului de măsurare din cauza intrării suporturilor în zona vibrațiilor rezonante.

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:

• Placa superioară 1;
• Două arcuri plate 2 și 3;
• Placa inferioară 4;
• Suport de oprire 5.

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 suporturile mașinilor Soft Bearing trebuie fabricate din arcuri lamelare sau oțel aliat de înaltă calitate. Utilizarea oțelurilor structurale obișnuite cu o rezistență la curgere scăzută nu este recomandabilă, deoarece acestea pot dezvolta deformări reziduale sub sarcini statice și dinamice în timpul funcționării, ducând la o reducere a preciziei geometrice a mașinii și chiar la pierderea stabilității suportului.

Pentru mașinile cu o masă a rotorului echilibrat care nu depășește 300 - 500 kg, grosimea suportului poate fi mărită la 30 – 40 mm, iar pentru mașinile proiectate pentru echilibrarea rotoarelor 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 lor naturale de vibrație, măsurate în planul transversal (planul de măsurare a deformărilor relative ale părților "flexibile" și "rigide"), depășesc de obicei 100 Hz sau mai mult. Frecvențele naturale de vibrație ale suporturilor rigide 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 ar trebui luate în considerare în primul rând la determinarea limitei superioare a intervalului de frecvență de funcționare pentru rotoarele rotative echilibrate pe mașină. După cum s-a menționat mai sus, determinarea acestor frecvențe poate fi efectuată prin metoda excitației la impact descrisă în secțiunea 3.1.

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)

3.1.4.2. 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.

Exemple de implementare structurală a mașinilor de echilibrare utilizând suspensii cu arcuri cu bandă sunt prezentate în Figurile 2.1 - 2.5 (vezi secțiunea 2.1), precum și în Figurile 3.7 și 3.8 din această secțiune.

3.1.4.4. Suporturi rigide pentru mașini

După cum demonstrează vasta noastră experiență cu clienții, o parte semnificativă a producătorilor de echilibrare auto-fabricate au început recent să prefere mașinile cu lagăre dure cu suporturi rigide. În secțiunea 2.2, Figurile 2.16 - 2.18 prezintă fotografii ale diferitelor modele structurale ale mașinilor care utilizează astfel de suporturi. O schiță tipică a unui suport rigid, dezvoltată de unul dintre clienții noștri pentru construcția mașinii lor, este prezentată în Fig. 3.10. Acest suport constă dintr-o placă plată de oțel cu o canelură în formă de P, care împarte în mod convențional suportul în părți "rigide" și "flexibile". Sub influența forței de dezechilibru, partea "flexibilă" a suportului se poate deforma față de partea sa "rigidă". Magnitudinea acestei deformări, determinată de grosimea suportului, adâncimea canelurilor și lățimea punții care leagă părțile "flexibile" și "rigide" ale suportului, poate fi măsurată folosind senzori corespunzători ai sistemului de măsurare al mașinii. Din cauza lipsei unei metode de calculare a rigidității transversale a unor astfel de suporturi, ținând cont de adâncimea h a canelurii în formă de P, lățimea t a punții, precum și de grosimea suportului r (vezi Fig. 3.10), acești parametri de proiectare sunt de obicei determinați experimental de către dezvoltatori.

Pentru mașinile cu o masă a rotorului echilibrat care nu depășește 300 - 500 kg, grosimea suportului poate fi mărită la 30 – 40 mm, iar pentru mașinile proiectate pentru echilibrarea rotoarelor 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 lor naturale de vibrație, măsurate în planul transversal (planul de măsurare a deformărilor relative ale părților "flexibile" și "rigide"), depășesc de obicei 100 Hz sau mai mult. Frecvențele naturale de vibrație ale suporturilor rigide 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 ar trebui luate în considerare în primul rând atunci când se determină limita superioară a intervalului de frecvență de funcționare pentru rotoarele rotative echilibrate pe mașină.

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. Exemplu de fabricare a unui pat asamblat din canale

Figura 3.29. Exemplu de fabricare a unui pat sudat din canale

Figura 3.30. Exemplu de fabricare a unui pat sudat din canale

Figura 3.31. Exemplu de pat de mașină de echilibrare realizat din beton polimeric

De obicei, la fabricarea unor astfel de paturi, partea superioară a acestora este ranforsată cu inserții de oțel utilizate ca ghidaje pe care se bazează suporturile mașinii de echilibrare. Recent, paturile fabricate din beton polimeric cu acoperiri antivibrații au devenit utilizate pe scară largă. Această tehnologie de fabricare a paturilor este bine descrisă online și poate fi implementată cu ușurință de către producătorii de bricolaj. Datorită simplității relative și a costului redus de producție, aceste paturi au mai multe avantaje cheie față de omologii lor metalici:

• Coeficient de amortizare mai mare pentru oscilațiile vibraționale;
• Conductivitate termică mai scăzută, asigurând o deformare termică minimă a patului;
• Rezistență mai mare la coroziune;
• Absența tensiunilor interne.

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. Suporturi rigide pentru mașini

După cum demonstrează vasta noastră experiență cu clienții, o parte semnificativă a producătorilor de echilibrare auto-fabricate au început recent să prefere mașinile cu lagăre dure cu suporturi rigide. În secțiunea 2.2, Figurile 2.16 - 2.18 prezintă fotografii ale diferitelor modele structurale ale mașinilor care utilizează astfel de suporturi. O schiță tipică a unui suport rigid, dezvoltată de unul dintre clienții noștri pentru construcția mașinii lor, este prezentată în Fig. 3.10. Acest suport constă dintr-o placă plată de oțel cu o canelură în formă de P, care împarte în mod convențional suportul în părți "rigide" și "flexibile". Sub influența forței de dezechilibru, partea "flexibilă" a suportului se poate deforma față de partea sa "rigidă". Magnitudinea acestei deformări, determinată de grosimea suportului, adâncimea canelurilor și lățimea punții care leagă părțile "flexibile" și "rigide" ale suportului, poate fi măsurată folosind senzori corespunzători ai sistemului de măsurare al mașinii. Din cauza lipsei unei metode de calculare a rigidității transversale a unor astfel de suporturi, ținând cont de adâncimea h a canelurii în formă de P, lățimea t a punții, precum și de grosimea suportului r (vezi Fig. 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

Fotografii care prezintă diverse implementări ale unor astfel de suporturi, fabricate pentru propriile mașini ale clienților noștri, sunt prezentate în Figurile 3.11 și 3.12. Rezumând datele obținute de la mai mulți dintre clienții noștri, 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 echilibrării rotoarelor 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 echilibrat care nu depășește 300 - 500 kg, grosimea suportului poate fi mărită la 30 – 40 mm, iar pentru mașinile proiectate pentru echilibrarea rotoarelor 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 lor naturale de vibrație, măsurate în planul transversal (planul de măsurare a deformărilor relative ale părților "flexibile" și "rigide"), depășesc de obicei 100 Hz sau mai mult. Frecvențele naturale de vibrație ale suporturilor rigide 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 ar trebui luate în considerare în primul rând la determinarea limitei superioare a intervalului de frecvență de funcționare pentru rotoarele rotative echilibrate pe mașină. După cum s-a menționat mai sus, determinarea acestor frecvențe poate fi efectuată prin metoda excitației la 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:

• Ansambluri de susținere prismatică;
• Ansambluri de susținere cu role rotative;
• Ansambluri de susținere a fusului.

3.2.1.1. Ansambluri de susținere prismatică

Aceste ansambluri, având diverse opțiuni de proiectare, sunt instalate de obicei pe suporturile mașinilor mici și mijlocii, pe care pot fi echilibrate rotoare cu mase care nu depășesc 50 - 100 kg. Un exemplu al celei mai simple versiuni a unui ansamblu de susținere prismatic este prezentat în Figura 3.13. Acest ansamblu de susținere este fabricat din oțel și este utilizat pe o mașină de echilibrare a turbinelor. O serie de producători de mașini de echilibrare de dimensiuni mici și mijlocii, la fabricarea ansamblurilor de susținere prismatice, preferă să utilizeze materiale nemetalice (dielectrici), cum ar fi textolitul, fluoroplasticul, caprolonul etc.

3.13. Variantă de execuție a ansamblului de susținere prismatică, utilizat la o mașină de echilibrare pentru turbine de automobile

Ansambluri de susținere similare (vezi Figura 3.8 de mai sus) sunt implementate, de exemplu, de G. Glazov în mașina sa, destinată tot echilibrării turbinelor auto. Soluția tehnică originală a ansamblului de susținere prismatic, realizat din fluoroplastic (vezi Figura 3.14), este propusă de SRL "Technobalance".

Fig. 3.14. Ansamblu de susținere prismatică de la SRL "Technobalance"

Acest ansamblu de susținere particular este format din două manșoane cilindrice 1 și 2, instalate la un 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 aria de contact dintre arborele rotorului și suport, reducând în consecință forța de frecare din suport. Dacă este necesar, în caz de uzură sau deteriorare a suprafeței de susținere în zona de contact a acesteia cu arborele rotorului, posibilitatea compensării uzurii este asigurată prin rotirea manșonului în jurul axei sale cu un anumit unghi. Trebuie menționat că, atunci când se utilizează ansambluri de susținere din materiale nemetalice, este necesar să se prevadă posibilitatea structurală de împământare a rotorului echilibrat la corpul mașinii, ceea ce elimină riscul apariției unor încărcări electrice statice puternice în timpul funcționării. Acest lucru, în primul rând, ajută la reducerea interferențelor electrice și a perturbațiilor 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 de obicei instalate pe suporturile mașinilor proiectate pentru echilibrarea rotoarelor cu mase care depășesc 50 de kilograme și mai mult. Utilizarea lor reduce semnificativ forțele de frecare din suporturi în comparație cu suporturile prismatice, facilitând rotirea rotorului echilibrat. Ca exemplu, Figura 3.15 prezintă o variantă de proiectare a unui ansamblu de susținere în care rolele sunt utilizate pentru poziționarea produsului. În acest proiect, se utilizează rulmenți standard 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 auto-fabricați de mașini de echilibrare. După cum se vede din desen, pentru a crește capacitatea de încărcare a rolei (și, în consecință, a ansamblului de susținere în ansamblu), o pereche de rulmenți 1 și 2 este instalată în corpul rolei 3. 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 rolei 3, căreia i se impun cerințe foarte ridicate privind precizia geometrică și caracteristicile 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 a rolelor autoaliniate, dezvoltat de specialiștii SRL "Technobalance". În acest proiect, capacitatea de autoaliniere a rolelor este realizată prin asigurarea a două grade de libertate suplimentare, permițându-le să efectueze mișcări unghiulare mici în jurul axelor X și Y. Astfel de ansambluri de susținere, care asigură o precizie ridicată în instalarea rotoarelor echilibrate, 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 nici măcar de producătorii cunoscuți. De exemplu, în timpul testării de către autor a bătăii radiale a unui set de ansambluri noi de susținere a rolelor, achiziționate ca piese de schimb pentru mașina de echilibrat modelul H8V, marca "K. Shenk", bătaia radială a rolelor acestora a ajuns la 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 fusurilor sunt destul de bine dezvoltate și se reflectă într-o gamă largă de publicații, printre care monografia "Detalii și mecanisme ale mașinilor-unelte pentru prelucrarea metalelor" [1], editată de Dr. Ing. D.N. Reșetov, se remarcă ca fiind cea mai utilă și accesibilă dezvoltatorilor.

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.

Implementarea practică a acestor cerințe este detaliată în Secțiunea VI "Fusuri și suporturi ale acestora" din lucrare [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.

Fig. 3.18. Schița unui ax de mașină de frezat cu doi rulmenți

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.

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.

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

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 3.22. 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.

Figura 3.23. Exemplu de execuție a proiectării unui arbore principal acționat (spate)

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.

3.2.1.3.4. Calcularea rigidității axului și a bătăii radiale

Pentru determinarea rigidității axului și a bătăii radiale așteptate, se poate utiliza formula 3.4 (vezi schema de calcul din Figura 3.24):

unde:

• Y - deplasarea elastică a fusului la capătul consolei fusului, cm;
• P - sarcina calculată care acționează asupra consolei axului, kg;
• A - suportul rulmentului posterior al axului;
• B - suportul rulmentului frontal al axului;
• g - lungimea consolei axului, cm;
• c - distanța dintre suporturile A și B ale fusului, cm;
• J1 - momentul de inerție mediu al secțiunii fusului dintre reazeme, cm⁴;
• J2 - momentul de inerție mediu al secțiunii consolei axului, cm⁴;
• jB și jA - rigiditatea lagărelor pentru suporturile față și respectiv spate ale axului, în kg/cm.

Prin transformarea formulei 3.4, se obține valoarea calculată dorită a rigidității ansamblului axului jшп poate fi determinată:

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.

Pentru calculul bătăii radiale se utilizează formula 3.5:

unde:

• ∆ este rotunjirea radială la capătul consolei axului, µm;
• ∆B este rotunjirea radială a rulmentului axului frontal, µm;
• ∆A este deviația radială a rulmentului axului spate, µm;
• g este lungimea consolei fusului, în cm;
• c este distanța dintre suporturile A și B ale fusului, în cm.

3.2.1.3.5. Asigurarea cerințelor de echilibrare a fusului

Ansamblurile de ax ale mașinilor de echilibrat trebuie să fie bine echilibrate, deoarece orice dezechilibru real se va transfera la rotorul care este echilibrat ca o eroare suplimentară. La stabilirea toleranțelor tehnologice pentru dezechilibrul rezidual al axului, 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

La proiectarea fusurilor și selectarea dimensiunilor rulmenților, este recomandabil să se evalueze preliminar durabilitatea și capacitatea de încărcare a rulmenților. Metodologia pentru efectuarea acestor calcule poate fi detaliată în ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Rulmenți - Sarcini dinamice 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 curele trapezoidale sau cu curele dințate nu este de dorit, deoarece acestea pot aplica sarcini dinamice suplimentare asupra axului din cauza inexactităților geometrice ale curelelor și scripeților, ceea ce, la rândul său, poate duce la erori suplimentare de măsurare în timpul echilibrării. Cerințele recomandate pentru scripeții curelelor de transmisie plate sunt prezentate în ISO 17383-73 "Roleți 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:

• paturi din fontă de la mașini de tăiat metale uzate (strunguri, mașini de prelucrare a lemnului etc.);
• paturi asamblate pe bază de canale, asamblate cu ajutorul conexiunilor cu șuruburi;
• paturi sudate pe bază de canale;
• paturi din beton polimeric cu straturi de acoperire care absorb vibrațiile.

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.

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:

• 0,25 - 0,72 kW pentru mașinile proiectate pentru echilibrarea rotoarelor cu o masă ≤ 5 kg;
• 0,72 - 1,2 kW pentru mașinile proiectate pentru echilibrarea rotoarelor cu o masă > 5 ≤ 50 kg;
• 1,2 - 1,5 kW pentru mașinile proiectate pentru echilibrarea rotoarelor cu o masă > 50 ≤ 100 kg;
• 1,5 - 2,2 kW pentru mașinile proiectate pentru echilibrarea rotoarelor cu o masă > 100 ≤ 500 kg;
• 2,2 - 5 kW pentru mașinile proiectate pentru echilibrarea rotoarelor cu o masă > 500 ≤ 1000 kg;
• 5 - 7,5 kW pentru mașinile proiectate pentru echilibrarea rotoarelor cu o masă > 1000 ≤ 3000 kg.

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.

4. Sisteme de măsurare a mașinilor de echilibrare

Majoritatea producătorilor amatori de mașini de echilibrat, care contactează SRL-ul "Kinematics" (Vibromera), intenționează să utilizeze în proiectele lor sistemele de măsurare din seria "Balanset" fabricate de compania noastră. Cu toate acestea, există și unii clienți care intenționează să fabrice astfel de sisteme de măsurare independent. Prin urmare, este logic să discutăm mai detaliat despre construcția unui sistem de măsurare pentru o mașină de echilibrat. Principala cerință pentru aceste sisteme este necesitatea de a oferi măsurători de înaltă precizie ale amplitudinii și fazei componentei de rotație a semnalului vibrațional, care apare la frecvența de rotație a rotorului echilibrat. Acest obiectiv este de obicei atins prin utilizarea unei combinații de soluții tehnice, inclusiv:

• Utilizarea de senzori de vibrații cu un coeficient ridicat de conversie a semnalului;
• Utilizarea senzorilor moderni de unghi de fază cu laser;
• Crearea (sau utilizarea) de hardware care permite amplificarea și conversia digitală a semnalelor senzorilor (procesare primară a semnalelor);
• Implementarea procesării software a semnalului vibrațional, care ar trebui să permită extragerea de înaltă rezoluție și stabilă a componentei rotaționale a semnalului vibrațional, manifestată la frecvența de rotație a rotorului echilibrat (procesare secundară).

Mai jos, vom analiza variante cunoscute ale unor astfel de soluții tehnice, implementate într-o serie de instrumente de echilibrare bine-cunoscute.

4.1. Selectarea senzorilor de vibrații

În sistemele de măsurare ale mașinilor de echilibrare, se pot utiliza diferite tipuri de senzori de vibrații (traductoare), printre care:

• Senzori de accelerație a vibrațiilor (accelerometre);
• Senzori de viteză de vibrație;
• Senzori de deplasare a vibrațiilor;
• Senzori de forță.

4.1.1. Senzori de accelerație a vibrațiilor

Printre senzorii de accelerație a vibrațiilor, accelerometrele piezo și capacitive (cu cip) sunt cele mai utilizate, putând fi utilizate eficient în mașinile de echilibrare de tip Soft Bearing. În practică, este în general permisă utilizarea senzorilor de accelerație a vibrațiilor cu coeficienți de conversie (Kpr) cuprinsi între 10 și 30 mV/(m/s²). În mașinile de echilibrare care necesită o precizie de echilibrare deosebit de mare, este recomandabil să se utilizeze accelerometre cu un Kpr care atinge niveluri de 100 mV/(m/s²) și peste. Ca exemplu de accelerometre piezo care pot fi utilizate ca senzori de vibrații pentru mașinile de echilibrare, Figura 4.1 prezintă accelerometrele piezo DN3M1 și DN3M1V6 fabricate de SRL "Izmeritel".

Figura 4.1. Accelerometre piezoelectrice DN 3M1 și DN 3M1V6

Pentru a conecta astfel de senzori la instrumentele și sistemele de măsurare a vibrațiilor, este necesar să se utilizeze amplificatoare de sarcină externe sau încorporate.

Figura 4.2. Accelerometre capacitive AD1 fabricate de SRL "Kinematics" (Vibromera)

Trebuie remarcat faptul că acești senzori, printre care se numără plăcile de accelerometre capacitive ADXL 345 (a se vedea figura 4.3), utilizate pe scară largă pe piață, au mai multe avantaje semnificative față de accelerometrele piezoelectrice. Mai exact, sunt de 4 până la 8 ori mai ieftini, cu caracteristici tehnice similare. În plus, nu necesită utilizarea amplificatoarelor de sarcină costisitoare și pretențioase necesare pentru accelerometrele piezoelectrice.

În cazurile în care ambele tipuri de accelerometre sunt utilizate în sistemele de măsurare ale mașinilor de echilibrare, se realizează de obicei integrarea hardware (sau integrarea dublă) a semnalelor senzorilor.

Figura 4.2. Accelerometre capacitive AD 1, asamblate.

Figura 4.2. Accelerometre capacitive AD1 fabricate de SRL "Kinematics" (Vibromera)

Trebuie remarcat faptul că acești senzori, printre care se numără plăcile de accelerometre capacitive ADXL 345 (a se vedea figura 4.3), utilizate pe scară largă pe piață, au mai multe avantaje semnificative față de accelerometrele piezoelectrice. Mai exact, sunt de 4 până la 8 ori mai ieftini, cu caracteristici tehnice similare. În plus, nu necesită utilizarea amplificatoarelor de sarcină costisitoare și pretențioase necesare pentru accelerometrele piezoelectrice.

Figura 4.3. Placa de accelerometru capacitiv ADXL 345.

În acest caz, semnalul inițial al senzorului, proporțional cu accelerația de vibrație, este transformat în consecință într-un semnal proporțional cu viteza de vibrație sau cu deplasarea. Procedeul de dublă integrare a semnalului de vibrație este deosebit de relevant atunci când se utilizează accelerometre ca parte a sistemelor de măsurare pentru mașinile de echilibrare cu turație redusă, în cazul în care intervalul inferior de frecvență de rotație a rotorului în timpul echilibrării poate atinge 120 rpm și mai puțin. Atunci când se utilizează accelerometre capacitive în sistemele de măsurare ale mașinilor de echilibrare, trebuie avut în vedere faptul că, după integrare, semnalele acestora pot conține interferențe de joasă frecvență, care se manifestă în intervalul de frecvență de la 0,5 la 3 Hz. Acest lucru poate limita gama de frecvențe inferioare de echilibrare pe mașinile destinate utilizării acestor senzori.

4.1.2. Senzori de viteză de vibrație

4.1.2.1. Senzori de viteză cu vibrații inductive.

Acești senzori includ o bobină inductivă și un miez magnetic. Atunci când bobina vibrează în raport cu un miez staționar (sau miezul în raport cu o bobină staționară), în bobină este indusă o forță electromagnetică, a cărei tensiune este direct proporțională cu viteza de vibrație a elementului mobil al senzorului. Coeficienții de conversie (Кпр) ai senzorilor inductivi sunt de obicei destul de mari, ajungând la câteva zeci sau chiar sute de mV/mm/sec. În special, coeficientul de conversie al senzorului Schenck model T77 este de 80 mV/mm/sec, iar pentru senzorul IRD Mechanalysis model 544M, acesta este de 40 mV/mm/sec. În unele cazuri (de exemplu, în mașinile de echilibrare Schenck), se utilizează senzori inductivi speciali de viteză de vibrație foarte sensibili cu un amplificator mecanic, unde Кпр poate depăși 1000 mV/mm/sec. Dacă în sistemele de măsurare ale mașinilor de echilibrare se utilizează senzori inductivi de viteză de vibrație, se poate realiza și integrarea hardware a semnalului electric proporțional cu viteza de vibrație, transformându-l într-un semnal proporțional cu deplasarea de vibrație.

Figura 4.4. Senzorul model 544M de IRD Mechanalysis.

Figura 4.5. Senzor model T77 de Schenck

Trebuie remarcat faptul că, din cauza intensității forței de muncă necesare pentru producerea lor, senzorii inductivi de viteză de vibrație sunt articole destul de rare și scumpe. Prin urmare, în ciuda avantajelor evidente ale acestor senzori, producătorii amatori de mașini de echilibrare îi folosesc foarte rar.

4.2. Senzori de unghi de fază

Pentru sincronizarea procesului de măsurare a vibrațiilor cu unghiul de rotație al rotorului echilibrat, se utilizează senzori de unghi de fază, cum ar fi senzorii laser (fotoelectrici) sau inductivi. Acești senzori sunt fabricați în diverse modele atât de producători interni, cât și internaționali. Gama de prețuri pentru acești senzori poate varia semnificativ, de la aproximativ 40 la 200 de dolari. Un exemplu de astfel de dispozitiv este senzorul de unghi de fază fabricat de "Diamex", prezentat în figura 4.11.

Figura 4.11: Senzor de unghi de fază de la "Diamex"

Ca un alt exemplu, Figura 4.12 prezintă un model implementat de LLC "Kinematics" (Vibromera), care utilizează tahometre laser de modelul DT 2234C fabricate în China ca senzori de unghi de fază. Avantajele evidente ale acestui senzor includ:

• O gamă largă de funcționare, care permite măsurarea frecvenței de rotație a rotorului de la 2,5 la 99 999 rotații pe minut, cu o rezoluție de cel puțin o revoluție;
• Afișaj digital;
• Ușurința cu care se reglează tahometrul pentru măsurători;
• Accesibilitate și costuri reduse pe piață;
• Simplitatea relativă a modificării pentru integrarea în sistemul de măsurare al unei mașini de echilibrare.

Figura 4.12: Tahometru cu laser, model DT 2234C

În unele cazuri, atunci când utilizarea senzorilor optici cu laser nu este de dorit din orice motiv, aceștia pot fi înlocuiți cu senzori de deplasare inductivi fără contact, cum ar fi modelul ISAN E41A menționat anterior sau produse similare de la alți producători.

4.3. Caracteristicile de prelucrare a semnalelor în senzorii de vibrații

Pentru măsurarea precisă a amplitudinii și a fazei componentei de rotație a semnalului de vibrație în echipamentele de echilibrare, se utilizează de obicei o combinație de instrumente de procesare hardware și software. Aceste instrumente permit:

• Filtrare hardware în bandă largă a semnalului analogic al senzorului;
• Amplificarea semnalului analogic al senzorului;
• Integrarea și/sau integrarea dublă (dacă este necesar) a semnalului analogic;
• Filtrarea în bandă îngustă a semnalului analogic cu ajutorul unui filtru de urmărire;
• Conversia analog-digitală a semnalului;
• Filtrarea sincronă a semnalului digital;
• Analiza armonică a semnalului digital.

4.3.1. Filtrarea semnalului în bandă largă

Această procedură este esențială pentru curățarea semnalului senzorului de vibrații de potențialele interferențe care pot apărea atât la limita inferioară, cât și la cea superioară a intervalului de frecvență al dispozitivului. Este recomandabil ca dispozitivul de măsurare al unei mașini de echilibrat să seteze limita inferioară a filtrului trece-bandă la 2-3 Hz și limita superioară la 50 (100) Hz. Filtrarea "inferioară" ajută la suprimarea zgomotelor de joasă frecvență care pot apărea la ieșirea diferitelor tipuri de amplificatoare de măsurare a senzorilor. Filtrarea "superioară" elimină posibilitatea interferențelor datorate frecvențelor combinate și potențialelor vibrații rezonante ale componentelor mecanice individuale ale mașinii.

4.3.2. Amplificarea semnalului analogic de la senzor

Dacă este nevoie să se crească sensibilitatea sistemului de măsurare al mașinii de echilibrat, semnalele de la senzorii de vibrații către intrarea unității de măsurare pot fi amplificate. Se pot utiliza atât amplificatoare standard cu câștig constant, cât și amplificatoare multietajate, al căror câștig poate fi modificat programatic în funcție de nivelul real al semnalului de la senzor. Un exemplu de amplificator multietajat programabil include amplificatoarele implementate în convertoare de măsurare a tensiunii precum E154 sau E14-140 de la LLC "L-Card".

4.3.3. Integrare

După cum s-a menționat anterior, se recomandă integrarea hardware și/sau integrarea dublă a semnalelor senzorilor de vibrații în sistemele de măsurare ale mașinilor de echilibrare. Astfel, semnalul inițial al accelerometrului, proporțional cu vibroaccelerația, poate fi transformat într-un semnal proporțional cu vibroviteza (integrare) sau cu vibrodeplasarea (dublă integrare). În mod similar, semnalul senzorului de vibro-viteză, după integrare, poate fi transformat într-un semnal proporțional cu vibro-deplasarea.

4.3.4. Filtrarea în bandă îngustă a semnalului analogic cu ajutorul unui filtru de urmărire

Pentru a reduce interferențele și a îmbunătăți calitatea procesării semnalului de vibrații în sistemele de măsurare ale mașinilor de echilibrare, se pot utiliza filtre de urmărire cu bandă îngustă. Frecvența centrală a acestor filtre este reglată automat la frecvența de rotație a rotorului echilibrat folosind semnalul senzorului de rotație al rotorului. Circuite integrate moderne, cum ar fi MAX263, MAX264, MAX267, MAX268 de la "MAXIM", pot fi utilizate pentru a crea astfel de filtre.

4.3.5. Conversia analogică-digitală a semnalelor

Conversia analog-digitală este o procedură crucială care asigură posibilitatea îmbunătățirii calității procesării semnalului de vibrații în timpul măsurării amplitudinii și fazei. Această procedură este implementată în toate sistemele de măsurare moderne ale mașinilor de echilibrare. Un exemplu de implementare eficientă a unor astfel de convertoare analog-digitale include convertoarele de măsurare a tensiunii de tip E154 sau E14-140 de la LLC "L-Card", utilizate în mai multe sisteme de măsurare ale mașinilor de echilibrare fabricate de LLC "Kinematics" (Vibromera). În plus, LLC "Kinematics" (Vibromera) are experiență în utilizarea sistemelor cu microprocesoare mai ieftine bazate pe controlere "Arduino", microcontrolerul PIC18F4620 de la "Microchip" și dispozitive similare.

4.1.2.2. Senzori de viteză a vibrațiilor bazați pe accelerometre piezoelectrice

Un senzor de acest tip diferă de un accelerometru piezoelectric standard prin faptul că are un amplificator de sarcină și un integrator încorporate în carcasa sa, ceea ce îi permite să emită un semnal proporțional cu viteza vibrației. De exemplu, senzorii piezoelectrici de viteză a vibrațiilor fabricați de producătorii autohtoni (compania ZETLAB și SRL "Vibropribor") sunt prezentați în Figurile 4.6 și 4.7.

Figura 4.6. Senzorul model AV02 de la ZETLAB (Rusia)

Figura 4.7. Senzor model DVST 2 de la SRL "Vibropribor"

Astfel de senzori sunt fabricați de diverși producători (atât din țară, cât și din străinătate) și sunt în prezent utilizați pe scară largă, în special în echipamentele portabile de vibrații. Costul acestor senzori este destul de ridicat și poate ajunge la 20.000-30.000 de ruble fiecare, chiar și la producătorii interni.

4.1.3. Senzori de deplasare

În sistemele de măsurare ale mașinilor de echilibrare, se pot utiliza și senzori de deplasare fără contact – capacitivi sau inductivi. Acești senzori pot funcționa în mod static, permițând înregistrarea proceselor vibraționale începând de la 0 Hz. Utilizarea lor poate fi deosebit de eficientă în cazul echilibrării rotoarelor de viteză redusă cu viteze de rotație de 120 rpm și mai mici. Coeficienții de conversie ai acestor senzori pot ajunge la 1000 mV/mm și mai mult, ceea ce oferă o precizie și o rezoluție ridicate în măsurarea deplasării, chiar și fără amplificare suplimentară. Un avantaj evident al acestor senzori este costul lor relativ scăzut, care pentru unii producători autohtoni nu depășește 1000 de ruble. Atunci când se utilizează acești senzori în mașinile de echilibrare, este important să se ia în considerare faptul că distanța nominală de lucru dintre elementul sensibil al senzorului și suprafața obiectului vibrant este limitată de diametrul bobinei senzorului. De exemplu, pentru senzorul prezentat în Figura 4.8, modelul ISAN E41A de la "TEKO", distanța de lucru specificată este de obicei de 3,8 până la 4 mm, ceea ce permite măsurarea deplasării obiectului vibrant în intervalul de ±2,5 mm.

Figura 4.8. Senzor inductiv de deplasare model ISAN E41A de la TEKO (Rusia)

4.1.4. Senzori de forță

După cum s-a menționat anterior, senzorii de forță sunt utilizați în sistemele de măsurare instalate pe mașinile de echilibrare Hard Bearing. Acești senzori, în special datorită simplității de fabricație și a costului relativ scăzut, sunt de obicei senzori de forță piezoelectrici. Exemple de astfel de senzori sunt prezentate în figurile 4.9 și 4.10.

Figura 4.9. Senzor de forță SD 1 de Kinematika LLC

Figura 4.10: Senzor de forță pentru mașini de echilibrare auto, vândut de "STO Market"

Senzorii de forță de măsurare a tensiunii, care sunt fabricați de o gamă largă de producători interni și străini, pot fi, de asemenea, utilizați pentru a măsura deformările relative în suporturile mașinilor de echilibrare Hard Bearing.

4.4. Schema funcțională a sistemului de măsurare al mașinii de echilibrare "Balanset 2"

Sistemul de măsurare "Balanset 2" reprezintă o abordare modernă a integrării funcțiilor de măsurare și calcul în mașinile de echilibrare. Acest sistem oferă calcularea automată a greutăților corective folosind metoda coeficientului de influență și poate fi adaptat pentru diverse configurații ale mașinilor.

Schema funcțională include condiționarea semnalului, conversia analog-digitală, procesarea semnalului digital și algoritmi de calcul automat. Sistemul poate gestiona atât scenarii de echilibrare pe două planuri, cât și pe mai multe planuri, cu o precizie ridicată.

4.5. Calculul parametrilor greutăților de corecție utilizate la echilibrarea rotorului

Calculul greutăților corective se bazează pe metoda coeficientului de influență, care determină modul în care rotorul răspunde la greutățile de testare în diferite planuri. Această metodă este fundamentală pentru toate sistemele moderne de echilibrare și oferă rezultate precise atât pentru rotoarele rigide, cât și pentru cele flexibile.

4.5.1. Sarcina de echilibrare a rotorilor cu două suporturi și metodele de rezolvare a acesteia

Pentru rotoarele cu suport dublu (configurația cea mai comună), sarcina de echilibrare implică determinarea a două greutăți corective - câte una pentru fiecare plan de corecție. Metoda coeficientului de influență utilizează următoarea abordare:

1. Măsurare inițială (Run 0): Măsurați vibrațiile fără greutăți de probă
2. Prima rulare de probă (Runarea 1): Adăugați greutatea de încercare cunoscută la Planul 1, măsurați răspunsul
3. A doua încercare (Run 2): Mutați greutatea de probă în Planul 2, măsurați răspunsul
4. Calcul: Software-ul calculează ponderile de corecție permanente pe baza răspunsurilor măsurate

Fundamentul matematic implică rezolvarea unui sistem de ecuații liniare care leagă influențele greutății de probă de corecțiile necesare în ambele plane simultan.

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 3.28 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.

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.

4.5.2. Metodologie pentru echilibrarea dinamică a rotoarelor multi-suport

Rotoarele cu suporturi multiple (trei sau patru puncte de sprijin) necesită proceduri de echilibrare mai complexe. Fiecare punct de sprijin contribuie la comportamentul dinamic general, iar corecția trebuie să țină cont de interacțiunile dintre toate planurile.

Metodologia extinde abordarea pe două planuri prin:

• Măsurarea vibrațiilor în toate punctele de sprijin
• Utilizarea mai multor poziții de greutate de probă
• Rezolvarea sistemelor mai mari de ecuații liniare
• Optimizarea distribuției greutății de corecție

Pentru arbori cardanici și rotoare lungi similare, această abordare atinge de obicei niveluri de dezechilibru rezidual corespunzătoare claselor de calitate ISO G6.3 sau mai mari.

4.5.3. Calculatoare pentru echilibrarea rotoarelor multi-suport

Au fost dezvoltați algoritmi de calcul specializați pentru configurații de rotor cu trei și patru suporturi. Aceste calculatoare sunt implementate în software-ul Balanset-4 și pot gestiona automat geometrii complexe ale rotorului.

Calculatoarele iau în considerare:

• Rigiditate variabilă a suportului
• Cuplare încrucișată între planurile de corecție
• Optimizarea plasării greutății pentru accesibilitate
• Verificarea rezultatelor calculate

5. Recomandări pentru verificarea funcționării și preciziei mașinilor de echilibrare

Precizia și fiabilitatea unei mașini de echilibrat depind de mulți factori, inclusiv precizia geometrică a componentelor sale mecanice, caracteristicile dinamice ale suporturilor și capacitatea operațională a sistemului de măsurare. Verificarea regulată a acestor parametri asigură o calitate constantă a echilibrării și ajută la identificarea problemelor potențiale înainte ca acestea să afecteze producția.

5.1. Verificarea preciziei geometrice a mașinii

Verificarea preciziei geometrice include verificarea alinierii suporturilor, a paralelismului ghidajelor și a concentricității ansamblurilor axului. Aceste verificări trebuie efectuate în timpul configurării inițiale și periodic în timpul funcționării pentru a asigura menținerea preciziei.

5.2. Verificarea caracteristicilor dinamice ale mașinii

Verificarea caracteristicilor dinamice implică măsurarea frecvențelor naturale ale suporturilor și componentelor cadrului pentru a se asigura că acestea sunt separate corespunzător de frecvențele de funcționare. Acest lucru previne problemele de rezonanță care pot compromite precizia echilibrării.

5.3. Verificarea capacității de funcționare a sistemului de măsurare

Verificarea sistemului de măsurare include calibrarea senzorilor, verificarea alinierii fazelor și verificări ale preciziei procesării semnalului. Aceasta asigură măsurarea fiabilă a amplitudinii și fazei vibrațiilor la toate vitezele de funcționare.

5.4. Verificarea caracteristicilor de precizie conform standardului ISO 20076-2007

ISO 20076-2007 oferă proceduri standardizate pentru verificarea preciziei mașinilor de echilibrare folosind rotoare de testare calibrate. Aceste proceduri ajută la validarea performanței mașinii în raport cu standardele recunoscute la nivel internațional.

Literatură

1. Reșetov DN (editor). "Detalii și mecanisme ale mașinilor-unelte pentru prelucrarea metalelor." Moscova: Mashinostroenie, 1972.
2. Kellenberger W. "Rectificarea spirală a suprafețelor cilindrice". Machinery, 1963.
3. ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Rulmenți - Capacități de sarcină dinamică și durată de viață nominală."
4. ISO 17383-73 "Rolete pentru curele de transmisie plate."
5. ISO 1940-1-2007 "Vibrații. Cerințe privind calitatea echilibrării rotoarelor rigide."
6. ISO 20076-2007 "Proceduri de verificare a preciziei mașinilor de echilibrat"."