Балансировочные станки своими руками

1. Введение

(Почему возникла необходимость написать эту работу?)

Анализ структуры потребления балансировочных приборов производства ООО "Кинематика" показывает, что около 30% из них приобретается для использования в качестве стационарных измерительно-вычислительных систем для балансировочных станков и/или стендов. Можно выделить две группы потребителей (заказчиков) нашего оборудования.

К первой группе относятся предприятия, специализирующиеся на серийном производстве балансировочных станков и их продаже внешним заказчикам. На этих предприятиях работают высококвалифицированные специалисты, обладающие глубокими знаниями и большим опытом проектирования, производства и эксплуатации различных типов балансировочных станков. Проблемы, возникающие при взаимодействии с этой группой потребителей, чаще всего связаны с адаптацией наших измерительных систем и программного обеспечения к существующим или вновь разрабатываемым станкам, без решения вопросов их конструктивного исполнения.

Вторая группа состоит из потребителей, которые разрабатывают и производят станки (стенды) для собственных нужд. Такой подход в основном объясняется стремлением независимых производителей снизить себестоимость продукции, которая в некоторых случаях может уменьшиться в два-три раза и более. Эта группа потребителей зачастую не имеет должного опыта в создании станков и в своей работе обычно полагается на здравый смысл, информацию из интернета и любые доступные аналоги.

При общении с ними возникает множество вопросов, которые, помимо дополнительной информации об измерительных системах балансировочных станков, охватывают широкий круг проблем, связанных с конструктивным исполнением станков, способами их установки на фундамент, выбором приводов, достижением должной точности балансировки и т.д.

Учитывая значительный интерес, проявляемый большой группой наших потребителей к вопросам самостоятельного изготовления балансировочных станков, специалисты ООО "Кинематика" (Вибромера) подготовили сборник с комментариями и рекомендациями по наиболее часто задаваемым вопросам.

2. Типы балансировочных станков (стендов) и их конструктивные особенности

Балансировочный станок - это технологическое устройство, предназначенное для устранения статического или динамического дисбаланса роторов различного назначения. Он включает в себя механизм, разгоняющий отбалансированный ротор до заданной частоты вращения, и специализированную измерительно-вычислительную систему, определяющую массу и расположение корректирующих грузов, необходимых для компенсации дисбаланса ротора.

Конструкция механической части станка обычно состоит из станины, на которой установлены опорные стойки (подшипники). Они служат для крепления балансируемого изделия (ротора) и включают в себя привод, предназначенный для вращения ротора. В процессе балансировки, которая выполняется при вращении изделия, датчики измерительной системы (тип которых зависит от конструкции станка) регистрируют либо вибрации в подшипниках, либо усилия на них.

Полученные таким образом данные позволяют определить массу и места установки корректирующих грузов, необходимых для компенсации дисбаланса.

В настоящее время наиболее распространены два типа конструкций балансировочных станков (стендов):

• Мягкоопорные станки (с гибкими опорами);
• Жесткоопорные станки (с жесткими опорами).

2.1. Мягкоопорные станки и стенды

Принципиальной особенностью мягкоопорных балансировочных станков (стендов) является наличие относительно гибких опор, выполненных на основе пружинных подвесок, подпружиненных кареток, плоских или цилиндрических пружинных опор и т.д. Собственная частота этих опор как минимум в 2-3 раза ниже частоты вращения установленного на них балансируемого ротора. Классическим примером конструктивного исполнения гибких опор мягкоопорного балансировочного станка может служить опора станка модели DB-50, фотография которой приведена на рисунке 2.1.

Рисунок 2.1. Опора балансировочного станка модели DB-50.

Как показано на рисунке 2.1, подвижная каретка (ползун) 2 крепится к неподвижным стойкам 1 опоры с помощью подвеса на ленточных пружинах 3. Под действием центробежной силы, вызванной дисбалансом ротора, установленного на опоре, каретка (ползун) 2 может совершать горизонтальные колебания относительно неподвижной стойки 1, которые измеряются с помощью датчика вибрации.

Конструктивное исполнение этой опоры обеспечивает достижение низкой собственной частоты колебаний каретки, которая может составлять около 1-2 Гц. Это позволяет балансировать ротор в широком диапазоне частот его вращения, начиная от 200 об/мин. Эта особенность, а также относительная простота изготовления таких опор, делает данную конструкцию привлекательной для многих наших потребителей, изготавливающих балансировочные станки для собственных нужд различного назначения.

Рисунок 2.2. Мягкая подшипниковая опора балансировочного станка, изготовленного компанией "Полимер ЛТД", Махачкала

На рисунке 2.2 представлена фотография балансировочного станка Soft Bearing с опорами из пружин подвески, изготовленного для собственных нужд компании "Полимер ЛТД" в Махачкале. Станок предназначен для балансировки роликов, используемых в производстве полимерных материалов.

Рисунок 2.3 На фотографии изображен балансировочный станок с аналогичной ленточной подвеской для каретки, предназначенный для балансировки специализированных инструментов.

Рисунки 2.4.a и 2.4.b показывают фотографии самодельного станка Soft Bearing для балансировки карданных валов, опоры которого также сделаны с использованием ленточных пружин подвески.

Рисунок 2.5 представлена фотография станка с мягким подшипником, предназначенного для балансировки турбокомпрессоров, опоры кареток которого также подвешены на ленточных пружинах. Станок, изготовленный для частного использования А. Шахгуняном (Санкт-Петербург), оснащен измерительной системой "Балансет-1".

По заявлению производителя (см. рис. 2.6), этот станок обеспечивает возможность балансировки турбин с остаточным дисбалансом не более 0,2 г*мм.

Рисунок 2.3. Станок с мягким подшипником для балансировки инструментов с опорной подвеской на ленточных пружинах

Рисунок 2.4.a. Станок с мягким подшипником для балансировки приводных валов (станок в сборе)

Рис. 2.4.b. Станок с мягким подшипником для балансировки приводных валов с опорами каретки, подвешенными на ленточных пружинах. (Опора ведущего шпинделя с пружинной подвеской)

Рисунок 2.5. Мягкоопорный станок для балансировки турбокомпрессоров с опорами на полосовых пружинах, изготовленный А. Шахгуняном (Санкт-Петербург)

Рисунок 2.6. Экранная копия измерительной системы 'Балансет 1', показывающая результаты балансировки ротора турбины на станке А. Шахгуняна

Помимо классического варианта опор балансировочного станка Soft Bearing, о котором шла речь выше, широкое распространение получили и другие конструктивные решения.

Рисунок 2.7 и 2.8 представлены фотографии балансировочных станков для карданных валов, опоры которых выполнены на основе плоских (пластинчатых) пружин. Эти станки были изготовлены для собственных нужд частного предприятия "Дергачева" и ООО "Таткардан" ("Кинетика-М") соответственно.

Балансировочные станки с мягким подшипником с такими опорами часто воспроизводятся производителями-любителями из-за их относительной простоты и технологичности. В качестве прототипов обычно выступают станки серии VBRF фирмы "К. Шенк" или аналогичные станки отечественного производства.

Станки, показанные на рис. 2.7 и 2.8, предназначены для балансировки двухопорных, трехопорных и четырехопорных карданных валов. Они имеют схожую конструкцию, включая:

• сварной каркас 1, состоящий из двух двутавровых балок, соединенных поперечными ребрами;
• неподвижная (передняя) опора шпинделя 2;
• подвижная (задняя) опора шпинделя 3;
• одна или две подвижные (промежуточные) опоры 4. На опорах 2 и 3 размещены шпиндельные узлы 5 и 6, предназначенные для установки на станок балансируемого приводного вала 7.

Рисунок 2.7. Станок с мягким подшипником для балансировки приводных валов ЧП "Дергачева" с опорами на плоских (тарельчатых) пружинах

Рисунок 2.8. Мягкий подшипниковый станок для балансировки приводных валов производства ООО "Таткардан" ("Кинетика-М") с опорами на плоских пружинах

На всех опорах установлены датчики вибрации 8, которые используются для измерения поперечных колебаний опор. Ведущий шпиндель 5, установленный на опоре 2, вращается электродвигателем через ременную передачу.

Рисунки 2.9.a и 2.9.b показаны фотографии опоры балансировочного станка, которая основана на плоских пружинах.

Рисунок 2.9. Опора мягкоопорного балансировочного станка с плоскими пружинами

• a) Вид сбоку;
• b) Вид спереди

Учитывая, что производители-любители часто используют такие опоры в своих конструкциях, полезно рассмотреть особенности их конструкции более подробно. Как показано на рис. 2.9.а, эта опора состоит из трех основных компонентов:

• Нижняя опорная пластина 1: Для передней опоры шпинделя плита жестко закреплена на направляющих; для промежуточных опор или задних опор шпинделя нижняя плита выполнена в виде каретки, которая может перемещаться по направляющим рамы.
• Верхняя опорная пластина 2, на которых установлены опорные узлы (роликовые опоры 4, шпиндели, промежуточные опоры и т.д.).
• Две плоские пружины 3, соединяющие нижнюю и верхнюю опорные пластины.

Для предотвращения риска повышенной вибрации опор во время работы, которая может возникнуть при ускорении или замедлении сбалансированного ротора, опоры могут включать в себя механизм блокировки (см. рис. 2.9.б). Этот механизм состоит из жесткого кронштейна 5, который может быть зацеплен эксцентриковым замком 6, соединенным с одной из плоских пружин опоры. Когда замок 6 и кронштейн 5 входят в зацепление, опора блокируется, устраняя риск повышенной вибрации при ускорении и замедлении.

При проектировании опор с плоскими (пластинчатыми) пружинами производитель оборудования должен оценить частоту их собственных колебаний, которая зависит от жесткости пружин и массы балансируемого ротора. Знание этого параметра позволяет конструктору осознанно выбирать диапазон рабочих частот вращения ротора, избегая опасности резонансных колебаний опор при балансировке.

Рекомендации по расчету и экспериментальному определению собственных частот колебаний опор, а также других элементов балансировочных станков обсуждаются в разделе 3.

Как уже отмечалось ранее, простота и технологичность конструкции опоры с использованием плоских (пластинчатых) пружин привлекают разработчиков-любителей балансировочных станков различного назначения, в том числе станков для балансировки коленчатых валов, роторов автомобильных турбокомпрессоров и т.д.

В качестве примера на рис. 2.10.а и 2.10.б представлен эскиз общего вида станка, предназначенного для балансировки роторов турбокомпрессоров. Данный станок был изготовлен и используется для собственных нужд в ООО "СураТурбо" г. Пенза.

2.10.a. Станок для балансировки роторов турбокомпрессоров (вид сбоку)

2.10.b. Станок для балансировки роторов турбокомпрессора (вид со стороны передней опоры)

В дополнение к ранее рассмотренным станкам с мягкими опорами, иногда создаются относительно простые мягкоопорные стенды. Такие стенды позволяют с минимальными затратами выполнить качественную балансировку поворотных механизмов различного назначения.

Ниже рассмотрены несколько таких стендов, построенных на основе плоской плиты (или рамы), установленной на цилиндрических пружинах сжатия. Эти пружины обычно подбираются таким образом, чтобы собственная частота колебаний плиты с установленным на ней балансируемым механизмом была в 2-3 раза ниже частоты вращения ротора этого механизма при балансировке.

Рисунок 2.11 представлена фотография стенда для балансировки абразивных кругов, изготовленного для собственного производства П. Ашариным.

Рисунок 2.11. Стенд для балансировки абразивных кругов

Стенд состоит из следующих основных компонентов:

• Пластина 1, установленный на четырех цилиндрических пружинах 2;
• Электродвигатель 3, ротор которого также служит шпинделем, на котором закреплена оправка 4, используемая для установки и фиксации абразивного круга на шпинделе.

Ключевой особенностью данного стенда является наличие импульсного датчика 5 угла поворота ротора электродвигателя, который используется в составе измерительной системы стенда ("Balanset 2C") для определения углового положения для снятия корректирующей массы с абразивного круга.

Рисунок 2.12 представлена фотография стенда, используемого для балансировки вакуумных насосов. Данный стенд был разработан по заказу ОАО "Измерительный завод".

Рисунок 2.12. Стенд для балансировки вакуумных насосов производства ОАО "Измерительный завод"

В основе этой подставки также используется Пластина 1, установленные на цилиндрических пружинах 2. На плите 1 установлен вакуумный насос 3, который имеет собственный электропривод, способный изменять скорость вращения в широком диапазоне от 0 до 60 000 об/мин. На корпусе насоса установлены датчики вибрации 4, которые используются для измерения вибраций в двух разных секциях, расположенных на разной высоте.

Для синхронизации процесса измерения вибрации с углом поворота ротора насоса на стенде используется лазерный датчик фазового угла 5. Несмотря на кажущуюся простоту внешней конструкции таких стендов, она позволяет добиться очень качественной балансировки рабочего колеса насоса.

Например, на докритических частотах вращения остаточный дисбаланс ротора насоса ниже допуска самого точного класса качества балансировки, определённого в ISO 21940-11 (ранее ISO 1940-1), G0.4 — стендовый результат, эквивалентный условному G0.16, что жёстче любого класса, указанного в стандарте.

Остаточная вибрация корпуса насоса при балансировке на скорости вращения до 8 000 об/мин не превышает 0,01 мм/с.

Балансировочные стенды, изготовленные по описанной выше схеме, эффективны и для балансировки других механизмов, например, вентиляторов. Примеры стендов, предназначенных для балансировки вентиляторов, показаны на рис. 2.13 и 2.14.

Рисунок 2.13. Стенд для балансировки рабочих колес вентиляторов

Качество балансировки вентиляторов на таких стендах достаточно высокое. По данным специалистов ООО "Атлант-проект", на стенде, разработанном ими по рекомендациям ООО "Кинематика" (см. рис. 2.14), уровень остаточной вибрации, достигнутый при балансировке вентиляторов, составил 0,8 мм/сек. Это более чем в три раза лучше допуска, установленного для вентиляторов категории BV5 по стандарту ISO 31350-2007 "Вибрация. Промышленные вентиляторы. Требования к производимой вибрации и качеству балансировки"."

Рисунок 2.14. Стенд для балансировки рабочих колес вентиляторов взрывозащищенного оборудования производства ООО "Атлант-проект", г. Подольск

Аналогичные данные, полученные на ОАО "Вентиляторный завод "Лиссант", показывают, что такие стенды, используемые в серийном производстве канальных вентиляторов, стабильно обеспечивали остаточную вибрацию не более 0,1 мм/с.

2.2. Жесткоопорные станки

Балансировочные станки с жесткими опорами отличаются от рассмотренных ранее станков с мягкими опорами конструкцией опор. Их опоры выполнены в виде жестких пластин с замысловатыми пазами (вырезами). Собственные частоты этих опор значительно (не менее чем в 2-3 раза) превышают максимальную частоту вращения ротора, балансируемого на станке.

Станки с жесткими подшипниками более универсальны, чем станки с мягкими подшипниками, так как обычно позволяют выполнять высококачественную балансировку роторов в более широком диапазоне их массогабаритных характеристик. Важным преимуществом этих станков является также то, что они позволяют выполнять высокоточную балансировку роторов при относительно низких скоростях вращения, которые могут находиться в диапазоне 200-500 об/мин и ниже.

Рисунок 2.15 показана фотография типичного балансировочного станка Hard Bearing, изготовленного фирмой "К. Шенк". Из этого рисунка видно, что отдельные части опоры, образованные сложными пазами, имеют различную жесткость. Под действием сил дисбаланса ротора это может привести к деформации (смещению) одних частей опоры относительно других. (На рис. 2.15 более жесткая часть опоры выделена красной пунктирной линией, а ее относительно податливая часть - синей).

Для измерения указанных относительных деформаций в станках Hard Bearing могут использоваться либо датчики силы, либо высокочувствительные датчики вибрации различных типов, в том числе бесконтактные датчики виброперемещения.

Рисунок 2.15. Балансировочный станок для жестких подшипников фирмы "K. Schenk"

Как показывает анализ поступающих от покупателей заявок на приборы серии "Балансет", интерес к производству станков Hard Bearing для собственного использования постоянно растет. Этому способствует широкое распространение рекламной информации о конструктивных особенностях отечественных балансировочных станков, которые используются производителями-любителями в качестве аналогов (или прототипов) для собственных разработок.

Рассмотрим несколько вариантов станков Hard Bearing, изготовленных для собственных нужд ряда потребителей инструментов серии "Balanset".

Рисунки 2.16.a - 2.16.d представлены фотографии станка Hard Bearing, предназначенного для балансировки карданных валов, который был изготовлен Н. Объедковым (г. Магнитогорск). Как видно на рис. 2.16.а, станок состоит из жесткой рамы 1, на которой установлены опоры 2 (две шпиндельные и две промежуточные). Главный шпиндель 3 станка вращается асинхронным электродвигателем 4 через ременную передачу. Для управления скоростью вращения электродвигателя 4 используется частотный регулятор 6. Станок оснащен измерительно-вычислительной системой 5 "Balanset 4", которая включает в себя измерительный блок, компьютер, четыре датчика силы и датчик фазового угла (на рис. 2.16.а датчики не показаны).

Рис. 2.16.а. Станок с жестким подшипником для балансировки приводных валов, изготовленный Н. Объедковым (Магнитогорск)

Рисунок 2.16.b показана фотография передней опоры станка с ведущим шпинделем 3, который приводится в движение, как уже отмечалось, ременной передачей от асинхронного электродвигателя 4. Эта опора жестко закреплена на раме.

Рисунок 2.16.b. Передняя (ведущая) опора шпинделя.

Рисунок 2.16.c представлена фотография одной из двух подвижных промежуточных опор станка. Эта опора опирается на направляющие 7, обеспечивающие ее продольное перемещение по направляющим рамы. В состав этой опоры входит специальное устройство 8, предназначенное для установки и регулировки высоты промежуточной опоры сбалансированного приводного вала.

Рисунок 2.16.c. Промежуточная подвижная опора машины

Рисунок 2.16.d показывает фотографию задней (приводной) опоры шпинделя, которая, как и промежуточные опоры, позволяет перемещаться по направляющим станины станка.

Рисунок 2.16.d. Задняя (приводная) опора шпинделя.

Все рассмотренные выше опоры представляют собой вертикальные пластины, установленные на плоские основания. В пластинах имеются Т-образные пазы (см. рис. 2.16.d), которые делят опору на внутреннюю часть 9 (более жесткую) и внешнюю часть 10 (менее жесткую). Различная жесткость внутренней и внешней частей опоры может привести к относительной деформации этих частей под действием сил дисбаланса от сбалансированного ротора.

Датчики усилия обычно используются для измерения относительной деформации опор в самодельных станках. Пример установки датчика усилия на опоре балансировочного станка Hard Bearing показан на рис. 2.16.д. Как видно из рисунка, датчик усилия 11 прижимается к боковой поверхности внутренней части опоры болтом 12, который проходит через резьбовое отверстие в наружной части опоры.

Чтобы обеспечить равномерное давление болта 12 по всей плоскости датчика силы 11, между ним и датчиком устанавливается плоская шайба 13.

Рисунок 2.16.d. Пример установки датчика силы на опоре.

В процессе работы станка силы дисбаланса от сбалансированного ротора действуют через опорные узлы (шпиндели или промежуточные подшипники) на внешнюю часть опоры, которая начинает циклически перемещаться (деформироваться) относительно своей внутренней части с частотой вращения ротора. В результате на датчик 11 действует переменная сила, пропорциональная силе дисбаланса. Под ее воздействием на выходе датчика силы формируется электрический сигнал, пропорциональный величине дисбаланса ротора.

Сигналы от датчиков силы, установленных на всех опорах, поступают в измерительно-вычислительную систему машины, где используются для определения параметров корректирующих грузов.

Рисунок 2.17.a. представлена фотография узкоспециализированного станка Hard Bearing, используемого для балансировки "винтовых" валов. Данный станок был изготовлен для собственных нужд в ООО "Уфатвердосплав".

Как видно на рисунке, механизм отжима машины имеет упрощенную конструкцию, которая состоит из следующих основных компонентов:

• Сварная рама 1, выполняющая роль станины;
• Две стационарные опоры 2, жестко закрепленные на раме;
• Электродвигатель 3, который через ременную передачу 4 приводит в движение балансируемый вал (винт) 5.

Рис. 2.17.а. Станок с жестким подшипником для балансировки валов винтов, изготовленный ООО "Уфатвердосплав"

Опоры 2 станка представляют собой вертикально установленные стальные пластины с Т-образными пазами. В верхней части каждой опоры расположены опорные ролики, изготовленные на подшипниках качения, на которых вращается балансируемый вал 5.

Для измерения деформации опор, возникающей под действием дисбаланса ротора, используются датчики силы 6 (см. рис. 2.17.б), которые устанавливаются в пазы опор. Эти датчики подключены к прибору "Балансет 1", который используется на данной машине в качестве измерительно-вычислительной системы.

Несмотря на относительную простоту механизма раскрутки станка, он позволяет достаточно качественно балансировать винты, которые, как видно на рис. 2.17.а., имеют сложную спиралевидную поверхность.

По данным ООО "Уфатвердосплав", на этом станке в процессе балансировки начальный дисбаланс винта уменьшился почти в 50 раз.

Рисунок 2.17.b. Опора станка с жестким подшипником для балансировки винтовых валов с датчиком силы

Достигнутый остаточный дисбаланс составил 3552 g*mm (19.2 g при радиусе 185 mm) в первой плоскости шнека и 2220 g*mm (12.0 g при радиусе 185 mm) во второй плоскости. Для ротора массой 500 kg и рабочей частотой вращения 3500 RPM этот дисбаланс соответствует классу G6.3 согласно ISO 21940-11 (ранее ISO 1940-1), что удовлетворяет требованиям, установленным в его технической документации.

Оригинальная конструкция (см. рис. 2.18), предусматривающая использование единого основания для одновременной установки опор двух балансировочных станков Hard Bearing разных размеров, была предложена С.В. Морозовым. К очевидным преимуществам данного технического решения, позволяющим минимизировать производственные затраты производителя, относятся:

• Экономия производственных площадей;
• Использование одного электродвигателя с частотно-регулируемым приводом для управления двумя разными машинами;
• Использование одной измерительной системы для управления двумя разными машинами.

Рисунок 2.18. Балансировочный станок с жестким подшипником ("Тандем"), изготовленный С.В. Морозовым

3. Требования к конструкции основных узлов и механизмов балансировочных станков

3.1. Подшипники

3.1.1. Теоретические основы конструкции опор

В предыдущем разделе были подробно рассмотрены основные конструктивные исполнения опор мягких и жестких подшипников для балансировочных станков. Важнейшим параметром, который конструкторы должны учитывать при проектировании и изготовлении этих опор, являются частоты собственных колебаний. Это важно, поскольку для расчета параметров корректирующих грузов измерительными и вычислительными системами станка требуется измерение не только амплитуды колебаний (циклических деформаций) опор, но и фазы колебаний.

Если собственная частота опоры совпадает с частотой вращения уравновешенного ротора (резонанс опоры), точное измерение амплитуды и фазы колебаний практически невозможно. Это хорошо видно на графиках, показывающих изменение амплитуды и фазы колебаний опоры в зависимости от частоты вращения уравновешенного ротора (см. рис. 3.1).

Из этих графиков следует, что при приближении частоты вращения сбалансированного ротора к собственной частоте колебаний опоры (т.е. когда отношение fp/fo близко к 1) происходит значительное увеличение амплитуды, связанное с резонансными колебаниями опоры (см. рис. 3.1.а). Одновременно на графике 3.1.б видно, что в зоне резонанса происходит резкое изменение фазового угла ∆F°, который может достигать 180°.

Иными словами, при балансировке любого механизма, находящегося в зоне резонанса, даже небольшие изменения частоты его вращения могут привести к значительной нестабильности результатов измерения амплитуды и фазы его колебаний, что приведет к ошибкам в расчете параметров корректирующих грузов и негативно скажется на качестве балансировки.

Приведенные графики подтверждают предыдущие рекомендации о том, что для машин с жесткими подшипниками верхний предел рабочих частот ротора должен быть (как минимум) в 2-3 раза ниже собственной частоты опоры, fo. Для машин с мягкими подшипниками нижний предел допустимых рабочих частот сбалансированного ротора должен быть (как минимум) в 2-3 раза выше собственной частоты опоры.

Рисунок 3.1. Графики, показывающие изменения относительной амплитуды и фазы колебаний опоры балансировочного станка в зависимости от изменения частоты вращения.

• Ад - Амплитуда динамических колебаний опоры;
• e = m*r / M - Удельный дисбаланс сбалансированного ротора;
• m - Неуравновешенная масса ротора;
• M - Масса ротора;
• r - Радиус, на котором находится неуравновешенная масса на роторе;
• fp - Частота вращения ротора;
• fo - Собственная частота колебаний опоры

Учитывая представленную информацию, эксплуатация машины в зоне резонанса ее опор (выделены красным цветом на рис. 3.1) не рекомендуется. Графики, приведенные на рис. 3.1, также показывают, что при одинаковых дисбалансах ротора фактические колебания опор машины с мягкоопорными опорами значительно ниже, чем колебания, возникающие на опорах машины с мягкоопорными опорами.

Отсюда следует, что датчики, используемые для измерения вибраций опор в станках с жесткоопорными опорами, должны обладать более высокой чувствительностью, чем датчики в станках с мягкоопорными опорами. Этот вывод хорошо подтверждается практикой использования датчиков, которая показывает, что датчики абсолютной вибрации (виброускорители и/или виброскоростные датчики), успешно применяемые в балансировочных станках с мягкоопорными опорами, часто не могут обеспечить необходимое качество балансировки на станках с жесткоопорными опорами.

На таких машинах рекомендуется использовать датчики относительной вибрации, например, датчики силы или высокочувствительные датчики смещения.

3.1.2. Оценка собственных частот опор с помощью расчетных методов

Конструктор может выполнить приближенный (оценочный) расчет собственной частоты опоры fo по формуле 3.1, упрощенно рассматривая ее как колебательную систему с одной степенью свободы, которая (см. рис. 2.19.а) представлена массой M, колеблющейся на пружине с жесткостью K.

Масса M, используемая в расчетах для симметричного межподшипникового ротора, может быть приближенно определена по формуле 3.2.

где Mo - масса подвижной части опоры в кг; Mr - масса уравновешенного ротора в кг; n - число опор машины, участвующих в уравновешивании.

Жесткость K опоры рассчитывается по формуле 3.3 на основании результатов экспериментальных исследований, включающих измерение деформации ΔL опоры при статическом нагружении силой P (см. рис. 3.2.а и 3.2.б).

где ΔL - деформация опоры в метрах; P - статическая сила в Ньютонах.

Величина нагружающей силы P может быть измерена с помощью силоизмерительного прибора (например, динамометра). Перемещение опоры ΔL определяется с помощью прибора для измерения линейных перемещений (например, циферблатного индикатора).

3.1.3. Экспериментальные методы определения собственных частот опор

Учитывая, что рассмотренный выше расчет собственных частот опор, выполненный по упрощенной методике, может привести к значительным погрешностям, большинство разработчиков-любителей предпочитают определять эти параметры экспериментальными методами. Для этого они используют возможности современных виброизмерительных систем балансировочных станков, в том числе приборов серии "Балансет".

3.1.3.1. Определение собственных частот опор методом ударного возбуждения

Метод ударного возбуждения - самый простой и распространенный способ определения собственной частоты колебаний опоры или любого другого компонента машины. Он основан на том, что при ударном возбуждении любого объекта, например колокола (см. рис. 3.3), его реакция проявляется в виде постепенно затухающего колебательного отклика. Частота колебательного сигнала определяется конструктивными особенностями объекта и соответствует частоте его собственных колебаний. Для ударного возбуждения колебаний можно использовать любой тяжелый инструмент, например, резиновую или обычную киянку.

Рисунок 3.3. Диаграмма ударного возбуждения, используемая для определения собственных частот объекта

Масса молотка должна составлять примерно 10% от массы возбуждаемого объекта. Для фиксации вибрационного отклика на исследуемом объекте устанавливается датчик вибрации, измерительная ось которого совпадает с направлением возбуждения удара. В некоторых случаях в качестве датчика для восприятия вибрационного отклика объекта может использоваться микрофон от шумомера.

Колебания объекта преобразуются датчиком в электрический сигнал, который затем поступает на измерительный прибор, например, на вход анализатора спектра. Этот прибор регистрирует временную функцию и спектр затухающего колебательного процесса (см. рис. 3.4), анализ которых позволяет определить частоту (частоты) собственных колебаний объекта.

Рисунок 3.5. Интерфейс программы, показывающий графики временных функций и спектры затухающих ударных вибраций исследуемой конструкции

Анализ спектрального графика, представленного на рисунке 3.5 (см. нижнюю часть рабочего окна), показывает, что основная составляющая собственных колебаний исследуемой конструкции, определенная по оси абсцисс графика, возникает на частоте 9,5 Гц. Данный метод может быть рекомендован для исследования собственных колебаний опор балансировочных станков как с мягкоопорными, так и с жесткоопорными опорами.

3.1.3.2. Определение собственных частот опор в режиме выбега

В некоторых случаях собственные частоты опор могут быть определены путем циклического измерения амплитуды и фазы вибрации "на берегу". При реализации этого метода ротор, установленный на исследуемой машине, первоначально разгоняется до максимальной скорости вращения, после чего его привод отключается, и частота возмущающей силы, связанной с дисбалансом ротора, постепенно уменьшается от максимума до точки остановки.

В этом случае собственные частоты опор могут быть определены по двум характеристикам:

• По локальному скачку амплитуды колебаний, наблюдаемому в резонансных областях;
• Резкое изменение (до 180°) фазы колебаний наблюдается в зоне скачка амплитуды.

В приборах серии "Балансет" режим "Виброметр" ("Балансет 1") или "Балансировка. Мониторинг" ("Balanset 2C" и "Balanset 4") могут использоваться для определения собственных частот объектов "на берегу", позволяя проводить циклические измерения амплитуды и фазы колебаний на частоте вращения ротора.

Кроме того, в программное обеспечение "Балансет 1" дополнительно включен специализированный режим "Графики. Коастинг", который позволяет строить графики изменения амплитуды и фазы колебаний опоры на коасте в зависимости от изменения частоты вращения, что значительно облегчает процесс диагностики резонансов.

Следует отметить, что по понятным причинам (см. раздел 3.1.1) метод определения собственных частот опор в режиме выбега может быть использован только в случае изучения балансировочных станков с мягкоопорными опорами, где рабочие частоты вращения ротора значительно превышают собственные частоты опор в поперечном направлении.

В случае машин с жесткоопорными опорами, где рабочие частоты вращения ротора, возбуждающие колебания опор в режиме выбега, значительно ниже собственных частот опор, использование этого метода практически невозможно.

3.1.4. Практические рекомендации по проектированию и изготовлению опор для балансировочных станков

3.1.2. Расчет собственных частот опор вычислительными методами

Расчет собственных частот опор по рассмотренной выше расчетной схеме может быть выполнен в двух направлениях:

• В поперечном направлении опор, которое совпадает с направлением измерения их колебаний, вызванных силами дисбаланса ротора;
• В осевом направлении, совпадающем с осью вращения сбалансированного ротора, установленного на опорах машины.

Расчет собственных частот опор в вертикальном направлении требует использования более сложной методики расчета, которая (помимо параметров самой опоры и сбалансированного ротора) должна учитывать параметры рамы и особенности установки машины на фундаменте. В данной публикации этот метод не рассматривается. Анализ формулы 3.1 позволяет дать некоторые простые рекомендации, которые должны учитывать конструкторы машин в своей практической деятельности. В частности, собственная частота опоры может быть изменена путем изменения ее жесткости и/или массы. Увеличение жесткости приводит к увеличению собственной частоты опоры, а увеличение массы - к ее уменьшению. Эти изменения имеют нелинейную, квадратно-инверсную зависимость. Например, удвоение жесткости опоры увеличивает ее собственную частоту только в 1,4 раза. Аналогично, удвоение массы подвижной части опоры уменьшает ее собственную частоту только в 1,4 раза.

3.1.4.1. Мягкоопорные машины с плоскими пластинчатыми пружинами

Несколько вариантов конструкции опор балансировочных станков, выполненных с использованием плоских пружин, были рассмотрены выше в разделе 2.1 и проиллюстрированы на рисунках 2.7 - 2.9. По нашим данным, такие конструкции чаще всего используются в станках, предназначенных для балансировки карданных валов.

В качестве примера рассмотрим параметры пружин, используемых одним из клиентов (ООО "Рост-Сервис", г. Санкт-Петербург) при изготовлении собственных опор станка. Данный станок предназначался для балансировки 2-х, 3-х и 4-х опорных карданных валов, масса которых не превышает 200 кг. Геометрические размеры пружин (высота * ширина * толщина), используемых в опорах ведущего и ведомого шпинделей станка, выбранные заказчиком, составляли соответственно 300

Собственная частота колебаний ненагруженной опоры, определенная экспериментально методом ударного возбуждения с использованием стандартной измерительной системы станка "Балансет-4", составила 11 - 12 Гц. При такой собственной частоте колебаний опор рекомендуемая частота вращения балансируемого ротора при балансировке должна быть не ниже 22-24 Гц (1320 - 1440 об/мин).

Геометрические размеры плоских пружин, используемых тем же производителем на промежуточных опорах, составляли соответственно 200*200*3 мм. Кроме того, как показали исследования, собственные частоты этих опор были выше и достигали 13-14 Гц.

По результатам испытаний производителям станка было рекомендовано выровнять (уравнять) собственные частоты шпинделя и промежуточных опор. Это облегчит выбор диапазона рабочих частот вращения приводных валов при балансировке и позволит избежать возможных нестабильностей показаний измерительной системы из-за попадания опор в область резонансных колебаний.

Методы настройки собственных частот колебаний опор на плоских пружинах очевидны. Эта регулировка может быть достигнута путем изменения геометрических размеров или формы плоских пружин, что достигается, например, фрезерованием продольных или поперечных пазов, уменьшающих их жесткость.

Как уже упоминалось ранее, проверка результатов такой настройки может быть проведена путем определения собственных частот колебаний опор с помощью методов, описанных в разделах 3.1.3.1 и 3.1.3.2.

Рисунок 3.6 представлен классический вариант конструкции опоры на плоских пружинах, использованный в одной из своих машин А. Синицыным. Как показано на рисунке, опора включает в себя следующие компоненты:

• Верхняя пластина 1;
• Две плоские пружины 2 и 3;
• Нижняя пластина 4;
• Стопорный кронштейн 5.

Рисунок 3.6. Вариант конструкции опоры на плоских пружинах

Верхняя плита 1 опоры может использоваться для крепления шпинделя или промежуточной опоры. В зависимости от назначения опоры, нижняя плита 4 может быть жестко закреплена на направляющих станка или установлена на подвижных салазках, позволяющих опоре перемещаться по направляющим. Кронштейн 5 служит для установки механизма фиксации опоры, позволяющего надежно закрепить ее при разгоне и торможении сбалансированного ротора.

Плоские пружины для опор станков Soft Bearing должны быть изготовлены из листовой или высококачественной легированной стали. Использование обычных конструкционных сталей с низким пределом текучести нежелательно, так как в процессе эксплуатации под действием статических и динамических нагрузок в них могут развиться остаточные деформации, что приведет к снижению геометрической точности станка и даже к потере устойчивости опоры.

Рисунок 3.7. Станок для балансировки роторов электродвигателей в собранном виде, разработанный А. Моховым.

Рисунок 3.8. Станок для балансировки роторов турбонасосов, разработанный Г. Глазовым (Бишкек)

3.1.4.2. Мягкоопорные опоры машин с подвеской на полосовых пружинах

При проектировании полосовых пружин, используемых для опорных подвесок, следует обратить внимание на выбор толщины и ширины пружинной полосы, которая, с одной стороны, должна выдерживать статическую и динамическую нагрузку ротора на опору, а с другой стороны, должна исключать возможность возникновения крутильных колебаний опорной подвески, проявляющихся в виде осевого биения.

Примеры конструктивного исполнения балансировочных станков с использованием полосовых пружинных подвесок приведены на рисунках 2.1 - 2.5 (см. раздел 2.1), а также на рисунках 3.7 и 3.8 данного раздела.

3.1.4.4. Жесткие подшипниковые опоры для машин

Как показывает наш обширный опыт работы с клиентами, значительная часть производителей самодельных балансиров в последнее время стала отдавать предпочтение станкам с жесткими подшипниками, имеющим жесткие опоры. В разделе 2.2 на рисунках 2.16 - 2.18 представлены фотографии различных конструктивных исполнений станков с такими опорами. Типичный эскиз жесткой опоры, разработанный одним из наших клиентов для своей конструкции станка, представлен на рис. 3.10. Эта опора состоит из плоской стальной пластины с П-образным пазом, условно разделяющим опору на "жесткую" и "гибкую" части. Под действием дисбалансной силы "гибкая" часть опоры может деформироваться относительно ее "жесткой" части. Величина этой деформации, определяемая толщиной опоры, глубиной пазов и шириной перемычки, соединяющей "гибкую" и "жесткую" части опоры, может быть измерена с помощью соответствующих датчиков измерительной системы станка. Из-за отсутствия методики расчета поперечной жесткости таких опор с учетом глубины h П-образного паза, ширины t перемычки, а также толщины опоры r (см. рис. 3.10), эти конструктивные параметры обычно определяются разработчиками экспериментально.

Для машин с массой уравновешиваемого ротора не более 300 - 500 кг толщина опоры может быть увеличена до 30 - 40 мм, а для машин, предназначенных для уравновешивания роторов с максимальной массой от 1000 до 3000 кг, толщина опоры может достигать 50 - 60 мм и более. Как показывает анализ динамических характеристик вышеупомянутых опор, частоты собственных колебаний, измеренные в поперечной плоскости (плоскость измерения относительных деформаций "гибкой" и "жесткой" частей), обычно превышают 100 Гц и более. Частоты собственных колебаний опорных стоек Hard Bearing во фронтальной плоскости, измеренные в направлении, совпадающем с осью вращения сбалансированного ротора, обычно значительно ниже. И именно эти частоты следует учитывать в первую очередь при определении верхней границы диапазона рабочих частот для вращающихся роторов, сбалансированных на станке.

Рисунок 3.26. Пример использования бывшей в употреблении токарной станины для изготовления жесткоопорного станка для балансировки шнеков.

Рисунок 3.27. Пример использования бывшей в употреблении токарной станины для изготовления мягкоопорного станка для балансировки валов.

Рисунок 3.28. Пример изготовления собранной станины из швеллеров

Рисунок 3.29. Пример изготовления сварной станины из швеллеров

Рисунок 3.30. Пример изготовления сварной станины из швеллеров

Рисунок 3.31. Пример станины балансировочного станка из полимербетона

Как правило, при изготовлении таких станин их верхняя часть усиливается стальными вставками, служащими направляющими, на которые опираются стойки балансировочного станка. В последнее время широкое распространение получили станины из полимербетона с вибродемпфирующими покрытиями. Технология изготовления станин хорошо описана в интернете и может быть легко реализована производителями "сделай сам". Благодаря относительной простоте и дешевизне производства эти станины имеют ряд ключевых преимуществ перед металлическими аналогами:

• Более высокий коэффициент демпфирования колебаний;
• Низкая теплопроводность, обеспечивающая минимальную тепловую деформацию станины;
• Повышенная коррозионная стойкость;
• Отсутствие внутренних напряжений.

3.1.4.3. Опоры машин с мягким подшипником, изготовленные с использованием цилиндрических пружин

Пример мягкоопорного балансировочного станка, в котором в конструкции опор используются цилиндрические пружины сжатия, показан на рисунке 3.9. Основной недостаток данного конструктивного решения связан с различной степенью деформации пружин в передних и задних опорах, которая возникает при неравномерной нагрузке на опоры в процессе балансировки асимметричных роторов. Это, естественно, приводит к несоосности опор и перекосу оси ротора в вертикальной плоскости. Одним из негативных последствий этого дефекта может стать возникновение сил, вызывающих осевое смещение ротора при вращении.

Рис. 3.9. Вариант конструкции мягкоопорной опоры для балансировочных станков с использованием цилиндрических пружин.

3.1.4.4. Жесткие подшипниковые опоры для машин

Рис. 3.10. Эскиз опоры жесткого подшипника для балансировочного станка

На рисунках 3.11 и 3.12 представлены фотографии различных вариантов реализации таких опор, изготовленных для станков наших клиентов. Обобщив данные, полученные от нескольких наших клиентов - производителей станков, можно сформулировать требования к толщине опор, установленные для станков различных размеров и грузоподъемности. Например, для станков, предназначенных для уравновешивания роторов массой от 0,1 до 50-100 кг, толщина опоры может составлять 20 мм.

Рис. 3.11. Жесткие подшипниковые опоры для балансировочного станка, изготовленные А. Синицыным

Рис. 3.12. Жесткая подшипниковая опора для балансировочного станка, изготовленная Д. Красильниковым

Для машин с массой уравновешиваемого ротора не более 300 - 500 кг толщина опоры может быть увеличена до 30 - 40 мм, а для машин, предназначенных для уравновешивания роторов с максимальной массой от 1000 до 3000 кг, толщина опоры может достигать 50 - 60 мм и более. Как показывает анализ динамических характеристик вышеупомянутых опор, частоты собственных колебаний, измеренные в поперечной плоскости (плоскость измерения относительных деформаций "гибкой" и "жесткой" частей), обычно превышают 100 Гц и более. Частоты собственных колебаний опорных стоек Hard Bearing во фронтальной плоскости, измеренные в направлении, совпадающем с осью вращения сбалансированного ротора, обычно значительно ниже. И именно эти частоты следует учитывать в первую очередь при определении верхней границы диапазона рабочих частот для вращающихся роторов, сбалансированных на станке. Как было отмечено выше, определение этих частот может быть выполнено методом ударного возбуждения, описанным в разделе 3.1.

3.2. Опорные узлы балансировочных станков

3.2.1. Основные типы опорных узлов

При производстве балансировочных станков как с жесткоопорными, так и с мягкоопорными опорами можно рекомендовать следующие известные типы опорных узлов, используемых для установки и вращения балансируемых роторов на опорах, в том числе:

• Призматические опорные узлы;
• Опорные узлы с вращающимися роликами;
• Опорные узлы шпинделя.

3.2.1.1. Призматические опорные узлы

Эти узлы, имеющие различные варианты исполнения, обычно устанавливаются на опоры малых и средних машин, на которых могут балансироваться роторы массой не более 50 - 100 кг. Пример простейшего варианта призматического опорного узла представлен на рисунке 3.13. Этот опорный узел изготовлен из стали и используется на турбинном балансировочном станке. Ряд производителей малых и средних балансировочных станков при изготовлении призматических опорных узлов предпочитают использовать неметаллические материалы (диэлектрики), такие как текстолит, фторопласт, капролон и др.

3.13. Вариант исполнения призматического опорного узла, используемого на балансировочном станке для автомобильных турбин

Подобные опорные узлы (см. рисунок 3.8 выше) реализованы, например, Г. Глазовым в его станке, также предназначенном для балансировки автомобильных турбин. Оригинальное техническое решение призматического опорного узла, изготовленного из фторопласта (см. рисунок 3.14), предложено ООО "Технобаланс".

Рис. 3.14. Сборка призматической опоры от ООО "Технобаланс"

Этот конкретный опорный узел образован двумя цилиндрическими втулками 1 и 2, установленными под углом друг к другу и закрепленными на опорных осях. Сбалансированный ротор контактирует с поверхностями втулок по линиям генерации цилиндров, что минимизирует площадь контакта вала ротора с опорой, следовательно, снижает силу трения в опоре. При необходимости, в случае износа или повреждения поверхности опоры в зоне ее контакта с валом ротора, предусмотрена возможность компенсации износа путем поворота гильзы вокруг своей оси на некоторый угол. Следует отметить, что при использовании опорных узлов из неметаллических материалов необходимо предусмотреть конструктивную возможность заземления сбалансированного ротора на корпус машины, что исключает риск возникновения мощных зарядов статического электричества в процессе эксплуатации. Это, во-первых, позволяет снизить уровень электрических помех и наводок, которые могут повлиять на работу измерительной системы машины, а во-вторых, исключает риск поражения персонала действием статического электричества.

3.2.1.2. Опорные узлы роликов

Эти узлы обычно устанавливаются на опоры станков, предназначенных для балансировки роторов массой более 50 кг и более. Их использование значительно снижает силы трения в опорах по сравнению с призматическими опорами, облегчая вращение балансируемого ротора. В качестве примера на рисунке 3.15 показан вариант конструкции опорного узла, в котором для позиционирования изделия используются ролики. В данной конструкции в качестве роликов 1 и 2 используются стандартные подшипники качения, внешние кольца которых вращаются на неподвижных осях, закрепленных в корпусе опоры станка 3. На рисунке 3.16 представлен эскиз более сложной конструкции опорно-роликового узла, которую реализовал в своем проекте один из самодельщиков балансировочных станков. Как видно из рисунка, для увеличения грузоподъемности ролика (и, соответственно, опорного узла в целом) в корпусе ролика 3 установлена пара подшипников качения 1 и 2. Практическая реализация данной конструкции, несмотря на все ее очевидные преимущества, представляется достаточно сложной задачей, связанной с необходимостью самостоятельного изготовления корпуса ролика 3, к которому предъявляются очень высокие требования по геометрической точности и механическим характеристикам материала.

Рис. 3.15. Пример конструкции опорного узла ролика

Рис. 3.16. Пример конструкции опорного узла с двумя подшипниками качения

На рисунке 3.17 представлен вариант конструкции самоустанавливающегося опорного узла роликов, разработанный специалистами ООО "Технобаланс". В данной конструкции возможность самоустановки роликов достигается за счет предоставления им двух дополнительных степеней свободы, что позволяет роликам совершать небольшие угловые перемещения вокруг осей X и Y. Такие опорные узлы, обеспечивающие высокую точность установки сбалансированных роторов, обычно рекомендуются для использования на опорах тяжелых балансировочных станков.

Рис. 3.17. Пример конструкции опорного узла самоустанавливающегося ролика

Как уже упоминалось, к узлам роликовых опор обычно предъявляются достаточно высокие требования по точности изготовления и жесткости. В частности, допуски на радиальное биение роликов не должны превышать 3-5 микрон.

На практике это не всегда удается сделать даже известным производителям. Например, при проверке автором радиального биения комплекта новых опорных роликов, приобретенных в качестве запасных частей для балансировочного станка модели H8V марки "K. Shenk", радиальное биение их роликов достигало 10-11 микрон.

3.2.1.3. Опорные узлы шпинделя

При балансировке роторов с фланцевым креплением (например, карданных валов) на балансировочных станках шпиндели используются в качестве опорных узлов для позиционирования, монтажа и вращения балансируемых изделий.

Шпиндели - один из самых сложных и ответственных компонентов балансировочных станков, в значительной степени отвечающий за достижение требуемого качества балансировки.

Теория и практика проектирования и изготовления шпинделей достаточно хорошо разработаны и отражены в целом ряде публикаций, среди которых монография "Детали и механизмы металлорежущих станков" [1] под редакцией д-ра техн. наук, проф. Д.Н. Решетова, выделяется как наиболее полезная и доступная для разработчиков.

Среди основных требований, которые необходимо учитывать при разработке и производстве шпинделей балансировочных станков, приоритетными являются следующие:

a) Обеспечение высокой жесткости конструкции шпиндельного узла, достаточной для предотвращения недопустимых деформаций, которые могут возникнуть под воздействием сил дисбаланса сбалансированного ротора;

б) Обеспечение стабильности положения оси вращения шпинделя, характеризующееся допустимыми значениями радиального, осевого и торцевого биений шпинделя;

c) Обеспечение надлежащей износостойкости шейки шпинделя, а также его посадочных и опорных поверхностей, используемых для установки сбалансированных изделий.

Практическая реализация этих требований подробно описана в разделе VI "Шпиндели и их опоры" работы [1].

В частности, приведены методики проверки жесткости и точности вращения шпинделей, рекомендации по выбору подшипников, выбору материала шпинделя и способов его закалки, а также много другой полезной информации по данной теме.

В работе [1] отмечается, что при проектировании шпинделей для большинства типов металлорежущих станков в основном используется схема с двумя подшипниками.

Пример конструктивного варианта такой двухподшипниковой схемы, применяемой в шпинделях фрезерных станков (подробности можно найти в работе [1]), показан на рис. 3.18.

Эта схема вполне подходит для изготовления шпинделей балансировочных станков, примеры конструктивных вариантов которых приведены ниже на рисунках 3.19-3.22.

Рис. 3.18. Эскиз шпинделя двухподшипникового фрезерного станка

На рисунке 3.19 показан один из вариантов исполнения ведущего шпиндельного узла балансировочного станка, вращающегося на двух радиально-упорных подшипниках, каждый из которых имеет свой независимый корпус 1 и 2. На валу шпинделя 3 закреплены фланец 4, предназначенный для фланцевого крепления карданного вала, и шкив 5, служащий для передачи вращения шпинделю от электродвигателя с помощью клиноременной передачи.

Рисунок 3.19. Пример конструкции шпинделя на двух независимых подшипниковых опорах

Рисунки 3.20 и 3.21 показаны две близкородственные конструкции ведущих шпиндельных узлов. В обоих случаях подшипники шпинделя установлены в общем корпусе 1, который имеет сквозное осевое отверстие, необходимое для установки вала шпинделя. На входе и выходе из этого отверстия в корпусе имеются специальные отверстия (на рисунках не показаны), предназначенные для установки радиальных упорных подшипников (роликовых или шариковых), и специальные фланцевые крышки 5, служащие для крепления наружных колец подшипников.

Рисунок 3.20. Пример 1 конструкции ведущего шпинделя на двух подшипниковых опорах, установленных в общем корпусе

Рисунок 3.21. Пример 2 конструкции ведущего шпинделя на двух подшипниковых опорах, установленных в общем корпусе

Как и в предыдущем варианте (см. рис. 3.19), на вал шпинделя устанавливается торцевая пластина 2, предназначенная для фланцевого крепления приводного вала, и шкив 3, служащий для передачи вращения на шпиндель от электродвигателя через ременную передачу. Также на валу шпинделя закреплен лимб 4, который служит для определения углового положения шпинделя, используемого при установке контрольных и корректирующих грузов на ротор при балансировке.

Рисунок 3.22. Пример конструкции приводного (заднего) шпинделя

Рисунок 3.22 Показан вариант конструкции узла ведомого (заднего) шпинделя станка, который отличается от ведущего шпинделя только отсутствием приводного шкива и лимба, так как они не нужны.

Рисунок 3.23. Пример выполнения конструкции приводного (заднего) шпинделя

Как видно из Рисунки 3.20 - 3.22Рассмотренные выше шпиндельные узлы крепятся к мягкоопорным опорам балансировочных станков с помощью специальных зажимов (хомутов) 6. При необходимости могут быть использованы и другие способы крепления, обеспечивающие надлежащую жесткость и точность позиционирования шпиндельного узла на опоре.

Рисунок 3.23 иллюстрирует конструкцию фланцевого крепления, аналогичную тому шпинделю, которая может быть использована для его установки на жесткоопорную опору балансировочного станка.

3.2.1.3.4. Расчет жесткости шпинделя и радиального биения

Для определения жесткости шпинделя и ожидаемого радиального биения можно использовать формулу 3.4 (см. схему расчета на рис. 3.24):

где:

• Y - упругое смещение шпинделя в конце консоли шпинделя, см;
• P - расчетная нагрузка, действующая на консоль шпинделя, кг;
• A - задняя опора подшипника шпинделя;
• B - передняя опора подшипника шпинделя;
• g - длина шпиндельной консоли, см;
• c - расстояние между опорами A и B шпинделя, см;
• J1 - усредненный момент инерции секции шпинделя между опорами, см⁴;
• J2 - усредненный момент инерции консольной части шпинделя, см⁴;
• jB и jA - жесткость подшипников передней и задней опор шпинделя, соответственно, кг/см.

Преобразуя формулу 3.4, получаем требуемое расчетное значение жесткости шпиндельного узла jшп можно определить:

Учитывая рекомендации работы [1] для балансировочных станков среднего размера, это значение не должно быть ниже 50 кг/мкм.

Для расчета радиального биения используется формула 3.5:

где:

• ∆ - радиальное биение на конце консоли шпинделя, мкм;
• ∆B - радиальное биение переднего подшипника шпинделя, мкм;
• ∆A - радиальное биение заднего подшипника шпинделя, мкм;
• g - длина консоли шпинделя, см;
• c - расстояние между опорами A и B шпинделя, см.

3.2.1.3.5. Обеспечение требований к балансировке шпинделя

Шпиндельные узлы балансировочных станков должны быть хорошо отбалансированы, так как любой фактический дисбаланс будет передаваться на балансируемый ротор в виде дополнительной погрешности. При установлении технологических допусков на остаточный дисбаланс шпинделя обычно рекомендуется, чтобы класс точности его балансировки был как минимум на 1 - 2 класса выше, чем у балансируемого на станке изделия.

Учитывая конструктивные особенности шпинделей, о которых говорилось выше, их балансировка должна осуществляться в двух плоскостях.

3.2.1.3.6. Обеспечение требований к грузоподъемности и долговечности подшипников шпинделя

При проектировании шпинделей и выборе размеров подшипников целесообразно предварительно оценивать долговечность и грузоподъёмность подшипников. Методика выполнения этих расчётов подробно изложена в ISO 281 "Rolling Bearings - Dynamic Load Ratings and Rating Life" [3], а также во многочисленных справочниках по подшипникам качения, включая электронные.

3.2.1.3.7. Обеспечение требований к допустимому нагреву подшипников шпинделя

Согласно рекомендациям из работы [1], максимально допустимый нагрев наружных колец шпиндельных подшипников не должен превышать 70°C. Однако для обеспечения качественной балансировки рекомендуемый нагрев наружных колец не должен превышать 40 - 45°C.

3.2.1.3.8. Выбор типа ременной передачи и конструкции приводного шкива для шпинделя

При проектировании приводного шпинделя балансировочного станка рекомендуется обеспечить его вращение с помощью плоского ременного привода. Пример правильного использования такого привода для работы шпинделя приведен в Рисунки 3.20 и 3.23. Использование клиноременных или зубчатых ременных передач нежелательно, поскольку они могут прикладывать к шпинделю дополнительные динамические нагрузки из-за геометрических неточностей ремней и шкивов, что, в свою очередь, может приводить к дополнительным погрешностям измерений при балансировке. Рекомендуемые требования к шкивам для плоских приводных ремней изложены в национальном стандарте GOST 17383-73 "Pulleys for flat drive belts" [4].

Приводной шкив должен располагаться на заднем конце шпинделя, как можно ближе к подшипниковому узлу (с минимально возможным выступом). Конструктивное решение по размещению шкива с выступом было принято при изготовлении шпинделя, показанного на рисунке Рисунок 3.19можно считать неудачным, так как он значительно увеличивает момент динамической нагрузки привода, действующей на опоры шпинделя.

Еще один существенный недостаток этой конструкции - использование клиноременной передачи, неточности изготовления и монтажа которой также могут стать источником нежелательной дополнительной нагрузки на шпиндель.

3.3. Станина (рама)

Станина - это основная несущая конструкция балансировочного станка, на которой базируются его основные элементы, включая опорные стойки и приводной двигатель. При выборе или изготовлении станины балансировочного станка необходимо, чтобы она отвечала нескольким требованиям, включая необходимую жесткость, геометрическую точность, виброустойчивость и износостойкость ее направляющих.

Как показывает практика, при изготовлении станков для собственных нужд чаще всего используются следующие варианты станин:

• чугунные станины от бывших в употреблении металлорежущих станков (токарных, деревообрабатывающих и т.д.);
• сборные станины на основе швеллеров, собираемые с помощью болтовых соединений;
• сварные станины на основе швеллеров;
• полимербетонные станины с вибропоглощающими покрытиями.

Рисунок 3.25. Пример использования станины деревообрабатывающего станка для изготовления станка для балансировки карданных валов.

3.4. Приводы для балансировочных станков

Как показывает анализ конструктивных решений, используемых нашими клиентами при производстве балансировочных станков, при проектировании приводов они в основном ориентируются на использование двигателей переменного тока, оснащенных частотно-регулируемыми приводами. Такой подход позволяет получить широкий диапазон регулируемых скоростей вращения балансировочных роторов при минимальных затратах. Мощность главных приводных двигателей, используемых для вращения балансировочных роторов, обычно выбирается в зависимости от массы этих роторов и может составлять приблизительно:

• 0,25 - 0,72 кВт для станков, предназначенных для балансировки роторов массой ≤ 5 кг;
• 0,72 - 1,2 кВт для станков, предназначенных для балансировки роторов с массой > 5 ≤ 50 кг;
• 1,2 - 1,5 кВт для станков, предназначенных для балансировки роторов с массой > 50 ≤ 100 кг;
• 1,5 - 2,2 кВт для станков, предназначенных для балансировки роторов с массой > 100 ≤ 500 кг;
• 2,2 - 5 кВт для станков, предназначенных для балансировки роторов с массой > 500 ≤ 1000 кг;
• 5 - 7,5 кВт для станков, предназначенных для балансировки роторов с массой > 1000 ≤ 3000 кг.

Эти двигатели должны быть жестко закреплены на станине машины или ее фундаменте. Перед установкой на станок (или на месте монтажа) двигатель главного привода вместе со шкивом, установленным на его выходном валу, необходимо тщательно отбалансировать. Для снижения электромагнитных помех, создаваемых частотно-регулируемым приводом, рекомендуется установить сетевые фильтры на его входе и выходе. Это могут быть стандартные готовые изделия, поставляемые производителями приводов, или самодельные фильтры, изготовленные на основе ферритовых колец.

4. Измерительные системы балансировочных станков

Большинство производителей-любителей балансировочных станков, обращающихся в ООО "Кинематика", планируют использовать в своих конструкциях измерительные системы серии "Балансет", выпускаемые нашей компанией. Однако есть и такие заказчики, которые планируют изготавливать подобные измерительные системы самостоятельно. Поэтому имеет смысл остановиться на конструкции измерительной системы для балансировочного станка более подробно. Основным требованием к таким системам является необходимость обеспечения высокоточных измерений амплитуды и фазы вращательной составляющей колебательного сигнала, возникающего на частоте вращения балансируемого ротора. Эта цель обычно достигается путем использования комбинации технических решений, включая:

• Использование датчиков вибрации с высоким коэффициентом преобразования сигнала;
• Использование современных лазерных датчиков фазового угла;
• Создание (или использование) аппаратуры, позволяющей усиливать и преобразовывать в цифровую форму сигналы датчиков (первичная обработка сигналов);
• Реализация программной обработки колебательного сигнала, которая должна позволить с высоким разрешением и стабильностью выделить вращательную составляющую колебательного сигнала, проявляющуюся на частоте вращения сбалансированного ротора (вторичная обработка).

Ниже мы рассмотрим известные варианты таких технических решений, реализованные в ряде известных балансировочных приборов.

4.1. Выбор датчиков вибрации

В измерительных системах балансировочных станков могут использоваться различные типы датчиков вибрации (преобразователей), в том числе:

• Датчики вибрационного ускорения (акселерометры);
• Датчики виброскорости;
• Датчики вибрационных перемещений;
• Датчики силы.

4.1.1. Датчики виброускорения

Среди датчиков виброускорения наибольшее распространение получили пьезо- и емкостные (чиповые) акселерометры, которые могут эффективно использоваться в балансировочных станках типа Soft Bearing. На практике обычно допускается использование датчиков виброускорения с коэффициентами преобразования (Кпр) в диапазоне от 10 до 30 мВ/(м/с²). В балансировочных станках, требующих особо высокой точности балансировки, целесообразно использовать акселерометры с Кпр, достигающим уровня 100 мВ/(м/с²) и выше. В качестве примера пьезоакселерометров, которые могут быть использованы в качестве датчиков вибрации для балансировочных станков, на рисунке 4.1 представлены пьезоакселерометры ДН3М1 и ДН3М1В6 производства ООО "Измеритель".

Рисунок 4.1. Пьезоакселерометры DN 3M1 и DN 3M1V6

Для подключения таких датчиков к виброизмерительным приборам и системам необходимо использовать внешние или встроенные усилители заряда.

Рисунок 4.2. Емкостные акселерометры АД1 производства ООО "Кинематика" (Вибромера)

Следует отметить, что эти датчики, к которым относятся широко распространенные на рынке платы емкостных акселерометров ADXL 345 (см. рисунок 4.3), имеют ряд существенных преимуществ перед пьезоакселерометрами. В частности, они в 4-8 раз дешевле при схожих технических характеристиках. Кроме того, они не требуют использования дорогостоящих и привередливых усилителей заряда, необходимых для пьезоакселерометров.

В тех случаях, когда в измерительных системах балансировочных станков используются оба типа акселерометров, обычно выполняется аппаратное интегрирование (или двойное интегрирование) сигналов датчиков.

Рисунок 4.2. Емкостные акселерометры AD 1, в сборе.

Рисунок 4.3. Плата емкостного акселерометра ADXL 345.

В этом случае исходный сигнал датчика, пропорциональный виброускорению, соответственно преобразуется в сигнал, пропорциональный виброскорости или смещению. Процедура двойного интегрирования вибросигнала особенно актуальна при использовании акселерометров в составе измерительных систем низкоскоростных балансировочных станков, где нижний диапазон частот вращения ротора при балансировке может достигать 120 об/мин и ниже. При использовании емкостных акселерометров в составе измерительных систем балансировочных станков следует учитывать, что после интегрирования их сигналы могут содержать низкочастотные помехи, проявляющиеся в диапазоне частот от 0,5 до 3 Гц. Это может ограничить нижний частотный диапазон балансировки на станках, предназначенных для использования этих датчиков.

4.1.2. Датчики виброскорости

4.1.2.1. Индуктивные датчики виброскорости.

Эти датчики включают в себя катушку индуктивности и магнитный сердечник. При колебаниях катушки относительно неподвижного сердечника (или сердечника относительно неподвижной катушки) в катушке индуцируется ЭДС, напряжение которой прямо пропорционально скорости колебаний подвижного элемента датчика. Коэффициенты преобразования (Кпр) индуктивных датчиков обычно достаточно высоки и достигают нескольких десятков и даже сотен мВ/мм/с. В частности, коэффициент преобразования датчика Schenck model T77 составляет 80 мВ/мм/сек, а датчика IRD Mechanalysis model 544M - 40 мВ/мм/сек. В некоторых случаях (например, в балансировочных станках Schenck) используются специальные высокочувствительные индуктивные датчики виброскорости с механическим усилителем, где Кпр может превышать 1000 мВ/мм/с. При использовании индуктивных датчиков виброскорости в измерительных системах балансировочных станков также может быть произведена аппаратная интеграция электрического сигнала, пропорционального виброскорости, с преобразованием его в сигнал, пропорциональный виброперемещению.

Рисунок 4.4. Датчик модели 544M от IRD Mechanalysis.

Рисунок 4.5. Модель датчика T77 фирмы Schenck

Следует отметить, что из-за трудоемкости их производства индуктивные датчики виброскорости являются достаточно дефицитными и дорогостоящими изделиями. Поэтому, несмотря на очевидные преимущества этих датчиков, производители-любители балансировочных станков используют их крайне редко.

4.2. Датчики фазового угла

Для синхронизации процесса измерения вибрации с углом поворота сбалансированного ротора используются датчики фазового угла, например, лазерные (фотоэлектрические) или индуктивные датчики. Эти датчики выпускаются в различных исполнениях как отечественными, так и зарубежными производителями. Цена на такие датчики может существенно варьироваться, примерно от 40 до 200 долларов. Примером такого устройства является датчик фазового угла производства компании "Диамекс", показанный на рисунке 4.11.

Рисунок 4.11: Датчик фазового угла от "Diamex"

В качестве другого примера на рисунке 4.12 представлена модель, реализованная ООО "Кинематика" (Вибромера), в которой в качестве датчиков фазового угла используются лазерные тахометры модели DT 2234C китайского производства. К очевидным преимуществам этого датчика относятся:

• Широкий рабочий диапазон, позволяющий измерять частоту вращения ротора от 2,5 до 99 999 оборотов в минуту с разрешением не менее одного оборота;
• Цифровой дисплей;
• Простота настройки тахометра для проведения измерений;
• Доступность и низкая рыночная стоимость;
• Относительная простота модификации для интеграции в измерительную систему балансировочного станка.

Рисунок 4.12: Лазерный тахометр модели DT 2234C

В некоторых случаях, когда использование оптических лазерных датчиков по каким-либо причинам нежелательно, их можно заменить индуктивными бесконтактными датчиками перемещения, например, упомянутой ранее моделью ISAN E41A или аналогичными изделиями других производителей.

4.3. Особенности обработки сигналов в датчиках вибрации

Для точного измерения амплитуды и фазы вращательной составляющей вибрационного сигнала в балансировочном оборудовании обычно используется комбинация аппаратных и программных средств обработки. Эти средства позволяют:

• Широкополосная аппаратная фильтрация аналогового сигнала датчика;
• Усиление аналогового сигнала датчика;
• Интегрирование и/или двойное интегрирование (при необходимости) аналогового сигнала;
• Узкополосная фильтрация аналогового сигнала с помощью следящего фильтра;
• Аналого-цифровое преобразование сигнала;
• Синхронная фильтрация цифрового сигнала;
• Гармонический анализ цифрового сигнала.

4.3.1. Фильтрация широкополосных сигналов

Эта процедура необходима для очистки сигнала датчика вибрации от возможных помех, которые могут возникать как на нижней, так и на верхней границе частотного диапазона прибора. Для измерительного прибора балансировочного станка целесообразно установить нижний предел полосового фильтра на 2-3 Гц, а верхний - на 50 (100) Гц. "Нижняя" фильтрация позволяет подавить низкочастотные шумы, которые могут появляться на выходе измерительных усилителей датчиков различных типов. "Верхняя" фильтрация устраняет возможность возникновения помех из-за комбинационных частот и возможных резонансных колебаний отдельных механических компонентов машины.

4.3.2. Усиление аналогового сигнала от датчика

Если необходимо повысить чувствительность измерительной системы балансировочного станка, сигналы от датчиков вибрации, поступающие на вход измерительного блока, можно усилить. При этом могут использоваться как стандартные усилители с постоянным коэффициентом усиления, так и многокаскадные усилители, коэффициент усиления которых можно программно изменять в зависимости от реального уровня сигнала от датчика. Примером программируемого многоступенчатого усилителя могут служить усилители, реализованные в преобразователях измерения напряжения типа E154 или E14-140 фирмы LLC "L-Card".

4.3.3. Интеграция

Как уже отмечалось ранее, в измерительных системах балансировочных станков рекомендуется аппаратное интегрирование и/или двойное интегрирование сигналов датчиков вибрации. Так, исходный сигнал акселерометра, пропорциональный виброускорению, может быть преобразован в сигнал, пропорциональный виброскорости (интегрирование) или виброперемещению (двойное интегрирование). Аналогично, сигнал датчика виброскорости после интегрирования может быть преобразован в сигнал, пропорциональный виброперемещению.

4.3.4. Узкополосная фильтрация аналогового сигнала с помощью следящего фильтра

Для снижения помех и повышения качества обработки вибрационных сигналов в измерительных системах балансировочных станков можно использовать узкополосные следящие фильтры. Центральная частота этих фильтров автоматически настраивается на частоту вращения балансируемого ротора по сигналу датчика оборотов ротора. Для создания таких фильтров могут быть использованы современные интегральные схемы, например MAX263, MAX264, MAX267, MAX268 фирмы "MAXIM".

4.3.5. Аналого-цифровое преобразование сигналов

Аналого-цифровое преобразование - важнейшая процедура, обеспечивающая возможность повышения качества обработки вибросигнала при измерении амплитуды и фазы. Данная процедура реализована во всех современных измерительных системах балансировочных станков. Примером эффективной реализации таких АЦП могут служить измерительные преобразователи напряжения типа Е154 или Е14-140 производства ООО "Л-Кард", используемые в ряде измерительных систем балансировочных станков производства ООО "Кинематика" (Вибромера). Кроме того, ООО "Кинематика" (Вибромера) имеет опыт использования более дешевых микропроцессорных систем на базе контроллеров "Arduino", микроконтроллера PIC18F4620 фирмы "Microchip" и аналогичных устройств.

4.1.2.2. Датчики виброскорости на основе пьезоэлектрических акселерометров

Датчик такого типа отличается от стандартного пьезоэлектрического акселерометра тем, что в его корпус встроен усилитель заряда и интегратор, что позволяет ему выдавать сигнал, пропорциональный виброскорости. Например, пьезоэлектрические датчики виброскорости отечественных производителей (компании ZETLAB и ООО "Виброприбор") представлены на рисунках 4.6 и 4.7.

Рисунок 4.6. Модель датчика AV02 производства компании ZETLAB (Россия)

Рисунок 4.7. Модель датчика DVST 2 производства ООО "Виброприбор"

Такие датчики выпускаются различными производителями (как отечественными, так и зарубежными) и в настоящее время широко используются, особенно в портативном виброоборудовании. Стоимость таких датчиков достаточно высока и может достигать 20 000 - 30 000 рублей за штуку даже у отечественных производителей.

4.1.3. Датчики перемещения

В измерительных системах балансировочных станков также могут использоваться бесконтактные датчики перемещений - емкостные или индуктивные. Эти датчики могут работать в статическом режиме, позволяя регистрировать колебательные процессы, начиная с 0 Гц. Их использование может быть особенно эффективным при балансировке низкоскоростных роторов со скоростью вращения 120 об/мин и ниже. Коэффициенты преобразования этих датчиков могут достигать 1000 мВ/мм и выше, что обеспечивает высокую точность и разрешение при измерении перемещений даже без дополнительного усиления. Очевидным преимуществом этих датчиков является их относительно невысокая стоимость, которая у некоторых отечественных производителей не превышает 1000 рублей. При использовании данных датчиков в балансировочных станках необходимо учитывать, что номинальный рабочий зазор между чувствительным элементом датчика и поверхностью вибрирующего объекта ограничен диаметром катушки датчика. Например, для датчика, представленного на рисунке 4.8, модель ISAN E41A фирмы "TEKO", указанный рабочий зазор обычно составляет 3,8-4 мм, что позволяет измерять смещение вибрирующего объекта в диапазоне ±2,5 мм.

Рисунок 4.8. Индуктивный датчик перемещения модели ISAN E41A производства TEKO (Россия)

4.1.4. Датчики силы

Как уже отмечалось ранее, в измерительных системах, установленных на жесткоопорных балансировочных станках, используются датчики силы. Эти датчики, в частности, из-за простоты изготовления и относительно низкой стоимости, обычно представляют собой пьезоэлектрические датчики силы. Примеры таких датчиков показаны на рисунках 4.9 и 4.10.

Рисунок 4.9. Датчик силы SD 1 от компании Kinematika LLC

Рисунок 4.10: Датчик усилия для автомобильных балансировочных станков, продается компанией "СТО Маркет"

Для измерения относительных деформаций опор жесткоопорных балансировочных станков также можно использовать тензометрические датчики силы, которые выпускаются широким спектром отечественных и зарубежных производителей.

4.4. Функциональная схема измерительной системы балансировочного станка "Balanset 2"

Измерительная система "Balanset 2" представляет собой современный подход к интеграции измерительных и вычислительных функций в балансировочных станках. Эта система обеспечивает автоматический расчет корректирующих весов по методу коэффициента влияния и может быть адаптирована к различным конфигурациям станков.

Функциональная схема включает в себя формирование сигнала, аналого-цифровое преобразование, цифровую обработку сигнала и алгоритмы автоматического расчета. Система может с высокой точностью обрабатывать как двухплоскостные, так и многоплоскостные сценарии балансировки.

4.5. Расчет параметров корректирующих грузов, используемых при балансировке ротора

Расчет корректирующих грузов основан на методе коэффициента влияния, который определяет, как ротор реагирует на тестовые грузы в разных плоскостях. Этот метод является основополагающим для всех современных систем балансировки и обеспечивает точные результаты как для жестких, так и для гибких роторов.

4.5.1. Задача балансировки двухопорных роторов и методы ее решения

Для роторов с двумя опорами (наиболее распространенная конфигурация) задача балансировки заключается в определении двух корректирующих весов - по одному для каждой плоскости коррекции. Метод коэффициентов влияния использует следующий подход:

1. Начальное измерение (выполнение 0): Измерение вибрации без пробных грузов
2. Первый пробный запуск (Run 1): Приложите известный пробный груз к плоскости 1, измерьте реакцию
3. Второй пробный запуск (Run 2): Переместите пробный груз на плоскость 2, измерьте реакцию
4. Расчет: Программное обеспечение рассчитывает постоянные корректирующие веса на основе измеренных откликов

Математическая основа включает в себя решение системы линейных уравнений, связывающих воздействия пробного веса с требуемыми поправками в обеих плоскостях одновременно.

Рисунки 3.26 и 3.27 показаны примеры использования станин токарных станков, на базе которых были изготовлены специализированный жесткоопорный балансировочный станок для балансировки шнеков и универсальный мягкоопорный балансировочный станок для балансировки цилиндрических роторов. Для самостоятельных изготовителей такие решения позволяют с минимальными затратами времени и средств создать жесткую опорную систему для балансировочного станка, на которую могут быть установлены опорные стойки различных типов (как жесткоопорные, так и мягкоопорные). Основная задача изготовителя в этом случае - обеспечить (и при необходимости восстановить) геометрическую точность направляющих станка, на которые будут опираться опорные стойки. В условиях самостоятельного изготовления для восстановления требуемой геометрической точности направляющих обычно используется тонкое шабрение.

Рисунок 3.28 показан вариант собранной станины из двух швеллеров. При изготовлении данной станины используются разъемные болтовые соединения, позволяющие минимизировать или полностью исключить деформацию станины при сборке без дополнительных технологических операций. Для обеспечения надлежащей геометрической точности направляющих указанной станины может потребоваться механическая обработка (шлифовка, тонкое фрезерование) верхних фланцев используемых швеллеров.

Рисунки 3.29 и 3.30 представлены варианты сварных кроватей, также изготовленных из двух швеллеров. Технология изготовления таких станин может потребовать ряда дополнительных операций, например, термообработки для снятия внутренних напряжений, возникающих при сварке. Как и в случае со сборными станинами, для обеспечения надлежащей геометрической точности направляющих сварных станин следует предусмотреть механическую обработку (шлифовку, тонкое фрезерование) верхних фланцев используемых швеллеров.

4.5.2. Методология динамической балансировки многоопорных роторов

Многоопорные роторы (три или четыре точки опоры) требуют более сложных процедур балансировки. Каждая точка опоры вносит свой вклад в общее динамическое поведение, и коррекция должна учитывать взаимодействие между всеми плоскостями.

Методология расширяет двухплоскостной подход за счет:

• Измерение вибрации во всех точках опоры
• Использование нескольких положений пробного веса
• Решение больших систем линейных уравнений
• Оптимизация распределения веса при коррекции

Для карданных валов и аналогичных длинных роторов при таком подходе обычно достигаются уровни остаточного дисбаланса, соответствующие классам качества ISO G6.3 или выше.

4.5.3. Калькуляторы для балансировки многоопорных роторов

Для трехопорных и четырехопорных конфигураций ротора были разработаны специализированные алгоритмы расчета. Эти калькуляторы реализованы в программном обеспечении Balanset-4 и могут автоматически обрабатывать сложные геометрии роторов.

Калькуляторы учитывают:

• Изменяемая жесткость опоры
• Перекрестная связь между плоскостями коррекции
• Оптимизация размещения грузов для обеспечения доступности
• Проверка результатов расчетов

5. Рекомендации по проверке работы и точности балансировочных станков

Точность и надежность балансировочного станка зависят от многих факторов, включая геометрическую точность его механических компонентов, динамические характеристики опор и эксплуатационные возможности измерительной системы. Регулярная проверка этих параметров обеспечивает стабильное качество балансировки и помогает выявить потенциальные проблемы до того, как они повлияют на производство.

5.1. Проверка геометрической точности станка

Проверка геометрической точности включает в себя проверку выравнивания опор, параллельности направляющих и концентричности шпиндельных узлов. Эти проверки должны выполняться при первоначальной настройке и периодически в процессе эксплуатации, чтобы обеспечить поддержание точности.

5.2. Проверка динамических характеристик станка

Проверка динамических характеристик включает в себя измерение собственных частот опор и компонентов рамы, чтобы убедиться, что они правильно отделены от рабочих частот. Это предотвращает возникновение резонанса, который может нарушить точность балансировки.

5.3. Проверка работоспособности измерительной системы

Проверка измерительной системы включает калибровку датчика, проверку выравнивания фаз и проверку точности обработки сигнала. Это обеспечивает надежное измерение амплитуды и фазы вибрации на всех рабочих скоростях.

5.4. Проверка характеристик точности согласно ISO 21940-21 (ранее ISO 2953)

ISO 21940-21 (ранее ISO 2953) устанавливает стандартизованные процедуры проверки точности балансировочных станков с использованием калиброванных контрольных роторов. Эти процедуры помогают подтвердить характеристики станка в соответствии с международно признанными стандартами.

Литература

1. Решетов Д.Н. (редактор). "Детали и механизмы металлорежущих станков". Москва: Машиностроение, 1972.
2. Келленбергер В. "Спиральное шлифование цилиндрических поверхностей". Машиностроение, 1963.
3. ISO 281 "Rolling Bearings - Dynamic Load Ratings and Rating Life."
4. GOST 17383-73 (национальный стандарт) "Pulleys for flat drive belts."
5. ISO 21940-11 (ранее ISO 1940-1) "Mechanical vibration - Rotor balancing - Part 11: Procedures and tolerances for rotors with rigid behaviour."
6. ISO 21940-21 (ранее ISO 2953) "Mechanical vibration - Rotor balancing - Part 21: Description and evaluation of balancing machines."