1. Uvod

(Zakaj je bilo treba napisati to delo?)

Analiza strukture porabe balansirnih naprav, ki jih proizvaja LLC "Kinematics" (Vibromera), kaže, da je približno 30% kupljenih za uporabo kot stacionarni merilni in računalniški sistemi za balansirne stroje in/ali stojala. Možno je opredeliti dve skupini potrošnikov (kupcev) naše opreme.

V prvo skupino spadajo podjetja, ki so specializirana za množično proizvodnjo balansirnih strojev in njihovo prodajo zunanjim strankam. Ta podjetja zaposlujejo visoko usposobljene strokovnjake s poglobljenim znanjem in bogatimi izkušnjami pri načrtovanju, proizvodnji in upravljanju različnih vrst izravnalnih strojev. Izzivi, ki se pojavljajo v interakciji s to skupino potrošnikov, so najpogosteje povezani s prilagajanjem naših merilnih sistemov in programske opreme obstoječim ali na novo razvitim strojem, ne da bi obravnavali vprašanja njihove konstrukcijske izvedbe.

Drugo skupino sestavljajo potrošniki, ki razvijajo in izdelujejo stroje (stojala) za lastne potrebe. Ta pristop je večinoma pojasnjen z željo neodvisnih proizvajalcev po zmanjšanju lastnih proizvodnih stroškov, ki se v nekaterih primerih lahko zmanjšajo za dva- do trikrat ali več. Ta skupina potrošnikov pogosto nima ustreznih izkušenj pri izdelavi strojev in se pri svojem delu običajno zanaša na uporabo zdrave pameti, informacij s spleta in vseh razpoložljivih analogov.

Ob interakciji z njimi se poraja veliko vprašanj, ki poleg dodatnih informacij o merilnih sistemih balansirnih strojev zajemajo širok spekter vprašanj, povezanih s konstrukcijsko izvedbo strojev, načini njihove namestitve na temelj, izbiro pogonov, doseganjem ustrezne natančnosti balansiranja itd.

Glede na veliko zanimanje, ki ga je pokazala velika skupina naših potrošnikov za vprašanja samostojne izdelave strojev za uravnoteženje, so strokovnjaki podjetja LLC "Kinematics" (Vibromera) pripravili zbirko s komentarji in priporočili o najpogostejših vprašanjih.

2. Vrste balansirnih strojev (stojal) in njihove konstrukcijske značilnosti

Balansirni stroj je tehnološka naprava, zasnovana za odpravo statične ali dinamične neuravnoteženosti rotorjev za različne namene. Vključuje mehanizem, ki pospeši uravnoteženi rotor na določeno vrtilno frekvenco, in specializiran merilni in računalniški sistem, ki določa mase in postavitev korektivnih uteži, potrebnih za kompenzacijo neuravnoteženosti rotorja.

Konstrukcija mehanskega dela stroja je običajno sestavljena iz ogrodja, na katerem so nameščeni podporni stebri (ležaji). Ti se uporabljajo za pritrditev uravnoteženega izdelka (rotorja) in vključujejo pogon, namenjen vrtenju rotorja. Med postopkom uravnoteženja, ki se izvaja med vrtenjem izdelka, senzorji merilnega sistema (katerih tip je odvisen od zasnove stroja) zaznavajo bodisi vibracije v ležajih bodisi sile na ležajih.

Tako pridobljeni podatki omogočajo določitev mase in mesta namestitve korekcijskih uteži, potrebnih za izravnavo neravnovesja.

Trenutno prevladujeta dve vrsti konstrukcij balansirnih strojev (stojal):

• Stroji z mehkimi ležišči (s prilagodljivimi nosilci);
• Stroji s trdimi ležišči (s togimi nosilci).

2.1. Stroji in stojala z mehkimi ležišči

Osnovna značilnost balansirnih strojev (stojal) z mehkimi ležaji je, da imajo razmeroma prožne nosilce, izdelane na podlagi vzmetnih obes, vzmetnih vozičkov, ravnih ali valjastih vzmetnih nosilcev itd. Lastna frekvenca teh podpor je vsaj 2-3-krat nižja od frekvence vrtenja uravnoteženega rotorja, ki je nameščen na njih. Klasičen primer konstrukcijske izvedbe prožnih podpor z mehkimi ležaji je viden v podpori stroja modela DB-50, katerega fotografija je prikazana na sliki 2.1.

Slika 2.1. Podpora balansirnega stroja modela DB-50.

Kot je prikazano na sliki 2.1, je premični okvir (drsnik) 2 pritrjen na nepremične stebre 1 podpore s pomočjo vzmetenja na tračnih vzmeteh 3. Pod vplivom centrifugalne sile, ki jo povzroča neuravnoteženost rotorja, nameščenega na podpori, lahko voziček (drsnik) 2 izvaja vodoravna nihanja glede na nepremično stojalo 1, ki se merijo s senzorjem vibracij.

Konstrukcijska izvedba te podpore zagotavlja doseganje nizke lastne frekvence nihanja vozička, ki je lahko približno 1-2 Hz. To omogoča uravnoteženje rotorja v širokem razponu njegovih vrtilnih frekvenc, od 200 vrtljajev na minuto naprej. Zaradi te lastnosti in relativne enostavnosti izdelave takšnih podpor je ta zasnova privlačna za številne naše potrošnike, ki izdelujejo balansirne stroje za lastne potrebe različnih namenov.

Slika 2.2. Mehka ležajna opora balansirnega stroja, proizvajalca "Polymer LTD", Mahačkala

Slika 2.2 prikazuje fotografijo stroja za uravnoteženje mehkih ležajev z nosilci iz vzmetnih vzmeti, izdelanega za lastne potrebe v podjetju "Polymer LTD" v Mahačkali. Stroj je zasnovan za uravnoteženje valjev, ki se uporabljajo pri proizvodnji polimernih materialov.

Slika 2.3 vsebuje fotografijo balansirnega stroja s podobnim trakastim vzmetenjem vozička, namenjenega balansiranju specializiranih orodij.

Sliki 2.4.a in 2.4.b prikaže fotografije doma narejenega stroja Soft Bearing za uravnoteženje pogonskih gredi, katerega nosilci so prav tako izdelani iz vzmeti.

Slika 2.5 predstavlja fotografijo stroja z mehkimi ležaji, zasnovanega za uravnoteženje turbopolnilnikov, pri čemer so nosilci vozičkov prav tako obešeni na tračne vzmeti. Stroj, izdelan za zasebno uporabo A. Shahgunyana (Sankt Peterburg), je opremljen z merilnim sistemom "Balanset 1".

Po navedbah proizvajalca (glej sliko 2.6) ta stroj omogoča uravnoteženje turbin s preostalo neuravnoteženostjo, ki ne presega 0,2 g*mm.

Slika 2.3. Stroj z mehkimi ležaji za uravnoteženje orodij s podpornim vzmetenjem na tračnih vzmeteh

Slika 2.4.a. Stroj z mehkimi ležaji za uravnoteženje pogonskih gredi (stroj je sestavljen)

Slika 2.4.b. Stroj z mehkimi ležaji za uravnoteženje pogonskih gredi z nosilci vozička, obešenimi na tračnih vzmeteh. (Podpora za vodilno vreteno z vzmetnim trakom)

Slika 2.5. Mehki nosilni stroj za uravnoteženje turbinskih polnilnikov s podporami na tračnih vzmeteh, ki ga je izdelal A. Shahgunyan (Sankt Peterburg)

Slika 2.6. Posnetek zaslona merilnega sistema 'Balanset 1', ki prikazuje rezultate uravnoteženja rotorja turbine na stroju A. Shahgunyana

Poleg klasične različice podpore za uravnoteženje stroja Soft Bearing, opisane zgoraj, so se razširile tudi druge konstrukcijske rešitve.

Sliki 2.7 in 2.8 predstavljajo fotografije strojev za uravnoteženje pogonskih gredi, katerih nosilci so izdelani na osnovi ploščatih vzmeti. Ti stroji so bili izdelani za lastne potrebe zasebnega podjetja "Dergacheva" oziroma LLC "Tatcardan" ("Kinetika-M").

Stroje za uravnoteženje mehkih ležajev s takimi nosilci pogosto reproducirajo amaterski proizvajalci zaradi njihove relativne preprostosti in izdelave. Ti prototipi so običajno bodisi stroji serije VBRF podjetja "K. Schenck" bodisi podobni stroji domače proizvodnje.

Stroji na slikah 2.7 in 2.8 so zasnovani za uravnoteženje pogonskih gredi z dvema, tremi in štirimi podporami. Imajo podobno konstrukcijo, ki vključuje:

• varjeni posteljni okvir 1, ki temelji na dveh I-nosnikih, povezanih s prečnimi rebri;
• nepremično (sprednjo) podporo vretena 2;
• premično (zadnjo) podporo vretena 3;
• eno ali dve premični (vmesni) podpori 4. Na nosilcih 2 in 3 sta nameščeni enoti vretena 5 in 6, ki sta namenjeni namestitvi uravnotežene pogonske gredi 7 na stroj.

Slika 2.7. Stroj z mehkimi ležaji za uravnoteženje pogonskih gredi zasebnega podjetja "Dergacheva" z oporniki na ravnih (ploščatih) vzmeteh

Slika 2.8. Stroj z mehkimi ležaji za uravnoteženje pogonskih gredi podjetja LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M") s podporami na ravnih vzmeteh

Na vseh nosilcih so nameščeni senzorji vibracij 8, s katerimi se meri prečno nihanje nosilcev. Vodilno vreteno 5, nameščeno na podpori 2, vrti elektromotor s pomočjo jermenskega pogona.

Sliki 2.9.a in 2.9.b prikažite fotografije podpore balansirnega stroja, ki temelji na ploščatih vzmeteh.

Slika 2.9. Opora balansirnega stroja z mehkimi ležaji in ploščatimi vzmetmi

• a) Pogled s strani;
• b) Pogled od spredaj

Glede na to, da ljubiteljski proizvajalci pogosto uporabljajo takšne nosilce v svojih modelih, je koristno podrobneje preučiti značilnosti njihove konstrukcije. Kot je prikazano na sliki 2.9.a, je ta podpora sestavljena iz treh glavnih delov:

• Spodnja podporna plošča 1: Pri sprednji podpori vretena je plošča togo pritrjena na vodila; pri vmesnih podporah ali zadnjih podporah vretena je spodnja plošča zasnovana kot voziček, ki se lahko premika po vodilih okvirja.
• Zgornja podporna plošča 2, na katerih so nameščene podporne enote (valjčne podpore 4, vretena, vmesni ležaji itd.).
• Dve ploščati vzmeti 3, ki povezuje spodnjo in zgornjo ležajno ploščo.

Da bi preprečili nevarnost povečanih vibracij nosilcev med delovanjem, do katerih lahko pride med pospeševanjem ali upočasnjevanjem uravnoteženega rotorja, imajo lahko nosilci blokirni mehanizem (glej sliko 2.9.b). Ta mehanizem je sestavljen iz togega nosilca 5, ki ga lahko zaskoči ekscentrična ključavnica 6, povezana z eno od ravnih vzmeti nosilca. Ko se blokada 6 in nosilec 5 zaskočita, je opora zaklenjena, kar odpravlja tveganje povečanih vibracij med pospeševanjem in upočasnjevanjem.

Pri načrtovanju nosilcev s ploščatimi vzmetmi mora proizvajalec stroja oceniti frekvenco njihovih lastnih nihanj, ki je odvisna od togosti vzmeti in mase uravnoteženega rotorja. Poznavanje tega parametra konstruktorju omogoča, da zavestno izbere območje delovnih frekvenc vrtenja rotorja in se tako izogne nevarnosti resonančnih nihanj nosilcev med uravnoteženjem.

Priporočila za izračun in eksperimentalno določitev lastnih frekvenc nihanja podpor in drugih sestavnih delov balansirnih strojev so obravnavana v oddelku 3.

Kot je bilo že omenjeno, preprostost in možnost izdelave podporne konstrukcije z uporabo ravnih (ploščatih) vzmeti privabljata ljubiteljske razvijalce balansirnih strojev za različne namene, vključno s stroji za uravnoteženje ročičnih gredi, rotorjev avtomobilskih turbinskih polnilnikov itd.

Kot primer, sliki 2.10.a in 2.10.b prikazujeta splošno skico stroja, zasnovanega za uravnoteženje rotorjev turbopolnilnikov. Ta stroj je bil izdelan in se uporablja za interne potrebe v podjetju LLC "SuraTurbo" v Penzi.

2.10.a Stroj za uravnoteženje rotorjev turbinskega polnilnika (stranski pogled)

2.10.b Stroj za uravnoteženje rotorjev turbinskega polnilnika (pogled s sprednje podporne strani)

Poleg že obravnavanih strojev za uravnoteženje mehkih ležajev so včasih izdelana tudi razmeroma preprosta stojala za mehke ležaje. Ta stojala omogočajo kakovostno uravnoteženje rotacijskih mehanizmov za različne namene z minimalnimi stroški.

Spodaj je predstavljenih več takšnih stojal, zgrajenih na osnovi ravne plošče (ali okvirja), nameščene na valjastih tlačnih vzmeteh. Te vzmeti so običajno izbrane tako, da je naravna frekvenca nihanja plošče z nameščenim uravnoteženim mehanizmom 2- do 3-krat nižja od frekvence vrtenja rotorja tega mehanizma med uravnoteženjem.

Slika 2.11 prikazuje fotografijo stojala za uravnoteženje brusnih koles, ki ga je za lastno proizvodnjo izdelal P. Asharin.

Slika 2.11. Stojalo za uravnoteženje abrazivnih kolutov

Stojalo je sestavljeno iz naslednjih glavnih delov:

• Plošča 1, nameščen na štirih valjastih vzmeteh 2;
• Električni motor 3, katerega rotor služi tudi kot vreteno, na katerem je nameščen trn 4, ki se uporablja za namestitev in pritrditev brusnega kolesa na vreteno.

Ključna značilnost tega stojala je vključitev impulznega senzorja 5 za kot vrtenja rotorja elektromotorja, ki se uporablja kot del merilnega sistema stojala ("Balanset 2C") za določanje kotnega položaja za odstranitev korekcijske mase z abrazivnega kolesa.

Slika 2.12 prikazuje fotografijo stojala, ki se uporablja za uravnoteženje vakuumskih črpalk. To stojalo je bilo razvito po naročilu podjetja JSC "Measurement Plant".

Slika 2.12. Stojalo za uravnoteženje vakuumskih črpalk podjetja JSC "Measurement Plant""

Osnova tega stojala je tudi Plošča 1, nameščeni na valjastih vzmeteh 2. Na plošči 1 je nameščena vakuumska črpalka 3 z lastnim električnim pogonom, ki lahko spreminja hitrosti od 0 do 60 000 vrtljajev na minuto. Na ohišju črpalke so nameščeni senzorji vibracij 4, ki se uporabljajo za merjenje vibracij v dveh različnih delih na različnih višinah.

Za sinhronizacijo procesa merjenja vibracij z vrtilnim kotom rotorja črpalke se na stojalu uporablja laserski senzor faznega kota 5. Kljub na videz poenostavljeni zunanji konstrukciji takšnih stojal omogoča doseganje zelo kakovostnega uravnoteženja rotorja črpalke.

Na primer, pri podkritičnih vrtilnih frekvencah preostalo neravnovesje rotorja črpalke izpolnjuje zahteve, določene za razred kakovosti ravnovesja G0.16 v skladu s standardom ISO 1940-1-2007 "Vibracije. Zahteve za kakovost ravnovesja togih rotorjev. 1. del. Določanje dovoljenega neravnovesja.""

Preostale vibracije ohišja črpalke, dosežene med uravnoteženjem pri vrtilnih hitrostih do 8.000 vrt/min, ne presegajo 0,01 mm/s.

Izravnalna stojala, izdelana po zgoraj opisani shemi, so učinkovita tudi pri uravnavanju drugih mehanizmov, kot so ventilatorji. Primeri stojal, izdelanih za uravnoteženje ventilatorjev, so prikazani na slikah 2.13 in 2.14.

Slika 2.13. Stojalo za uravnoteženje lopatic ventilatorjev

Kakovost uravnoteženja ventilatorjev, dosežena na takšnih stojalih, je precej visoka. Po mnenju strokovnjakov podjetja "Atlant-project" LLC je bila na stojalu, ki so ga zasnovali na podlagi priporočil podjetja "Kinematics" LLC (glej sliko 2.14), dosežena raven preostalih vibracij pri uravnoteženju ventilatorjev 0,8 mm/s. To je več kot trikrat boljše od tolerance, določene za ventilatorje kategorije BV5 v skladu s standardom ISO 31350-2007 "Vibracije. Industrijski ventilatorji. Zahteve za proizvedene vibracije in kakovost uravnoteženja.""

Slika 2.14. Stojalo za uravnoteženje ventilatorskih rotorjev eksplozijsko varne opreme podjetja "Atlant-project" LLC, Podolsk

Podobni podatki, pridobljeni v podjetju JSC "Lissant Fan Factory", kažejo, da so takšna stojala, ki se uporabljajo pri serijski proizvodnji kanalskih ventilatorjev, dosledno zagotavljala preostale vibracije, ki niso presegale 0,1 mm/s.

2.2. Stroji s trdimi ležaji

Stroji za uravnoteženje s trdimi ležaji se od prej obravnavanih strojev z mehkimi ležaji razlikujejo po zasnovi nosilcev. Njihovi nosilci so izdelani v obliki togih plošč z zapletenimi režami (izrezi). Lastne frekvence teh nosilcev znatno (vsaj 2-3-krat) presegajo največjo vrtilno frekvenco rotorja, uravnoteženega na stroju.

Stroji s trdimi ležaji so bolj vsestranski od strojev z mehkimi ležaji, saj običajno omogočajo visokokakovostno uravnoteženje rotorjev v širšem razponu njihovih masnih in dimenzijskih značilnosti. Pomembna prednost teh strojev je tudi ta, da omogočajo zelo natančno uravnoteženje rotorjev pri razmeroma nizkih vrtilnih hitrostih, ki so lahko v razponu od 200 do 500 vrtljajev na minuto in nižje.

Slika 2.15 prikazuje fotografijo tipičnega stroja za uravnoteženje trdih ležajev, ki ga je izdelal "K. Schenk". Iz te slike je razvidno, da imajo posamezni deli nosilca, ki jih tvorijo zapletene utore, različno togost. Pod vplivom sil neuravnoteženosti rotorja lahko to povzroči deformacije (premike) nekaterih delov nosilca glede na druge. (Na sliki 2.15 je togejši del nosilca označen z rdečo pikčasto črto, njegov relativno upogljiv del pa z modro).

Za merjenje omenjenih relativnih deformacij lahko stroji Hard Bearing uporabljajo senzorje sile ali zelo občutljive senzorje vibracij različnih vrst, vključno z brezkontaktnimi senzorji premika vibracij.

Slika 2.15. Stroj za uravnoteženje trdih ležajev podjetja "K. Schenk""

Kot kaže analiza povpraševanj strank za instrumente serije "Balanset", zanimanje za izdelavo strojev za uravnoteženje s trdimi ležaji za lastno uporabo nenehno narašča. To omogoča široko razširjanje oglaševalskih informacij o oblikovnih značilnostih domačih strojev za uravnoteženje, ki jih amaterski proizvajalci uporabljajo kot analoge (ali prototipe) za lastne razvojne projekte.

Oglejmo si nekaj različic strojev za trde ležaje, izdelanih za interne potrebe številnih potrošnikov instrumentov serije "Balanset".

Slike 2.16.a - 2.16.d Prikazujejo fotografije stroja za uravnoteženje pogonskih gredi s trdimi ležaji, ki ga je izdelal N. Obyedkov (mesto Magnitogorsk). Kot je razvidno iz slike 2.16.a, je stroj sestavljen iz togega okvirja 1, na katerem so nameščeni nosilci 2 (dva vretena in dva vmesna). Glavno vreteno 3 stroja vrti asinhronski elektromotor 4 preko jermenskega pogona. Za krmiljenje hitrosti vrtenja elektromotorja 4 se uporablja frekvenčni regulator 6. Stroj je opremljen z merilno-računalniškim sistemom 5 "Balanset 4", ki vključuje merilno enoto, računalnik, štiri senzorje sile in senzor faznega kota (senzorji niso prikazani na sliki 2.16.a).

Slika 2.16.a. Stroj s trdimi ležaji za uravnoteženje pogonskih gredi, ki ga je izdelal N. Obyedkov (Magnitogorsk)

Slika 2.16.b prikazuje fotografijo sprednje podpore stroja z vodilnim vretenom 3, ki ga, kot že omenjeno, poganja jermenski pogon asinhronskega elektromotorja 4. Ta nosilec je togo pritrjen na okvir.

Slika 2.16.b. Sprednja (vodilna) opora vretena.

Slika 2.16.c vsebuje fotografijo enega od dveh premičnih vmesnih nosilcev stroja. Ta opornik leži na drsnikih 7, kar omogoča njegovo vzdolžno premikanje vzdolž vodil okvirja. Ta podpora vključuje posebno napravo 8, namenjeno namestitvi in nastavitvi višine vmesnega ležaja uravnotežene pogonske gredi.

Slika 2.16.c. Vmesna premična opora stroja

Slika 2.16.d prikazuje fotografijo zadnje (gnane) opore vretena, ki tako kot vmesne opore omogoča gibanje vzdolž vodil ogrodja stroja.

Slika 2.16.d. Podpora za zadnje (pogonsko) vreteno.

Vsi zgoraj obravnavani nosilci so navpične plošče, nameščene na ravne podlage. Plošče imajo reže v obliki črke T (glej sliko 2.16.d), ki nosilec delijo na notranji del 9 (bolj tog) in zunanji del 10 (manj tog). Različna togost notranjega in zunanjega dela nosilca lahko povzroči relativno deformacijo teh delov pod vplivom sil neuravnoteženosti iz uravnoteženega rotorja.

Senzorji sile se običajno uporabljajo za merjenje relativne deformacije nosilcev v doma narejenih strojih. Primer namestitve senzorja sile na podpori stroja za uravnoteženje trdih ležajev je prikazan na sliki 2.16.e. Kot je razvidno iz te slike, je senzor sile 11 pritisnjen na stransko površino notranjega dela podpore z vijakom 12, ki gre skozi navojno luknjo v zunanjem delu podpore.

Za zagotovitev enakomernega pritiska vijaka 12 po celotni ravnini senzorja sile 11 je med njim in senzorjem nameščena ravna podložka 13.

Slika 2.16.d. Primer namestitve senzorja sile na nosilec.

Med delovanjem stroja sile neravnovesja iz uravnoteženega rotorja delujejo preko nosilnih enot (vreten ali vmesnih ležajev) na zunanji del nosilca, ki se začne ciklično premikati (deformirati) glede na svoj notranji del s frekvenco vrtenja rotorja. To povzroči spremenljivo silo, ki deluje na senzor 11 in je sorazmerna s silo neravnovesja. Pod njenim vplivom se na izhodu senzorja sile ustvari električni signal, sorazmeren z velikostjo neravnovesja rotorja.

Signali senzorjev sile, nameščenih na vseh nosilcih, se dovajajo v merilni in računalniški sistem stroja, kjer se uporabljajo za določanje parametrov korektivnih uteži.

Slika 2.17.a. prikazuje fotografijo visoko specializiranega stroja za trde ležaje, ki se uporablja za uravnoteženje "vijačnih" gredi. Ta stroj je bil izdelan za interno uporabo v podjetju LLC "Ufatverdosplav".

Kot je razvidno iz slike, ima mehanizem za vrtenje stroja poenostavljeno konstrukcijo, ki je sestavljena iz naslednjih glavnih sestavnih delov:

• Varjeni okvir 1, ki služi kot postelja;
• Dva nepremična nosilca 2, ki je trdno pritrjena na okvir;
• Električni motor 3ki preko jermenskega pogona 4 poganja uravnoteženo gred (vijak) 5.

Slika 2.17.a. Stroj s trdimi ležaji za uravnoteženje vijačnih gredi, proizvajalec LLC "Ufatverdosplav""

Nosilci 2 stroja so navpično nameščene jeklene plošče z zarezami v obliki črke T. Na vrhu vsakega nosilca so podporni valji, izdelani s kotalnimi ležaji, na katerih se vrti uravnotežena gred 5.

Za merjenje deformacije nosilcev, ki nastane zaradi neravnovesja rotorja, se uporabljajo senzorji sile 6 (glej sliko 2.17.b), ki so nameščeni v utorih nosilcev. Ti senzorji so povezani z napravo "Balanset 1", ki se na tem stroju uporablja kot merilni in računalniški sistem.

Kljub relativni preprostosti vrtilnega mehanizma stroja omogoča dovolj kakovostno uravnoteženje vijakov, ki imajo, kot je razvidno iz slike 2.17.a., kompleksno vijačno površino.

Po podatkih podjetja LLC "Ufatverdosplav" se je začetna neuravnoteženost vijaka na tem stroju med postopkom uravnoteženja zmanjšala za skoraj 50-krat.

Slika 2.17.b. Strojna opora s trdimi ležaji za uravnoteženje vijačnih gredi s senzorjem sile

Dosežena preostala neravnotežje je bila v prvi ravnini vijaka 3552 g*mm (19,2 g pri polmeru 185 mm), v drugi ravnini pa 2220 g*mm (12,0 g pri polmeru 185 mm). Za rotor, ki tehta 500 kg in deluje s frekvenco vrtenja 3500 vrt/min, to neravnotežje ustreza razredu G6.3 po standardu ISO 1940-1-2007, kar izpolnjuje zahteve, določene v njegovi tehnični dokumentaciji.

Izvirno zasnovo (glej sliko 2.18), ki vključuje uporabo ene same podlage za hkratno namestitev nosilcev za dva stroja za uravnoteženje trdih ležajev različnih velikosti, je predlagal SV Morozov. Očitne prednosti te tehnične rešitve, ki omogočajo zmanjšanje proizvodnih stroškov proizvajalca, vključujejo:

• Varčevanje s proizvodnim prostorom;
• Uporaba enega elektromotorja s frekvenčnim pogonom za delovanje dveh različnih strojev;
• Uporaba enega merilnega sistema za upravljanje dveh različnih strojev.

Slika 2.18. Stroj za uravnoteženje trdih ležajev ("Tandem"), proizvajalec SV Morozov

3. Zahteve za izdelavo osnovnih enot in mehanizmov balansirnih strojev

3.1. Ležaji

3.1.1. Teoretični temelji načrtovanja ležajev

V prejšnjem razdelku so bile podrobno obravnavane glavne konstrukcijske izvedbe mehkih in trdih nosilcev za balansirne stroje. Ključni parameter, ki ga morajo načrtovalci upoštevati pri načrtovanju in izdelavi teh nosilcev, je njihova lastna frekvenca nihanja. To je pomembno, ker je za izračun parametrov korektivnih uteži z merilnimi in računalniškimi sistemi stroja potrebno merjenje ne le amplitude vibracij (ciklične deformacije) nosilcev, temveč tudi faze vibracij.

Če naravna frekvenca nosilca sovpada s frekvenco vrtenja uravnoteženega rotorja (resonanca nosilca), je natančna meritev amplitude in faze vibracij praktično nemogoča. To je jasno prikazano na grafih, ki prikazujejo spremembe amplitude in faze nihanja nosilca kot funkcijo frekvence vrtenja uravnoteženega rotorja (glej sliko 3.1).

Iz teh grafov je razvidno, da ko se frekvenca vrtenja uravnoteženega rotorja približa lastni frekvenci nihanja podpore (tj. ko je razmerje fp/fo blizu 1), se znatno poveča amplituda, povezana z resonančnimi nihanji podpore (glej sliko 3.1.a). Hkrati graf 3.1.b kaže, da se v resonančnem območju močno spremeni fazni kot ∆F°, ki lahko doseže do 180°.

Z drugimi besedami, pri uravnoteženju katerega koli mehanizma v resonančnem območju lahko že majhne spremembe njegove frekvence vrtenja povzročijo znatno nestabilnost rezultatov meritev amplitude in faze njegovih vibracij, kar vodi v napake pri izračunu parametrov korekcijskih uteži in negativno vpliva na kakovost uravnoteženja.

Zgornji grafi potrjujejo prejšnja priporočila, da mora biti pri strojih s trdimi ležaji zgornja meja obratovalnih frekvenc rotorja (vsaj) 2-3-krat nižja od naravne frekvence nosilca. Pri strojih z mehkimi ležaji mora biti spodnja meja dovoljenih obratovalnih frekvenc uravnoteženega rotorja (vsaj) 2-3-krat višja od naravne frekvence nosilca.

Slika 3.1. Grafi, ki prikazujejo spremembe relativne amplitude in faze vibracij nosilca balansirnega stroja v odvisnosti od sprememb frekvence vrtenja.

• Ад - Amplituda dinamičnih vibracij nosilca;
• e = m*r / M - Specifično neravnovesje uravnoteženega rotorja;
• m - Neuravnotežena masa rotorja;
• M - Masa rotorja;
• r - Polmer, pri katerem se neuravnotežena masa nahaja na rotorju;
• fp - frekvenca vrtenja rotorja;
• fo - Lastna frekvenca vibracij nosilca

Glede na predstavljene informacije obratovanje stroja v resonančnem območju nosilcev (na sliki 3.1 označeno z rdečo barvo) ni priporočljivo. Grafi, prikazani na sliki 3.1, kažejo tudi, da so pri enakih neravnovesjih rotorja dejanske vibracije nosilcev stroja z mehkimi ležaji bistveno nižje od tistih, ki se pojavljajo na nosilcih stroja z mehkimi ležaji.

Iz tega sledi, da morajo biti senzorji, ki se uporabljajo za merjenje vibracij nosilcev v strojih s trdimi ležaji, občutljivejši od senzorjev v strojih z mehkimi ležaji. To ugotovitev dobro podpira dejanska praksa uporabe senzorjev, ki kaže, da absolutni senzorji vibracij (vibroakcelerometri in/ali senzorji hitrosti vibracij), ki se uspešno uporabljajo v strojih za uravnoteženje z mehkimi ležaji, pogosto ne morejo doseči potrebne kakovosti uravnoteženja na strojih s trdimi ležaji.

Pri teh strojih je priporočljivo uporabljati senzorje relativnih vibracij, kot so senzorji sile ali zelo občutljivi senzorji premikanja.

3.1.2. Ocenjevanje lastnih frekvenc podpor z uporabo računskih metod

Projektant lahko izvede približni (ocenjevalni) izračun lastne frekvence podporne plošče s formulo 3.1, če jo poenostavljeno obravnava kot vibracijski sistem z eno stopnjo prostosti, ki ga (glej sliko 2.19.a) predstavlja masa M, ki niha na vzmeti s togostjo K.

Maso M, ki se uporablja pri izračunu za simetrični rotor z medležajnim sistemom, lahko približamo s formulo 3.2.

kjer je Mo masa gibljivega dela nosilca v kg; Mr masa uravnoteženega rotorja v kg; n število nosilcev stroja, ki sodelujejo pri uravnoteženju.

Togost K podpore se izračuna s formulo 3.3 na podlagi rezultatov eksperimentalnih študij, ki vključujejo merjenje deformacije ΔL podpore pri obremenitvi s statično silo P (glej sliki 3.2.a in 3.2.b).

kjer je ΔL deformacija nosilca v metrih; P je statična sila v newtonih.

Velikost obremenilne sile P se lahko izmeri z instrumentom za merjenje sile (npr. dinamometrom). Premik podpore ΔL se določi z napravo za merjenje linearnih premikov (npr. s številčnico).

3.1.3. Eksperimentalne metode za določanje lastnih frekvenc nosilcev

Glede na to, da lahko zgoraj omenjeni izračun naravnih frekvenc nosilcev, izveden s poenostavljeno metodo, povzroči znatne napake, večina amaterskih razvijalcev raje določi te parametre z eksperimentalnimi metodami. Za to uporabljajo zmogljivosti, ki jih ponujajo sodobni sistemi za merjenje vibracij balansirnih strojev, vključno z instrumenti serije "Balanset".

3.1.3.1. Določanje lastnih frekvenc nosilcev z metodo udarnega vzbujanja

Metoda udarnega vzbujanja je najpreprostejši in najpogostejši način določanja lastne frekvence vibracij nosilca ali katere koli druge strojne komponente. Temelji na dejstvu, da se pri udarnem vzbujanju katerega koli predmeta, na primer zvona (glej sliko 3.3), njegov odziv kaže kot postopno pojemajoče vibracijsko odzivanje. Frekvenca vibracijskega signala je določena s strukturnimi značilnostmi predmeta in ustreza frekvenci njegovih lastnih vibracij. Za udarno vzbujanje vibracij se lahko uporabi katero koli težko orodje, na primer gumijasto kladivo ali navadno kladivo.

Slika 3.3. Shema udarnega vzbujanja, ki se uporablja za določanje lastnih frekvenc predmeta

Masa kladiva mora biti približno enaka 10% mase predmeta, ki ga vzbujamo. Da bi zajeli vibracijski odziv, je treba na preiskovani predmet namestiti senzor vibracij, katerega merilna os je poravnana s smerjo vzbujanja udarca. V nekaterih primerih se lahko za zaznavanje vibracijskega odziva predmeta kot senzor uporabi mikrofon iz naprave za merjenje hrupa.

Senzor pretvori vibracije predmeta v električni signal, ki se nato pošlje merilnemu instrumentu, na primer vhodu spektralnega analizatorja. Ta instrument beleži časovno funkcijo in spekter upadajočega vibracijskega procesa (glej sliko 3.4), katerih analiza omogoča določitev frekvence (frekvenc) lastnih vibracij predmeta.

Slika 3.5. Programski vmesnik, ki prikazuje grafe časovnih funkcij in spekter razpadajočih udarnih vibracij preiskovane konstrukcije

Analiza grafa spektra, predstavljenega na sliki 3.5 (glej spodnji del delovnega okna), kaže, da se glavna komponenta lastnih vibracij pregledane konstrukcije, določena glede na abscisno os grafa, pojavlja pri frekvenci 9,5 Hz. To metodo je mogoče priporočiti za študije lastnih vibracij nosilcev balansirnih strojev z mehkimi in trdimi ležaji.

3.1.3.2. Določanje lastnih frekvenc podpor v obrežnem načinu

V nekaterih primerih je mogoče naravne frekvence nosilcev določiti s cikličnim merjenjem amplitude in faze vibracij "na obali". Pri izvajanju te metode se rotor, nameščen na preiskovanem stroju, najprej pospeši do največje hitrosti vrtenja, nato se njegov pogon odklopi, frekvenca moteče sile, povezane z neravnovesjem rotorja, pa se postopoma zmanjšuje od maksimuma do točke zaustavitve.

V tem primeru lahko lastne frekvence podpor določimo z dvema karakteristikama:

• Z lokalnim preskokom amplitude vibracij, opaženim na resonančnih območjih;
• Z močno spremembo (do 180°) faze vibracij, ki jo opazimo na območju skoka amplitude.

V napravah serije "Balanset" se lahko način "Vibrometer" ("Balanset 1") ali način "Uravnoteženje. Spremljanje" ("Balanset 2C" in "Balanset 4") uporablja za zaznavanje naravnih frekvenc objektov "na obali", kar omogoča ciklične meritve amplitude in faze vibracij pri vrtilni frekvenci rotorja.

Poleg tega programska oprema "Balanset 1" vključuje tudi specializiran način "Grafi. Območje delovanja", ki omogoča risanje grafov sprememb amplitude in faze vibracij podpore na območju delovanja kot funkcijo spreminjajoče se frekvence vrtenja, kar znatno olajša postopek diagnosticiranja resonanc.

Opozoriti je treba, da je iz očitnih razlogov (glej oddelek 3.1.1) metodo določanja lastnih frekvenc podpor na obali mogoče uporabiti le v primeru preučevanja strojev za uravnoteženje mehkih ležajev, pri katerih delovne frekvence vrtenja rotorja znatno presegajo lastne frekvence podpor v prečni smeri.

Pri strojih s trdimi ležaji, pri katerih so delovne frekvence vrtenja rotorja, ki vznemirjajo vibracije nosilcev na obali, bistveno nižje od lastnih frekvenc nosilcev, je uporaba te metode praktično nemogoča.

3.1.4. Praktična priporočila za načrtovanje in izdelavo podpor za balansirne stroje

3.1.2. Izračun lastnih frekvenc podpor z računskimi metodami

Izračune lastnih frekvenc podpor z uporabo zgoraj opisane računske sheme lahko izvedemo v dveh smereh:

• V prečni smeri nosilcev, ki sovpada s smerjo merjenja njihovih vibracij, ki jih povzročajo sile neuravnoteženosti rotorja;
• V aksialni smeri, ki sovpada z osjo vrtenja uravnoteženega rotorja, nameščenega na nosilcih stroja.

Izračun naravnih frekvenc nosilcev v navpični smeri zahteva uporabo bolj kompleksne računske tehnike, ki mora (poleg parametrov samega nosilca in uravnoteženega rotorja) upoštevati tudi parametre okvirja in posebnosti namestitve stroja na temelj. Ta metoda v tej publikaciji ni obravnavana. Analiza formule 3.1 omogoča nekaj preprostih priporočil, ki bi jih morali načrtovalci strojev upoštevati pri svojem praktičnem delu. Zlasti naravno frekvenco nosilca je mogoče spremeniti s spreminjanjem njegove togosti in/ali mase. Povečanje togosti poveča naravno frekvenco nosilca, medtem ko jo povečanje mase zmanjša. Te spremembe imajo nelinearno, kvadratno inverzno sorazmerje. Na primer, podvojitev togosti nosilca poveča njegovo naravno frekvenco le za faktor 1,4. Podobno podvojitev mase gibljivega dela nosilca zmanjša njegovo naravno frekvenco le za faktor 1,4.

3.1.4.1. Stroji z mehkimi ležaji in vzmetmi z ravnimi ploščami

Več konstrukcijskih različic nosilcev balansirnih strojev, izdelanih z ravnimi vzmetmi, je bilo obravnavanih zgoraj v poglavju 2.1 in prikazanih na slikah 2.7 - 2.9. Po naših informacijah se takšne izvedbe najpogosteje uporabljajo v strojih, namenjenih za uravnoteženje pogonskih gredi.

Kot primer si oglejmo parametre vzmeti, ki jih je uporabil eden od naročnikov (LLC "Rost-Service", Sankt Peterburg) pri izdelavi lastnih nosilcev strojev. Ta stroj je bil namenjen uravnoteženju 2-, 3- in 4-nosilcev pogonskih gredi, katerih masa ne presega 200 kg. Geometrijske dimenzije vzmeti (višina * širina * debelina), uporabljenih v nosilcih vodilnega in gnanega vretena stroja, ki ga je izbral naročnik, so bile 300 * 200 * 3 mm.

Naravna frekvenca neobremenjenega nosilca, eksperimentalno določena z metodo udarnega vzbujanja z uporabo standardnega merilnega sistema stroja "Balanset 4", je znašala 11–12 Hz. Pri takšni naravni frekvenci nihanja nosilcev priporočena vrtilna frekvenca uravnoteženega rotorja med uravnoteženjem ne sme biti nižja od 22–24 Hz (1320–1440 vrt/min).

Geometrijske dimenzije ploščatih vzmeti, ki jih je isti proizvajalec uporabil na vmesnih nosilcih, so bile 200 * 200 * 3 mm. Poleg tega so bile, kot so pokazale študije, naravne frekvence teh nosilcev višje in so dosegle 13–14 Hz.

Na podlagi rezultatov preskusov so proizvajalci stroja prejeli priporočilo, naj poravnajo (izenačijo) naravne frekvence vretena in vmesnih nosilcev. To naj bi olajšalo izbiro območja obratovalnih vrtilnih frekvenc pogonskih gredi med uravnoteženjem in preprečilo morebitne nestabilnosti odčitkov merilnega sistema zaradi vstopa nosilcev v območje resonančnih vibracij.

Metode za prilagajanje lastnih frekvenc vibracij nosilcev na ravnih vzmeteh so očitne. To prilagoditev je mogoče doseči s spreminjanjem geometrijskih dimenzij ali oblike ravnih vzmeti, kar se doseže na primer z rezkanjem vzdolžnih ali prečnih utorov, ki zmanjšajo njihovo togost.

Kot je bilo že omenjeno, se lahko rezultati takšnega prilagajanja preverijo z določitvijo lastnih frekvenc vibracij podpor z uporabo metod, opisanih v oddelkih 3.1.3.1 in 3.1.3.2.

Slika 3.6 predstavlja klasično različico konstrukcije podpore na ploščatih vzmeteh, ki jo je v enem od svojih strojev uporabil A. Sinicin. Kot je prikazano na sliki, podpora vključuje naslednje sestavne dele:

• Zgornja plošča 1;
• Dve ploščati vzmeti 2 in 3;
• Spodnja plošča 4;
• Zaustavitveni nosilec 5.

Slika 3.6. Sprememba zasnove podpore na ravnih vzmeteh

Zgornja plošča 1 nosilca se lahko uporabi za namestitev vretena ali vmesnega ležaja. Glede na namen podpore je lahko spodnja plošča 4 togo pritrjena na vodila stroja ali nameščena na gibljivih drsnikih, kar omogoča premikanje podpore vzdolž vodil. Nosilec 5 se uporablja za namestitev zaklepnega mehanizma za podporo, ki omogoča varno pritrditev med pospeševanjem in upočasnjevanjem uravnoteženega rotorja.

Ploske vzmeti za nosilce strojev z mehkimi ležaji morajo biti izdelane iz listnatih vzmeti ali visokokakovostnega legiranega jekla. Uporaba običajnih konstrukcijskih jekel z nizko mejo tečenja ni priporočljiva, saj lahko med delovanjem pri statičnih in dinamičnih obremenitvah razvijejo preostalo deformacijo, kar povzroči zmanjšanje geometrijske natančnosti stroja in celo izgubo stabilnosti nosilca.

Pri strojih z uravnoteženo maso rotorja, ki ne presega 300–500 kg, se lahko debelina nosilca poveča na 30–40 mm, pri strojih, zasnovanih za uravnoteženje rotorjev z največjimi masami od 1000 do 3000 kg, pa lahko debelina nosilca doseže 50–60 mm ali več. Kot kaže analiza dinamičnih značilnosti zgoraj omenjenih nosilcev, njihove naravne frekvence vibracij, merjene v prečni ravnini (ravnina merjenja relativnih deformacij "fleksibilnih" in "togih" delov), običajno presegajo 100 Hz ali več. Naravne frekvence vibracij stojal za trde ležaje v čelni ravnini, merjene v smeri, ki sovpada z osjo vrtenja uravnoteženega rotorja, so običajno bistveno nižje. In prav te frekvence je treba upoštevati predvsem pri določanju zgornje meje delovnega frekvenčnega območja za vrteče se rotorje, uravnotežene na stroju. Kot je navedeno zgoraj, se lahko določitev teh frekvenc izvede z metodo udarnega vzbujanja, opisano v poglavju 3.1.

Slika 3.7. Sestavljen stroj za uravnoteženje rotorjev elektromotorjev, ki ga je razvil A. Mokhov.

Slika 3.8. Stroj za uravnoteženje rotorjev turbinskih črpalk, ki ga je razvil G. Glazov (Biškek)

3.1.4.2. Nosilci strojev z mehkimi ležaji in vzmetenjem na tračnih vzmeteh

Pri načrtovanju tračnih vzmeti, ki se uporabljajo za podporna vzmetenja, je treba paziti na izbiro debeline in širine traku vzmeti, ki mora po eni strani prenesti statično in dinamično obremenitev rotorja na podpori, po drugi strani pa preprečiti možnost torzijskih vibracij podpornega vzmetenja, ki se kažejo kot aksialno bočenje.

Primeri strukturne izvedbe balansirnih strojev z uporabo vzmetnih vzmeti so prikazani na slikah 2.1 - 2.5 (glej poglavje 2.1), pa tudi na slikah 3.7 in 3.8 tega poglavja.

3.1.4.4. Trdi ležajni nosilci za stroje

Kot kažejo naše bogate izkušnje s strankami, je precejšen delež proizvajalcev samostojno izdelanih uravnoteževalcev v zadnjem času začel dajati prednost strojem s trdimi ležaji in togimi nosilci. V poglavju 2.2 so na slikah 2.16–2.18 prikazane fotografije različnih konstrukcijskih zasnov strojev, ki uporabljajo takšne nosilce. Tipična skica togega nosilca, ki jo je razvil eden od naših naročnikov za svojo strojno konstrukcijo, je predstavljena na sliki 3.10. Ta nosilec je sestavljen iz ravne jeklene plošče z utorom v obliki črke P, ki nosilec običajno deli na "togi" in "fleksibilen" del. Pod vplivom sile neravnovesja se lahko "fleksibilen" del nosilca deformira glede na svoj "togi" del. Velikost te deformacije, ki jo določajo debelina nosilca, globina utorov in širina mostu, ki povezuje "fleksibilen" in "togi" del nosilca, se lahko izmeri z ustreznimi senzorji merilnega sistema stroja. Zaradi pomanjkanja metode za izračun prečne togosti takšnih nosilcev, ki bi upoštevala globino h utora v obliki črke P, širino t mostu in debelino nosilca r (glej sliko 3.10), te konstrukcijske parametre običajno eksperimentalno določijo razvijalci.

Pri strojih z maso uravnoteženega rotorja, ki ne presega 300–500 kg, se lahko debelina nosilca poveča na 30–40 mm, pri strojih, zasnovanih za uravnoteženje rotorjev z največjimi masami od 1000 do 3000 kg, pa lahko debelina nosilca doseže 50–60 mm ali več. Kot kaže analiza dinamičnih značilnosti zgoraj omenjenih nosilcev, njihove lastne frekvence vibracij, merjene v prečni ravnini (ravnina merjenja relativnih deformacij "fleksibilnih" in "togih" delov), običajno presegajo 100 Hz ali več. Naravne frekvence vibracij stojal Hard Bearing v čelni ravnini, merjene v smeri, ki sovpada z osjo vrtenja uravnoteženega rotorja, so običajno bistveno nižje. In prav te frekvence je treba upoštevati predvsem pri določanju zgornje meje delovnega frekvenčnega območja za vrteče se rotorje, uravnotežene na stroju.

Slika 3.26. Primer uporabe rabljene stružnice za izdelavo stroja s trdimi ležaji za uravnoteženje svedrov.

Slika 3.27. Primer uporabe rabljene stružnice za izdelavo stroja z mehkimi ležaji za uravnoteženje gredi.

Slika 3.28. Primer izdelave sestavljene postelje iz kanalov

Slika 3.29. Primer izdelave varjene posteljice iz kanalov

Slika 3.30. Primer izdelave varjene posteljice iz kanalov

Slika 3.31. Primer ležišča balansirnega stroja iz polimernega betona

Običajno je pri izdelavi takšnih postelj njihov zgornji del ojačan z jeklenimi vložki, ki se uporabljajo kot vodila, na katerih temeljijo podporna stojala balansirnega stroja. V zadnjem času so se pogosto uporabljale postelje iz polimernega betona s premazi za dušenje vibracij. Ta tehnologija izdelave postelj je dobro opisana na spletu in jo lahko enostavno izvajajo proizvajalci, ki si sami izdelujejo. Zaradi relativne preprostosti in nizkih stroškov proizvodnje imajo te postelje pred kovinskimi kolegi več ključnih prednosti:

• Večji koeficient dušenja vibracijskih nihanj;
• Manjša toplotna prevodnost, ki zagotavlja minimalno toplotno deformacijo posteljice;
• Večja odpornost proti koroziji;
• Odsotnost notranjih napetosti.

3.1.4.3. Oporniki za stroje z mehkimi ležaji, izdelani z valjastimi vzmetmi

Na sliki 3.9 je prikazan primer balansirnega stroja z mehkimi ležaji, pri katerem so pri oblikovanju podpor uporabljene valjaste tlačne vzmeti. Glavna pomanjkljivost te konstrukcijske rešitve je povezana z različno stopnjo deformacije vzmeti v sprednjih in zadnjih nosilcih, do katere pride, če so obremenitve na nosilce med uravnoteženjem asimetričnih rotorjev neenake. To seveda vodi do neusklajenosti nosilcev in poševne osi rotorja v navpični ravnini. Ena od negativnih posledic te napake je lahko nastanek sil, ki povzročijo osni premik rotorja med vrtenjem.

Slika 3.9. Varianta konstrukcije mehkega ležajnega nosilca za balansirne stroje z valjastimi vzmetmi.

3.1.4.4. Trdi ležajni nosilci za stroje

Kot kažejo naše bogate izkušnje s strankami, je precejšen delež proizvajalcev samostojno izdelanih uravnoteževalcev v zadnjem času začel dajati prednost strojem s trdimi ležaji in togimi nosilci. V poglavju 2.2 so na slikah 2.16–2.18 prikazane fotografije različnih konstrukcijskih zasnov strojev, ki uporabljajo takšne nosilce. Tipična skica togega nosilca, ki jo je razvil eden od naših naročnikov za svojo strojno konstrukcijo, je predstavljena na sliki 3.10. Ta nosilec je sestavljen iz ravne jeklene plošče z utorom v obliki črke P, ki nosilec običajno deli na "togi" in "fleksibilen" del. Pod vplivom sile neravnovesja se lahko "fleksibilen" del nosilca deformira glede na svoj "togi" del. Velikost te deformacije, ki jo določajo debelina nosilca, globina utorov in širina mostu, ki povezuje "fleksibilen" in "togi" del nosilca, se lahko izmeri z ustreznimi senzorji merilnega sistema stroja. Zaradi pomanjkanja metode za izračun prečne togosti takšnih nosilcev, ki bi upoštevala globino h utora v obliki črke P, širino t mostu in debelino nosilca r (glej sliko 3.10), te konstrukcijske parametre običajno eksperimentalno določijo razvijalci.

Slika 3.10. Skica trdega nosilca za balansirni stroj

Fotografije, ki prikazujejo različne izvedbe takšnih nosilcev, izdelanih za lastne stroje naših strank, so predstavljene na slikah 3.11 in 3.12. Če povzamemo podatke, pridobljene od več naših strank, ki so proizvajalci strojev, lahko oblikujemo zahteve glede debeline nosilcev, določene za stroje različnih velikosti in nosilnosti. Na primer, za stroje, namenjene uravnoteženju rotorjev s težo od 0,1 do 50-100 kg, je lahko debelina nosilca 20 mm.

Slika 3.11. Trdi ležajni nosilci za balansirni stroj, ki ga je izdelal A. Sinitsyn

Slika 3.12. Trdna ležajna opora za balansirni stroj, ki ga je izdelal D. Krasilnikov

Pri strojih z uravnoteženo maso rotorja, ki ne presega 300–500 kg, se lahko debelina nosilca poveča na 30–40 mm, pri strojih, zasnovanih za uravnoteženje rotorjev z največjimi masami od 1000 do 3000 kg, pa lahko debelina nosilca doseže 50–60 mm ali več. Kot kaže analiza dinamičnih značilnosti zgoraj omenjenih nosilcev, njihove naravne frekvence vibracij, merjene v prečni ravnini (ravnina merjenja relativnih deformacij "fleksibilnih" in "togih" delov), običajno presegajo 100 Hz ali več. Naravne frekvence vibracij stojal za trde ležaje v čelni ravnini, merjene v smeri, ki sovpada z osjo vrtenja uravnoteženega rotorja, so običajno bistveno nižje. In prav te frekvence je treba upoštevati predvsem pri določanju zgornje meje delovnega frekvenčnega območja za vrteče se rotorje, uravnotežene na stroju. Kot je navedeno zgoraj, se lahko določitev teh frekvenc izvede z metodo udarnega vzbujanja, opisano v poglavju 3.1.

3.2. Podporni sklopi balansirnih strojev

3.2.1. Glavne vrste podpornih sklopov

Pri izdelavi strojev za uravnoteženje s trdimi in mehkimi ležaji lahko priporočamo naslednje znane vrste podpornih sklopov, ki se uporabljajo za namestitev in vrtenje uravnoteženih rotorjev na nosilcih, vključno z:

• Prizmatski podporni sklopi;
• Podporni sklopi z vrtljivimi valji;
• Nosilni sklopi vretena.

3.2.1.1. Prizmatski podporni sklopi

Ti sklopi, ki imajo različne možnosti izvedbe, so običajno nameščeni na nosilcih majhnih in srednje velikih strojev, na katerih je mogoče uravnotežiti rotorje z masami, ki ne presegajo 50 - 100 kg. Primer najpreprostejše različice prizmatične nosilne enote je prikazan na sliki 3.13. Ta nosilna enota je izdelana iz jekla in se uporablja na stroju za uravnoteženje turbin. Številni proizvajalci majhnih in srednje velikih strojev za uravnoteženje pri izdelavi prizmatičnih nosilnih enot raje uporabljajo nekovinske materiale (dielektrike), kot so tekstolit, fluoroplastika, kaprolon itd.

3.13. Varianta izvedbe prizmatičnega podpornega sklopa, ki se uporablja na balansirnem stroju za avtomobilske turbine

Podobne nosilne sklope (glej sliko 3.8 zgoraj) je na primer v svojem stroju, namenjenem tudi uravnoteženju avtomobilskih turbin, uporabil G. Glazov. Izvirno tehnično rešitev prizmatične nosilne sklope, izdelane iz fluoroplastike (glej sliko 3.14), je predlagalo podjetje LLC "Technobalance".

Slika 3.14. Prizmatična podporna montaža podjetja LLC "Technobalance""

Ta posebna nosilna enota je oblikovana z dvema valjastima tulcema 1 in 2, nameščenima pod kotom drug proti drugemu in pritrjenima na nosilnih oseh. Uravnoteženi rotor se dotika površin tulcev vzdolž tvorilnih linij valjev, kar zmanjša kontaktno površino med gredjo rotorja in nosilcem, posledično pa se zmanjša sila trenja v nosilcu. Po potrebi, v primeru obrabe ali poškodbe podporne površine v območju njenega stika z gredjo rotorja, se zagotovi možnost kompenzacije obrabe z vrtenjem tulca okoli njegove osi za določen kot. Treba je opozoriti, da je pri uporabi nosilnih enot iz nekovinskih materialov treba zagotoviti strukturno možnost ozemljitve uravnoteženega rotorja na ohišje stroja, kar odpravi tveganje za nastanek močnih statični nabojev med delovanjem. To, prvič, pomaga zmanjšati električne motnje in motnje, ki lahko vplivajo na delovanje merilnega sistema stroja, in drugič, odpravi tveganje, da bi osebje bilo prizadeto zaradi delovanja statične elektrike.

3.2.1.2. Nosilni sklopi valjev

Ti sklopi so običajno nameščeni na nosilcih strojev, zasnovanih za uravnoteženje rotorjev z masami, ki presegajo 50 kilogramov ali več. Njihova uporaba bistveno zmanjša sile trenja v nosilcih v primerjavi s prizmatičnimi nosilci, kar olajša vrtenje uravnoteženega rotorja. Kot primer slika 3.15 prikazuje različico zasnove nosilnega sklopa, kjer se za pozicioniranje izdelka uporabljajo valjčki. Pri tej izvedbi se kot valjčki 1 in 2 uporabljajo standardni kotalni ležaji, katerih zunanji obroči se vrtijo na stacionarnih oseh, pritrjenih v telesu nosilca stroja 3. Slika 3.16 prikazuje skico bolj kompleksne zasnove nosilnega sklopa valjčkov, ki jo je v svojem projektu izvedel eden od samostojnih proizvajalcev strojev za uravnoteženje. Kot je razvidno iz risbe, je za povečanje nosilnosti valja (in posledično nosilnega sklopa kot celote) v ohišje valja 3 nameščen par kotalnih ležajev 1 in 2. Praktična izvedba te zasnove se kljub vsem očitnim prednostim zdi precej zapletena naloga, povezana s potrebo po samostojni izdelavi ohišja valja 3, na katerega so naložene zelo visoke zahteve glede geometrijske natančnosti in mehanskih lastnosti materiala.

Slika 3.15. Primer zasnove podpornega sklopa valja

Slika 3.16. Primer zasnove valjčnega podpornega sklopa z dvema valjčnima ležajema

Slika 3.17 prikazuje različico zasnove samonastavljivega nosilnega sklopa valjev, ki so ga razvili strokovnjaki podjetja LLC "Technobalance". Pri tej zasnovi se sposobnost samonastavitve valjev doseže z dvema dodatnima stopnjama svobode, kar omogoča valjem majhne kotne premike okoli osi X in Y. Takšni nosilni sklopi, ki zagotavljajo visoko natančnost pri namestitvi uravnoteženih rotorjev, se običajno priporočajo za uporabo na nosilcih težkih strojev za uravnoteženje.

Slika 3.17. Primer zasnove podpornega sklopa s samonastavljivimi valji

Kot smo že omenili, imajo sklopi valjčnih nosilcev običajno precej visoke zahteve glede natančnosti izdelave in togosti. Predvsem tolerance, določene za radialni hod valjev, ne smejo presegati 3-5 mikronov.

V praksi tega ne dosežejo vedno niti znani proizvajalci. Na primer, med avtorjevim testiranjem radialnega odklona kompleta novih sklopov valjčnih opor, kupljenih kot rezervni deli za balansirni stroj modela H8V, znamke "K. Shenk", je radialni odklon njihovih valjev dosegel 10-11 mikronov.

3.2.1.3. Nosilni sklopi vretena

Pri uravnoteženju rotorjev s prirobnično montažo (na primer kardanske gredi) na strojih za uravnoteženje se vretena uporabljajo kot podporni sklopi za pozicioniranje, montažo in vrtenje uravnoteženih izdelkov.

Vretena so eden od najbolj zapletenih in kritičnih sestavnih delov balansirnih strojev, ki so v veliki meri odgovorni za doseganje zahtevane kakovosti balansiranja.

Teorija in praksa načrtovanja in izdelave vreten sta precej dobro razviti in se odražata v številnih publikacijah, med katerimi izstopa monografija "Detajli in mehanizmi obdelovalnih strojev za rezanje kovin" [1], ki jo je uredil dr. inž. DN Reshetov, kot najbolj uporabna in dostopna za razvijalce.

Med glavnimi zahtevami, ki jih je treba upoštevati pri načrtovanju in izdelavi vretena balansirnih strojev, je treba dati prednost naslednjim:

a) Zagotavljanje visoke togosti strukture sklopa vretena, ki zadostuje za preprečevanje nesprejemljivih deformacij, do katerih lahko pride pod vplivom neuravnoteženih sil uravnoteženega rotorja;

b) Zagotavljanje stabilnosti položaja osi vrtenja vretena, ki ga označujejo dovoljene vrednosti radialnega, aksialnega in aksialnega bočenja vretena;

c) Zagotavljanje ustrezne odpornosti čepov vretena proti obrabi ter njegovih ležišč in podpornih površin, ki se uporabljajo za pritrditev uravnoteženih izdelkov.

Praktična izvedba teh zahtev je podrobno opisana v poglavju VI "Vretena in njihovi nosilci" dela [1].

Na voljo so zlasti metodologije za preverjanje togosti in natančnosti vrtenja vreten, priporočila za izbiro ležajev, izbiro materiala za vretena in metode njegovega utrjevanja ter številne druge koristne informacije o tej temi.

V delu [1] je navedeno, da se pri načrtovanju vreten za večino vrst obdelovalnih strojev za rezanje kovin večinoma uporablja shema z dvema ležiščema.

Na sliki 3.18 je prikazan primer konstrukcijske različice takšne sheme z dvema ležiščema, ki se uporablja pri vretenih rezkalnih strojev (podrobnosti so na voljo v delu [1]).

Ta shema je zelo primerna za izdelavo vretena balansirnih strojev, katerih primeri konstrukcijskih različic so prikazani na slikah 3.19-3.22.

Slika 3.18. Skica vretena rezkalnega stroja z dvema ležiščema

Na sliki 3.19 je prikazana ena od konstrukcijskih različic sklopa vodilnega vretena izravnalnega stroja, ki se vrti na dveh radialno potisnih ležajih, od katerih ima vsak svoje neodvisno ohišje 1 in 2. Na gredi vretena 3 sta nameščeni prirobnica 4, namenjena prirobnični vgradnji kardanske gredi, in jermenica 5, ki se uporablja za prenos vrtenja na vreteno iz elektromotorja s pomočjo jermenskega pogona.

Slika 3.19. Primer zasnove vretena na dveh neodvisnih ležajnih podporah

Sliki 3.20 in 3.21 prikazujeta dve tesno povezani izvedbi sklopov vodilnega vretena. V obeh primerih so ležaji vretena nameščeni v skupnem ohišju 1, ki ima prečno osno odprtino, potrebno za namestitev gredi vretena. Na vhodu in izhodu iz te odprtine ima ohišje posebne odprtine (na slikah niso prikazane), namenjene namestitvi radialnih potisnih ležajev (valjčnih ali krogličnih), in posebne prirobnične pokrove 5, ki se uporabljajo za pritrditev zunanjih obročev ležajev.

Slika 3.20. Primer 1 zasnove vodilnega vretena na dveh ležajnih nosilcih, nameščenih v skupnem ohišju

Slika 3.21. Primer 2 zasnove vodilnega vretena na dveh ležajnih nosilcih, nameščenih v skupnem ohišju

Tako kot v prejšnji različici (glej sliko 3.19) sta na gredi vretena nameščena čelna plošča 2, ki je namenjena prirobnični montaži pogonske gredi, in jermenica 3, ki se uporablja za prenos vrtenja na vreteno iz elektromotorja prek jermenskega pogona. Na gred vretena je pritrjena tudi konica 4, ki se uporablja za določanje kotnega položaja vretena, ki se uporablja pri nameščanju preskusnih in korekcijskih uteži na rotor med uravnoteženjem.

Slika 3.22. Primer zasnove pogonskega (zadnjega) vretena

Slika 3.22 prikazuje konstrukcijsko različico sklopa pogonskega (zadnjega) vretena stroja, ki se od vodilnega vretena razlikuje le po tem, da nima pogonske jermenice in okončine, saj ju ne potrebuje.

Slika 3.23. Primer izvedbe konstrukcije gnanega (zadnjega) vretena

Kot je razvidno iz Slike 3.20 - 3.22zgoraj obravnavani sklopi vretena so s posebnimi objemkami (trakovi) 6 pritrjeni na nosilce mehkih ležajev balansirnih strojev. Po potrebi se lahko uporabijo tudi drugi načini pritrditve, ki zagotavljajo ustrezno togost in natančnost pri nameščanju sklopa vretena na nosilec.

Slika 3.23 prikazuje zasnovo pritrditve prirobnice, podobno kot pri vretenu, ki se lahko uporabi za namestitev na trdo nosilno oporo balansirnega stroja.

3.2.1.3.4. Izračun togosti vretena in radialnega oprijema

Za določitev togosti vretena in pričakovanega radialnega odklona se lahko uporabi formula 3.4 (glejte shemo izračuna na sliki 3.24):

kjer:

• Y - elastični premik vretena na koncu konzole vretena, cm;
• P - izračunana obremenitev, ki deluje na konzolo vretena, kg;
• A - zadnja ležajna opora vretena;
• B - sprednji ležaj vretena;
• g - dolžina konzole vretena, cm;
• c - razdalja med nosilcema A in B vretena, cm;
• J1 - povprečen vztrajnostni moment vretenskega dela med nosilcema, cm⁴;
• J2 - povprečen vztrajnostni moment odseka konzole vretena, cm⁴;
• jB in jA - togost ležajev za sprednji in zadnji nosilec vretena, kg/cm.

S preoblikovanjem formule 3.4 dobimo želeno izračunano vrednost togosti sklopa vretena jшп je mogoče določiti:

Glede na priporočila iz dela [1] za srednje velike balansirne stroje ta vrednost ne sme biti nižja od 50 kg/µm.

Za izračun radialnega odklona se uporablja formula 3.5:

kjer:

• ∆ je radialni hod na koncu konzole vretena, µm;
• ∆B je radialni hod sprednjega vretena, µm;
• ∆A je radialni hod zadnjega vretena, µm;
• g je dolžina konzole vretena, cm;
• c je razdalja med podporama A in B vretena, cm.

3.2.1.3.5. Zagotavljanje zahtev glede ravnotežja vretena

Vretenski sklopi balansirnih strojev morajo biti dobro uravnoteženi, saj se bo vsako dejansko neravnovesje preneslo na uravnotežen rotor kot dodatna napaka. Pri določanju tehnoloških toleranc za preostalo neravnovesje vretena je na splošno priporočljivo, da je razred natančnosti njegovega uravnoteženja vsaj 1-2 razreda višji od razreda natančnosti izdelka, ki se uravnoteži na stroju.

Glede na zgoraj obravnavane konstrukcijske značilnosti vretena je treba njihovo uravnoteženje izvesti v dveh ravninah.

3.2.1.3.6. Zagotavljanje zahtev glede nosilnosti in trajnosti ležajev vretena

Pri načrtovanju vreten in izbiri velikosti ležajev je priporočljivo predhodno oceniti vzdržljivost in nosilnost ležajev. Metodologija za izvedbo teh izračunov je podrobno opisana v standardu ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Kotalni ležaji - nazivne dinamične obremenitve in nazivna življenjska doba" [3], pa tudi v številnih (vključno z digitalnimi) priročnikih o kotalnih ležajih.

3.2.1.3.7. Zagotavljanje zahtev za sprejemljivo segrevanje ležajev vretena

V skladu s priporočili iz dela [1] naj bi največje dovoljeno segrevanje zunanjih obročev vretenskih ležajev ne presegalo 70 °C. Za zagotavljanje kakovostnega uravnoteženja pa priporočeno segrevanje zunanjih obročev ne sme presegati 40-45 °C.

3.2.1.3.8. Izbira vrste jermenskega pogona in zasnova pogonske jermenice za vreteno

Pri načrtovanju pogonskega vretena balansirnega stroja je priporočljivo zagotoviti njegovo vrtenje s pogonom z ravnim jermenom. Primer pravilne uporabe takega pogona za delovanje vretena je predstavljen v Sliki 3.20 in 3.23. Uporaba pogonov z klinastim ali zobatim jermenom je nezaželena, saj lahko zaradi geometrijskih netočnosti jermenov in jermenic na vreteno povzročijo dodatne dinamične obremenitve, kar lahko posledično povzroči dodatne merilne napake med uravnoteženjem. Priporočene zahteve za jermenice za ploščate pogonske jermene so opisane v standardu ISO 17383-73 "Jermenice za ploščate pogonske jermene" [4].

Pogonska jermenica mora biti nameščena na zadnjem koncu vretena, čim bližje ležajnemu sklopu (z najmanjšim možnim previsom). Konstrukcijska odločitev o previsni postavitvi jermenice, ki je bila sprejeta pri izdelavi vretena, prikazanega v Slika 3.19, se lahko šteje za neuspešno, saj znatno poveča moment dinamične pogonske obremenitve, ki deluje na nosilce vretena.

Druga pomembna pomanjkljivost te zasnove je uporaba pogona z jermenom, katerega proizvodne in montažne netočnosti so lahko tudi vir neželene dodatne obremenitve vretena.

3.3. Postelja (okvir)

Postelja je glavna nosilna konstrukcija balansirnega stroja, na kateri temeljijo njegovi glavni elementi, vključno s podpornimi stebri in pogonskim motorjem. Pri izbiri ali izdelavi postelje balansirnega stroja je treba zagotoviti, da izpolnjuje več zahtev, vključno s potrebno togostjo, geometrijsko natančnostjo, odpornostjo proti vibracijam in odpornostjo vodil proti obrabi.

Praksa kaže, da se pri izdelavi strojev za lastne potrebe najpogosteje uporabljajo naslednje možnosti postelj:

• litoželezne postelje iz rabljenih strojev za rezanje kovin (stružnice, stroji za obdelavo lesa itd.);
• sestavljene postelje na osnovi kanalov, sestavljene z vijačnimi spoji;
• varjene postelje na osnovi kanalov;
• polimerne betonske posteljice s premazi, ki absorbirajo vibracije.

Slika 3.25. Primer uporabe rabljene postelje za lesnoobdelovalni stroj za izdelavo stroja za uravnoteženje kardanskih gredi.

3.4. Pogoni za balansirne stroje

Kot kaže analiza konstrukcijskih rešitev, ki jih naše stranke uporabljajo pri izdelavi balansirnih strojev, se pri načrtovanju pogonov osredotočajo predvsem na uporabo izmeničnih motorjev, opremljenih s pogoni s spremenljivo frekvenco. Ta pristop omogoča širok razpon nastavljivih hitrosti vrtenja za uravnotežene rotorje z minimalnimi stroški. Moč glavnih pogonskih motorjev, ki se uporabljajo za vrtenje uravnoteženih rotorjev, je običajno izbrana na podlagi mase teh rotorjev in je lahko približno

• 0,25–0,72 kW za stroje, zasnovane za uravnoteženje rotorjev z maso ≤ 5 kg;
• 0,72–1,2 kW za stroje, zasnovane za uravnoteženje rotorjev z maso > 5 ≤ 50 kg;
• 1,2–1,5 kW za stroje, zasnovane za uravnoteženje rotorjev z maso > 50 ≤ 100 kg;
• 1,5–2,2 kW za stroje, zasnovane za uravnoteženje rotorjev z maso > 100 ≤ 500 kg;
• 2,2–5 kW za stroje, zasnovane za uravnoteženje rotorjev z maso > 500 ≤ 1000 kg;
• 5–7,5 kW za stroje, zasnovane za uravnoteženje rotorjev z maso > 1000 ≤ 3000 kg.

Ti motorji morajo biti trdno pritrjeni na posteljo stroja ali njegov temelj. Pred namestitvijo na stroj (ali na mestu namestitve) je treba glavni pogonski motor skupaj z jermenico, nameščeno na njegovi izhodni gredi, skrbno uravnotežiti. Za zmanjšanje elektromagnetnih motenj, ki jih povzroča frekvenčni pogon, je priporočljivo na njegov vhod in izhod namestiti mrežne filtre. To so lahko standardni gotovi izdelki, ki jih dobavijo proizvajalci pogonov, ali pa doma izdelani filtri iz feritnih obročev.

4. Merilni sistemi balansirnih strojev

Večina amaterskih proizvajalcev balansirnih strojev, ki se obrnejo na LLC "Kinematics" (Vibromera), načrtuje uporabo merilnih sistemov serije "Balanset", ki jih proizvaja naše podjetje, v svojih zasnovah. Vendar pa obstajajo tudi nekateri kupci, ki načrtujejo samostojno izdelavo takšnih merilnih sistemov. Zato je smiselno podrobneje razpravljati o konstrukciji merilnega sistema za balansirni stroj. Glavna zahteva za te sisteme je potreba po zagotavljanju visoko natančnih meritev amplitude in faze rotacijske komponente vibracijskega signala, ki se pojavi pri vrtilni frekvenci uravnoteženega rotorja. Ta cilj se običajno doseže z uporabo kombinacije tehničnih rešitev, vključno z:

• Uporaba senzorjev vibracij z visokim koeficientom pretvorbe signala;
• Uporaba sodobnih laserskih senzorjev faznega kota;
• Izdelava (ali uporaba) strojne opreme, ki omogoča ojačanje in digitalno pretvorbo signalov senzorjev (primarna obdelava signalov);
• Implementacija programske obdelave vibracijskega signala, ki naj bi omogočila visokoločljivostno in stabilno ekstrakcijo rotacijske komponente vibracijskega signala, ki se kaže pri vrtilni frekvenci uravnoteženega rotorja (sekundarna obdelava).

Spodaj bomo obravnavali znane različice takšnih tehničnih rešitev, ki so bile izvedene v številnih znanih instrumentih za uravnoteženje.

4.1. Izbira senzorjev vibracij

V merilnih sistemih balansirnih strojev se lahko uporabljajo različne vrste senzorjev vibracij (pretvornikov), vključno z:

• Senzorji pospeška vibracij (merilniki pospeška);
• Senzorji hitrosti vibracij;
• Senzorji premikanja vibracij;
• Senzorji sile.

4.1.1. Senzorji pospeška vibracij

Med senzorji vibracijskega pospeška se najpogosteje uporabljajo piezo in kapacitivni (čipni) merilniki pospeška, ki jih je mogoče učinkovito uporabljati v balansirnih strojih tipa Soft Bearing. V praksi je na splošno dovoljena uporaba senzorjev vibracijskega pospeška s pretvorbenimi koeficienti (Kpr) od 10 do 30 mV/(m/s²). V balansirnih strojih, ki zahtevajo še posebej visoko natančnost uravnoteženja, je priporočljivo uporabljati merilnike pospeška s Kpr, ki dosežejo ravni 100 mV/(m/s²) in več. Kot primer piezo merilnikov pospeška, ki se lahko uporabljajo kot senzorji vibracij za balansirne stroje, slika 4.1 prikazuje piezo merilnike pospeška DN3M1 in DN3M1V6, ki jih proizvaja LLC "Izmeritel".

Slika 4.1. Piezoakcelerometri DN 3M1 in DN 3M1V6

Za povezavo takih senzorjev z instrumenti in sistemi za merjenje vibracij je treba uporabiti zunanje ali vgrajene ojačevalnike naboja.

Slika 4.2. Kapacitivni merilniki pospeška AD1, ki jih proizvaja LLC "Kinematics" (Vibromera)

Opozoriti je treba, da imajo ti senzorji, med katerimi so tudi na trgu pogosto uporabljene plošče kapacitivnih merilnikov pospeška ADXL 345 (glej sliko 4.3), več pomembnih prednosti pred piezoelektričnimi merilniki pospeška. Zlasti so od 4- do 8-krat cenejši ob podobnih tehničnih značilnostih. Poleg tega ne potrebujejo dragih in zahtevnih ojačevalnikov naboja, ki so potrebni za piezoelektrične pospeškometre.

Kadar se v merilnih sistemih balansirnih strojev uporabljata obe vrsti merilnikov pospeška, se običajno izvede strojna integracija (ali dvojna integracija) signalov senzorjev.

Slika 4.2. Kapacitivni pospeškomeri AD 1, sestavljeni.

Slika 4.2. Kapacitivni merilniki pospeška AD1, ki jih proizvaja LLC "Kinematics" (Vibromera)

Opozoriti je treba, da imajo ti senzorji, med katerimi so tudi na trgu pogosto uporabljene plošče kapacitivnih merilnikov pospeška ADXL 345 (glej sliko 4.3), več pomembnih prednosti pred piezoelektričnimi merilniki pospeška. Zlasti so od 4- do 8-krat cenejši ob podobnih tehničnih značilnostih. Poleg tega ne potrebujejo dragih in zahtevnih ojačevalnikov naboja, ki so potrebni za piezoelektrične pospeškometre.

Slika 4.3. Kapacitivni merilnik pospeška ADXL 345.

V tem primeru se začetni signal senzorja, ki je sorazmeren z vibracijskim pospeškom, ustrezno pretvori v signal, ki je sorazmeren z vibracijsko hitrostjo ali premikom. Postopek dvojne integracije vibracijskega signala je zlasti pomemben pri uporabi merilnikov pospeška kot dela merilnih sistemov za izravnalne stroje z nizko hitrostjo, kjer lahko spodnji frekvenčni razpon vrtenja rotorja med izravnavo doseže 120 vrtljajev na minuto in manj. Pri uporabi kapacitivnih merilnikov pospeška v merilnih sistemih balansirnih strojev je treba upoštevati, da lahko njihovi signali po integraciji vsebujejo nizkofrekvenčne motnje, ki se kažejo v frekvenčnem območju od 0,5 do 3 Hz. To lahko omeji spodnje frekvenčno območje uravnoteženja na strojih, namenjenih uporabi teh senzorjev.

4.1.2. Senzorji hitrosti vibracij

4.1.2.1. Induktivni senzorji hitrosti vibracij.

Ti senzorji vključujejo induktivno tuljavo in magnetno jedro. Ko tuljava vibrira glede na mirujoče jedro (ali jedro glede na mirujočo tuljavo), se v tuljavi inducira EMF, katerega napetost je neposredno sorazmerna s hitrostjo vibriranja gibljivega elementa senzorja. Pretvorbeni koeficienti (Кпр) induktivnih senzorjev so običajno precej visoki in dosegajo več deset ali celo več sto mV/mm/sek. Konverzijski koeficient senzorja Schenck, model T77, je 80 mV/mm/s, senzor IRD Mechanalysis, model 544M, pa 40 mV/mm/s. V nekaterih primerih (na primer v Schenckovih izravnalnih strojih) se uporabljajo posebni zelo občutljivi induktivni senzorji hitrosti vibracij z mehanskim ojačevalnikom, pri katerih lahko Kпр preseže 1000 mV/mm/sek. Če se v merilnih sistemih izravnalnih strojev uporabljajo induktivni senzorji hitrosti vibracij, se lahko izvede tudi strojna integracija električnega signala, ki je sorazmeren s hitrostjo vibracij, in se pretvori v signal, ki je sorazmeren s premikom vibracij.

Slika 4.4. Senzor modela 544M podjetja IRD Mechanalysis.

Slika 4.5. Senzor modela T77 podjetja Schenck

Opozoriti je treba, da so induktivni senzorji hitrosti vibracij zaradi delovne intenzivnosti njihove proizvodnje precej redki in dragi izdelki. Zato jih kljub očitnim prednostim teh senzorjev ljubiteljski proizvajalci balansirnih strojev uporabljajo zelo redko.

4.2. Senzorji faznega kota

Za sinhronizacijo procesa merjenja vibracij z vrtilnim kotom uravnoteženega rotorja se uporabljajo senzorji faznega kota, kot so laserski (fotoelektrični) ali induktivni senzorji. Te senzorje v različnih izvedbah izdelujejo tako domači kot mednarodni proizvajalci. Cenovni razpon teh senzorjev se lahko precej razlikuje, od približno 40 do 200 dolarjev. Primer takšne naprave je senzor faznega kota, ki ga proizvaja "Diamex", prikazan na sliki 4.11.

Slika 4.11: Senzor faznega kota podjetja "Diamex""

Kot drug primer slika 4.12 prikazuje model, ki ga je implementiralo podjetje LLC "Kinematics" (Vibromera), ki kot senzorje faznega kota uporablja laserske tahometre modela DT 2234C, izdelane na Kitajskem. Očitne prednosti tega senzorja so:

• Široko območje delovanja, ki omogoča merjenje frekvence vrtenja rotorja od 2,5 do 99.999 obratov na minuto z ločljivostjo najmanj enega obrata;
• Digitalni zaslon;
• Enostavna nastavitev tahometra za meritve;
• Cenovna dostopnost in nizki tržni stroški;
• Relativno preprosta prilagoditev za vgradnjo v merilni sistem balansirnega stroja.

Slika 4.12: Laserski tahometer, model DT 2234C

V nekaterih primerih, ko je uporaba optičnih laserskih senzorjev iz katerega koli razloga nezaželena, jih je mogoče nadomestiti z induktivnimi brezkontaktnimi senzorji premikanja, kot je prej omenjeni model ISAN E41A ali podobni izdelki drugih proizvajalcev.

4.3. Funkcije obdelave signalov v senzorjih vibracij

Za natančno merjenje amplitude in faze rotacijske komponente vibracijskega signala v balansirni opremi se običajno uporablja kombinacija strojnih in programskih orodij za obdelavo. Ta orodja omogočajo:

• Širokopasovno strojno filtriranje analognega signala senzorja;
• Ojačanje analognega signala senzorja;
• Integracija in/ali dvojna integracija (po potrebi) analognega signala;
• Ozkopasovno filtriranje analognega signala s sledilnim filtrom;
• Analogno-digitalna pretvorba signala;
• Sinhrono filtriranje digitalnega signala;
• Harmonska analiza digitalnega signala.

4.3.1. Širokopasovno filtriranje signalov

Ta postopek je bistvenega pomena za čiščenje signala vibracijskega senzorja morebitnih motenj, ki se lahko pojavijo tako na spodnji kot na zgornji meji frekvenčnega območja naprave. Za merilno napravo balansirnega stroja je priporočljivo nastaviti spodnjo mejo pasovnega filtra na 2-3 Hz in zgornjo mejo na 50 (100) Hz. "Spodnje" filtriranje pomaga pri zatiranju nizkofrekvenčnih šumov, ki se lahko pojavijo na izhodu različnih vrst merilnih ojačevalnikov senzorjev. "Zgornje" filtriranje odpravlja možnost motenj zaradi kombiniranih frekvenc in morebitnih resonančnih vibracij posameznih mehanskih komponent stroja.

4.3.2. Ojačanje analognega signala iz senzorja

Če je treba povečati občutljivost merilnega sistema balansirnega stroja, se lahko signali iz vibracijskih senzorjev na vhod merilne enote ojačajo. Uporabijo se lahko tako standardni ojačevalniki s konstantnim ojačanjem kot večstopenjski ojačevalniki, katerih ojačanje je mogoče programsko spreminjati glede na dejansko raven signala iz senzorja. Primer programabilnega večstopenjskega ojačevalnika so ojačevalniki, implementirani v pretvornike za merjenje napetosti, kot sta E154 ali E14-140 podjetja LLC "L-Card".

4.3.3. Integracija

Kot je bilo že omenjeno, je v merilnih sistemih balansirnih strojev priporočljiva strojna integracija in/ali dvojna integracija signalov senzorjev vibracij. Tako se lahko začetni signal merilnika pospeška, ki je sorazmeren z vibracijskim pospeškom, pretvori v signal, ki je sorazmeren z vibracijsko hitrostjo (integracija) ali vibracijskim pomikom (dvojna integracija). Podobno se lahko signal senzorja vibrohitrosti po integraciji pretvori v signal, ki je sorazmeren z vibroodmikom.

4.3.4. Ozkopasovno filtriranje analognega signala s sledilnim filtrom

Za zmanjšanje motenj in izboljšanje kakovosti obdelave vibracijskih signalov v merilnih sistemih balansirnih strojev se lahko uporabijo ozkopasovni sledilni filtri. Osrednja frekvenca teh filtrov se samodejno uglasi na frekvenco vrtenja uravnoteženega rotorja z uporabo signala senzorja vrtenja rotorja. Za izdelavo takšnih filtrov se lahko uporabijo sodobna integrirana vezja, kot so MAX263, MAX264, MAX267, MAX268 podjetja "MAXIM".

4.3.5. Analogno-digitalno pretvarjanje signalov

Analogno-digitalna pretvorba je ključni postopek, ki zagotavlja možnost izboljšanja kakovosti obdelave vibracijskih signalov med merjenjem amplitude in faze. Ta postopek je implementiran v vseh sodobnih merilnih sistemih balansirnih strojev. Primer učinkovite implementacije takšnih ADC-jev so pretvorniki za merjenje napetosti tipa E154 ali E14-140 podjetja LLC "L-Card", ki se uporabljajo v več merilnih sistemih balansirnih strojev, ki jih proizvaja LLC "Kinematics" (Vibromera). Poleg tega ima LLC "Kinematics" (Vibromera) izkušnje z uporabo cenejših mikroprocesorskih sistemov, ki temeljijo na krmilnikih "Arduino", mikrokrmilniku PIC18F4620 podjetja "Microchip" in podobnih napravah.

4.1.2.2. Senzorji hitrosti vibracij na osnovi piezoelektričnih merilnikov pospeška

Senzor te vrste se od standardnega piezoelektričnega merilnika pospeška razlikuje po tem, da ima v ohišju vgrajen ojačevalnik naboja in integrator, kar mu omogoča oddajanje signala, sorazmernega s hitrostjo vibracij. Na primer, piezoelektrični senzorji hitrosti vibracij, ki jih izdelujejo domači proizvajalci (podjetje ZETLAB in LLC "Vibropribor"), so prikazani na slikah 4.6 in 4.7.

Slika 4.6. Model senzorja AV02 podjetja ZETLAB (Rusija)

Slika 4.7. Senzor modela DVST 2 podjetja LLC "Vibropribor""

Takšne senzorje izdelujejo različni proizvajalci (domači in tuji) in se trenutno pogosto uporabljajo, zlasti v prenosni vibracijski opremi. Stroški teh senzorjev so precej visoki in lahko dosežejo 20.000 do 30.000 rubljev za vsakega, tudi pri domačih proizvajalcih.

4.1.3. Senzorji premikanja

V merilnih sistemih balansirnih strojev se lahko uporabljajo tudi brezkontaktni senzorji premika – kapacitivni ali induktivni. Ti senzorji lahko delujejo v statičnem načinu, kar omogoča registracijo vibracijskih procesov že od 0 Hz. Njihova uporaba je lahko še posebej učinkovita pri uravnoteženju nizkohitrostnih rotorjev s hitrostjo vrtenja 120 vrt/min in manj. Pretvorbeni koeficienti teh senzorjev lahko dosežejo 1000 mV/mm in več, kar zagotavlja visoko natančnost in ločljivost pri merjenju premika, tudi brez dodatnega ojačanja. Očitna prednost teh senzorjev je njihova relativno nizka cena, ki pri nekaterih domačih proizvajalcih ne presega 1000 rubljev. Pri uporabi teh senzorjev v balansirnih strojih je pomembno upoštevati, da je nazivna delovna reža med občutljivim elementom senzorja in površino vibrirajočega predmeta omejena s premerom tuljave senzorja. Na primer, za senzor, prikazan na sliki 4.8, model ISAN E41A podjetja "TEKO", je določena delovna reža običajno od 3,8 do 4 mm, kar omogoča merjenje premika vibrirajočega predmeta v območju ±2,5 mm.

Slika 4.8. Induktivni senzor premikanja model ISAN E41A podjetja TEKO (Rusija)

4.1.4. Senzorji sile

Kot je bilo že omenjeno, se senzorji sile uporabljajo v merilnih sistemih, nameščenih na strojih za uravnoteženje trdih ležajev. Ti senzorji, zlasti zaradi preproste izdelave in relativno nizkih stroškov, so običajno piezoelektrični senzorji sile. Primeri takih senzorjev so prikazani na slikah 4.9 in 4.10.

Slika 4.9. Senzor sile SD 1 podjetja Kinematika LLC

Slika 4.10: Senzor sile za avtomobilske stroje za uravnoteženje, ki ga prodaja "STO Market"

Za merjenje relativnih deformacij v nosilcih strojev za uravnoteženje trdih ležajev se lahko uporabljajo tudi tenzometrični senzorji sile, ki jih izdelujejo številni domači in tuji proizvajalci.

4.4. Funkcionalna shema merilnega sistema balansirnega stroja "Balanset 2""

Merilni sistem "Balanset 2" predstavlja sodoben pristop k integraciji merilnih in računskih funkcij v balansirnih strojih. Ta sistem omogoča samodejni izračun korektivnih uteži z metodo vplivnega koeficienta in ga je mogoče prilagoditi različnim konfiguracijam strojev.

Funkcionalna shema vključuje obdelavo signalov, analogno-digitalno pretvorbo, digitalno obdelavo signalov in algoritme za avtomatski izračun. Sistem lahko z visoko natančnostjo obravnava tako dvo- kot več-ravninske scenarije uravnoteženja.

4.5. Izračun parametrov korekcijskih uteži, ki se uporabljajo pri uravnoteženju rotorja

Izračun korektivnih uteži temelji na metodi vplivnega koeficienta, ki določa, kako se rotor odziva na testne uteži v različnih ravninah. Ta metoda je temeljna za vse sodobne sisteme uravnoteženja in zagotavlja natančne rezultate tako za toge kot za fleksibilne rotorje.

4.5.1. Naloga uravnoteženja rotorjev z dvojno podporo in načini njenega reševanja

Pri rotorjih z dvema nosilcema (najpogostejša konfiguracija) naloga uravnoteženja vključuje določitev dveh korekcijskih uteži - ene za vsako korekcijsko ravnino. Metoda vplivnega koeficienta uporablja naslednji pristop:

1. Začetna meritev (izvedba 0): Merjenje vibracij brez poskusnih uteži
2. Prva poskusna vožnja (Vožnja 1): Dodajte znano poskusno težo ravnini 1 in izmerite odziv.
3. Drugi poskusni zagon (2. zagon): Premaknite poskusno utež v ravnino 2 in izmerite odziv.
4. Izračun: Programska oprema izračuna trajne korekcijske uteži na podlagi izmerjenih odzivov

Matematična osnova vključuje reševanje sistema linearnih enačb, ki povezujejo vplive poskusne teže z zahtevanimi popravki v obeh ravninah hkrati.

Sliki 3.26 in 3.27 prikažejo primere uporabe stružnic, na podlagi katerih sta bila izdelana specializirani stroj Hard Bearing za uravnoteženje svedrov in univerzalni stroj Soft Bearing za uravnoteženje cilindričnih rotorjev. Takšne rešitve za izdelovalce v gradbeništvu omogočajo, da z minimalnim časom in stroški izdelajo tog podporni sistem za balansirni stroj, na katerega je mogoče namestiti podporna stojala različnih vrst (tako Hard Bearing kot Soft Bearing). Glavna naloga proizvajalca je v tem primeru zagotoviti (in po potrebi obnoviti) geometrijsko natančnost vodil stroja, na katerih bodo temeljila podporna stojala. V pogojih proizvodnje "naredi sam" se za obnovitev zahtevane geometrijske natančnosti vodil običajno uporablja fino strganje.

Slika 3.28 prikazuje različico sestavljene postelje iz dveh kanalov. Pri izdelavi te postelje so uporabljeni snemljivi vijačni spoji, ki omogočajo, da se deformacije postelje med sestavljanjem zmanjšajo ali popolnoma odpravijo brez dodatnih tehnoloških postopkov. Za zagotovitev ustrezne geometrijske natančnosti vodil določene postelje je lahko potrebna mehanska obdelava (brušenje, fino rezkanje) zgornjih prirobnic uporabljenih kanalov.

Sliki 3.29 in 3.30 so predstavljene različice varjenih postelj, prav tako izdelane iz dveh kanalov. Tehnologija izdelave takšnih postelj lahko zahteva vrsto dodatnih postopkov, kot je toplotna obdelava za zmanjšanje notranjih napetosti, ki nastanejo med varjenjem. Tako kot pri sestavljenih posteljah je treba za zagotovitev ustrezne geometrijske natančnosti vodil varjenih postelj načrtovati mehansko obdelavo (brušenje, fino rezkanje) zgornjih prirobnic uporabljenih kanalov.

4.5.2. Metodologija za dinamično uravnoteženje rotorjev z več podporami

Večnosilni rotorji (tri ali štiri ležajne točke) zahtevajo bolj zapletene postopke uravnoteženja. Vsaka podporna točka prispeva k celotnemu dinamičnemu vedenju, popravek pa mora upoštevati interakcije med vsemi ravninami.

Metodologija razširja dvoravninski pristop z:

• Merjenje vibracij na vseh podpornih točkah
• Uporaba več položajev poskusne uteži
• Reševanje večjih sistemov linearnih enačb
• Optimizacija porazdelitve korekcijske teže

Pri kardanskih gredeh in podobnih dolgih rotorjih ta pristop običajno doseže preostalo raven neravnovesja, ki ustreza stopnjam kakovosti ISO G6.3 ali boljšim.

4.5.3. Kalkulatorji za uravnoteženje rotorjev z več nosilci

Za konfiguracije rotorjev s tremi in štirimi nosilci so bili razviti specializirani računski algoritmi. Ti kalkulatorji so implementirani v programski opremi Balanset-4 in lahko samodejno obravnavajo kompleksne geometrije rotorjev.

Kalkulatorji upoštevajo:

• Spremenljiva togost opore
• Navzkrižna povezava med korekcijskimi ravninami
• Optimizacija razporeditve teže za dostopnost
• Preverjanje izračunanih rezultatov

5. Priporočila za preverjanje delovanja in natančnosti strojev za uravnoteženje

Natančnost in zanesljivost balansirnega stroja sta odvisni od številnih dejavnikov, vključno z geometrijsko natančnostjo njegovih mehanskih komponent, dinamičnimi značilnostmi nosilcev in operativno zmogljivostjo merilnega sistema. Redno preverjanje teh parametrov zagotavlja dosledno kakovost balansiranja in pomaga prepoznati morebitne težave, preden vplivajo na proizvodnjo.

5.1. Preverjanje geometrijske natančnosti stroja

Preverjanje geometrijske natančnosti vključuje preverjanje poravnave nosilcev, vzporednosti vodil in koncentričnosti vreten. Ta preverjanja je treba izvajati med začetno nastavitvijo in periodično med delovanjem, da se zagotovi vzdrževanje natančnosti.

5.2. Preverjanje dinamičnih lastnosti stroja

Preverjanje dinamičnih značilnosti vključuje merjenje naravnih frekvenc nosilcev in komponent okvirja, da se zagotovi njihova pravilna ločenost od obratovalnih frekvenc. To preprečuje težave z resonanco, ki lahko ogrozijo natančnost uravnoteženja.

5.3. Preverjanje operativne zmogljivosti merilnega sistema

Preverjanje merilnega sistema vključuje kalibracijo senzorjev, preverjanje fazne poravnave in preverjanje natančnosti obdelave signalov. To zagotavlja zanesljivo merjenje amplitude in faze vibracij pri vseh obratovalnih hitrostih.

5.4. Preverjanje karakteristik točnosti v skladu z ISO 20076-2007

Standard ISO 20076-2007 določa standardizirane postopke za preverjanje natančnosti balansirnih strojev z uporabo kalibriranih testnih rotorjev. Ti postopki pomagajo potrditi delovanje stroja v skladu z mednarodno priznanimi standardi.

Literatura

1. Reshetov DN (urednik). "Detajli in mehanizmi obdelovalnih strojev za rezanje kovin." Moskva: Mashinostroenie, 1972.
2. Kellenberger W. "Spiralno brušenje valjastih površin." Stroji, 1963.
3. ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Kotalni ležaji - nazivne dinamične obremenitve in nazivna življenjska doba.""
4. ISO 17383-73 "Jermenice za ploščate pogonske jermene.""
5. ISO 1940-1-2007 "Vibracije. Zahteve za kakovost uravnoteženja togih rotorjev.""
6. ISO 20076-2007 "Postopki preverjanja natančnosti balansirnih strojev.""