Makina Balancimi me Duart Tuaja

1. Hyrje

(Pse lindi nevoja për të shkruar këtë punim?)

Një analizë e strukturës së konsumit të pajisjeve balancuese të prodhuara nga LLC "Kinematics" (Vibromera) tregon se rreth 30% e tyre blihen për t'u përdorur si sisteme stacionare matëse dhe llogaritëse për makinat dhe/ose stendat e balancimit. Është e mundur të identifikohen dy grupe konsumatorësh (klientësh) të pajisjeve tona.

Grupi i parë përfshin ndërmarrjet që specializohen në prodhimin masiv të makinave të balancimit dhe shitjen e tyre te klientë të jashtëm. Këto ndërmarrje punësojnë specialistë shumë të kualifikuar me njohuri të thella dhe përvojë të gjerë në projektimin, prodhimin dhe funksionimin e llojeve të ndryshme të makinave të balancimit. Sfidat që dalin gjatë ndërveprimit me këtë grup konsumatorësh lidhen më së shpeshti me përshtatjen e sistemeve tona matëse dhe softuerit me makinat ekzistuese ose të reja të zhvilluara, pa u marrë me çështjet e realizimit të tyre strukturor.

Grupi i dytë përbëhet nga konsumatorë që zhvillojnë dhe prodhojnë makina (stenda) për nevojat e tyre. Kjo qasje shpjegohet kryesisht me dëshirën e prodhuesve të pavarur për të ulur kostot e tyre të prodhimit, të cilat në disa raste mund të ulen dy deri në tre herë ose më shumë. Ky grup konsumatorësh shpesh nuk ka përvojën e duhur në krijimin e makinave dhe zakonisht mbështetet në përdorimin e logjikës së shëndoshë, informacionit nga interneti, dhe çdo analogu të disponueshëm në punën e tyre.

Ndërveprimi me ta ngre shumë pyetje, të cilat, përveç informacionit shtesë mbi sistemet matëse të makinave të balancimit, mbulojnë një gamë të gjerë çështjesh që lidhen me realizimin strukturor të makinave, metodat e instalimit të tyre në themel, zgjedhjen e transmisioneve, dhe arritjen e saktësisë së duhur të balancimit, etj.

Duke marrë parasysh interesin e konsiderueshëm të shfaqur nga një grup i madh konsumatorësh tanë për çështjet e prodhimit të pavarur të makinave balancuese, specialistët e LLC "Kinematics" (Vibromera) kanë përgatitur një përmbledhje me komente dhe rekomandime mbi pyetjet më të shpeshta.

2. Llojet e Makinave (Stendave) të Balancimit dhe Veçoritë e Tyre të Projektimit

Makina balancuese është një pajisje teknologjike e projektuar për të eliminuar çekuilibrin statik ose dinamik të rotorëve për qëllime të ndryshme. Ajo përfshin një mekanizëm që përshpejton rotorin që balancohet deri në një frekuencë të caktuar rrotullimi, si dhe një sistem të specializuar matës dhe llogaritës që përcakton masat dhe pozicionimin e peshave korrigjuese të nevojshme për të kompensuar çekuilibrin e rotorit.

Ndërtimi i pjesës mekanike të makinës zakonisht përbëhet nga një bazament mbi të cilin janë instaluar shtylla mbështetëse (kushinetat). Këto përdoren për të montuar produktin e balancuar (rotorin) dhe përfshijnë një transmision të destinuar për rrotullimin e rotorit. Gjatë procesit të balancimit, i cili kryhet ndërkohë që produkti është duke u rrotulluar, sensorët e sistemit matës (lloji i të cilëve varet nga dizajni i makinës) regjistrojnë ose vibrimet në kushineta ose forcat në kushineta.

Të dhënat e marra në këtë mënyrë mundësojnë përcaktimin e masave dhe vendndodhjeve të instalimit të peshave korrigjuese të nevojshme për të kompensuar çbalancimin.

Aktualisht, dy lloje projektimesh të makinave (stendave) të balancimit janë më të përhapurat:

• Makinat me Mbështetje të Buta (Soft Bearing) (me mbështetje fleksibël);
• Makinat me Mbështetje të Forta (Hard Bearing) (me mbështetje të ngurta).

2.1. Makinat dhe Stendat me Mbështetje të Buta (Soft Bearing)

Veçoria themelore e makinave (stendave) të balancimit me Mbështetje të Buta është se ato kanë mbështetëse relativisht fleksibël, të bëra në bazë të pezullimeve me susta, karrocave të montuara në susta, mbështetëseve të sheshta ose cilindrike me susta, etj. Frekuenca natyrore e këtyre mbështetëseve është të paktën 2-3 herë më e ulët se frekuenca e rrotullimit të rotorit të balancuar të montuar mbi to. Një shembull klasik i realizimit strukturor të mbështetëseve fleksibël me Mbështetje të Buta mund të shihet në mbështetësen e makinës modeli DB-50, fotografia e së cilës shfaqet në Figurën 2.1.

Figura 2.1. Mbështetësja e makinës së balancimit modeli DB-50.

Siç shfaqet në Figurën 2.1, korniza e lëvizshme (rrëshqitësi) 2 është e lidhur me shtyllat fikse 1 të mbështetëses përmes një pezullimi në susta shiriti 3. Nën ndikimin e forcës centrifugale të shkaktuar nga çbalancimi i rotorit të instaluar në mbështetëse, karroca (rrëshqitësi) 2 mund të kryejë lëkundje horizontale në raport me shtyllën fikse 1, të cilat maten duke përdorur një sensor vibrimi.

Realizimi strukturor i kësaj mbështetëseje siguron arritjen e një frekuence natyrore të ulët të lëkundjeve të karrocës, e cila mund të jetë rreth 1-2 Hz. Kjo mundëson balancimin e rotorit në një gamë të gjerë të frekuencave të tij të rrotullimit, duke filluar nga 200 RPM. Kjo veçori, së bashku me thjeshtësinë relative të prodhimit të mbështetëseve të tilla, e bën këtë projektim tërheqës për shumë nga konsumatorët tanë që prodhojnë makina balancimi për nevojat e tyre të ndryshme.

Figura 2.2. Mbështetje me Kushineta të Buta e Makinës Balancuese, e Prodhuar nga "Polymer LTD", Makhaçkala

Figura 2.2 tregon një fotografi të një makine balancuese me Kushineta të Buta, me mbështetje të bëra nga susta pezullimi, e prodhuar për nevoja të brendshme në "Polymer LTD" në Makhaçkala. Makina është projektuar për balancimin e rrotullave të përdorura në prodhimin e materialeve polimerike.

Figura 2.3 paraqet një fotografi të një makine balancimi me pezullim të ngjashëm me shirit për karrocën, të destinuar për balancimin e mjeteve të specializuara.

Figurat 2.4.a dhe 2.4.b shfaqin fotografi të një makine artizanale me Mbështetje të Buta për balancimin e boshteve të transmisionit, mbështetëset e së cilës janë bërë gjithashtu duke përdorur susta pezullimi me shirit.

Figura 2.5 paraqet një fotografi të një makine me Kushineta të Buta të projektuar për balancimin e turbogrupeve, ku mbështetjet e karrocave janë gjithashtu të pezulluara në susta shiritash. Makina, e bërë për përdorim privat nga A. Shahgunyan (Shën Petersburg), është e pajisur me sistemin matës "Balanset 1".

Sipas prodhuesit (shih Fig. 2.6), kjo makinë ofron mundësinë për të balancuar turbina me çbalancim të mbetur që nuk kalon 0.2 g*mm.

Figura 2.3. Makinë me Mbështetje të Buta për Balancimin e Mjeteve me Pezullim të Mbështetëses në Susta me Shirit

Figura 2.4.a. Makinë me Mbështetje të Buta për Balancimin e Boshteve të Transmisionit (Makina e Montuar)

Figura 2.4.b. Makinë me Mbështetje të Buta për Balancimin e Boshteve të Transmisionit me Mbështetëset e Karrocës të Pezulluara në Susta me Shirit. (Mbajtësja e boshtit kryesor me pezullim me shirita sustë)

Figura 2.5. Makinë Soft Bearing për Balancimin e Turbokompresorëve me Mbajtëse mbi Shirita Sustë, e Prodhuar nga A. Shahgunyan (Shën Petersburg)

Figura 2.6. Kopje Ekrani e Sistemit Matës 'Balanset 1' që Tregon Rezultatet e Balancimit të Rotorit të Turbinës në Makinën e A. Shahgunyan

Përveç versionit klasik të mbajtëseve të makinave balancuese Soft Bearing të diskutuara më sipër, janë përhapur gjerësisht edhe zgjidhje të tjera konstruktive.

Figura 2.7 dhe 2.8 paraqesin fotografi të makinave balancuese për boshtet transmetuese, mbështetjet e të cilave janë bërë në bazë të sustave të sheshta (pllakë). Këto makina u prodhuan për nevojat e vetë ndërmarrjes private "Dergaçeva" dhe LLC "Tatkardan" ("Kinetics-M"), respektivisht.

Makinat balancuese me Kushineta të Buta me mbështetje të tilla riprodhohen shpesh nga prodhuesit amatorë për shkak të thjeshtësisë dhe lehtësisë së tyre relative të prodhimit. Këto prototipe zakonisht janë ose makina të serisë VBRF nga "K. Schenck", ose makina të ngjashme të prodhimit vendas.

Makinat e paraqitura në Figurat 2.7 dhe 2.8 janë projektuar për balancimin e boshteve transmisioni me dy, tre dhe katër mbajtëse. Ato kanë një ndërtim të ngjashëm, duke përfshirë:

• një shtrat të saldueshëm 1, të bazuar në dy trarë profili I të lidhur me nervura tërthore;
• një mbajtëse të palëvizshme (të përparme) të boshtit 2;
• një mbajtëse të lëvizshme (të pasme) të boshtit 3;
• një ose dy mbajtëse të lëvizshme (të ndërmjetme) 4. Mbajtëset 2 dhe 3 strehojnë njësitë e boshtit 5 dhe 6, të destinuara për montimin e boshtit të balancuar transmisioni 7 në makinë.

Figura 2.7. Makinë me Kushineta të Buta për Balancimin e Boshteve Transmetuese nga Ndërmarrja Private "Dergaçeva" me Mbështetje mbi Susta të Sheshta (Pllakë)

Figura 2.8. Makinë me Kushineta të Buta për Balancimin e Boshteve Transmetuese nga LLC "Tatkardan" ("Kinetics-M") me Mbështetje mbi Susta të Sheshta

Sensorë vibrimi 8 janë instaluar në të gjitha mbajtëset, të cilët përdoren për matjen e lëkundjeve tërthore të mbajtëseve. Boshti kryesor 5, i montuar në mbajtësen 2, rrotullohet nga një motor elektrik nëpërmjet një transmisioni me rrip.

Figurat 2.9.a dhe 2.9.b paraqesin fotografi të mbajtëses së makinës balancuese, e cila bazohet në susta të sheshta.

Figura 2.9. Mbajtëse e Makinës Balancuese Soft Bearing me Susta të Sheshta

• a) Pamja anësore;
• b) Pamja ballore

Duke pasur parasysh se prodhuesit amatorë përdorin shpesh mbajtëse të tilla në projektet e tyre, është e dobishme të shqyrtohen në më shumë detaje veçoritë e ndërtimit të tyre. Siç tregohet në Figurën 2.9.a, kjo mbajtëse përbëhet nga tre komponentë kryesorë:

• Pllaka e poshtme mbajtëse 1: Për mbajtësen e përparme të boshtit, pllaka është fiksuar ngurtësisht te udhëzuesit; për mbajtëset e ndërmjetme ose mbajtëset e pasme të boshtit, pllaka e poshtme është projektuar si një karrocë që mund të lëvizë përgjatë udhëzuesve të kornizës.
• Pllaka e sipërme mbajtëse 2, mbi të cilën montohen njësitë mbajtëse (mbajtëse me rul 4, boshte, kushinetat e ndërmjetme, etj.).
• Dy susta të sheshta 3, që lidhin pllakat mbajtëse të poshtme dhe të sipërme.

Për të parandaluar rrezikun e rritjes së vibrimit të mbajtëseve gjatë funksionimit, i cili mund të ndodhë gjatë përshpejtimit ose ngadalësimit të rotorit të balancuar, mbajtëset mund të përfshijnë një mekanizëm bllokimi (shih Fig. 2.9.b). Ky mekanizëm përbëhet nga një kllapë e ngurtë 5, e cila mund të angazhohet nga një bllokues ekscentrik 6 i lidhur me njërën nga sustat e sheshta të mbajtëses. Kur bllokuesi 6 dhe kllapa 5 angazhohen, mbajtësja bllokohet, duke eliminuar rrezikun e rritjes së vibrimit gjatë përshpejtimit dhe ngadalësimit.

Kur projektohen mbajtëse të bëra me susta të sheshta (pllakë), prodhuesi i makinës duhet të vlerësojë frekuencën e lëkundjeve të tyre natyrore, e cila varet nga ngurtësia e sustave dhe masa e rotorit të balancuar. Njohja e këtij parametri i lejon projektuesit të zgjedhë me vetëdije diapazonin e frekuencave operacionale të rrotullimit të rotorit, duke shmangur rrezikun e lëkundjeve rezonante të mbajtëseve gjatë balancimit.

Rekomandimet për llogaritjen dhe përcaktimin eksperimental të frekuencave natyrore të lëkundjeve të mbajtëseve, si dhe të komponentëve të tjerë të makinave balancuese, diskutohen në Seksionin 3.

Siç u përmend më herët, thjeshtësia dhe teknologjikshmëria e projektimit të mbajtëses duke përdorur susta të sheshta (pllakë) tërheqin zhvilluesit amatorë të makinave balancuese për qëllime të ndryshme, përfshirë makinat për balancimin e boshteve me manivelë, rotorëve të turbokompresorëve të automjeteve, etj.

Si shembull, Figurat 2.10.a dhe 2.10.b paraqesin një skicë të pamjes së përgjithshme të një makine të projektuar për balancimin e rotorëve të turbogrupeve. Kjo makinë u prodhua dhe përdoret për nevoja të brendshme në LLC "SuraTurbo" në Penza.

2.10.a. Makinë për Balancimin e Rotorëve të Turbokompresorëve (Pamja Anësore)

2.10.b. Makinë për Balancimin e Rotorëve të Turbokompresorëve (Pamja nga Ana e Mbajtëses së Përparme)

Përveç makinave balancuese Soft Bearing të diskutuara më parë, ndonjëherë krijohen stenda relativisht të thjeshta Soft Bearing. Këto stenda mundësojnë balancim cilësor të lartë të mekanizmave rrotullues për qëllime të ndryshme me kosto minimale.

Disa stenda të tilla shqyrtohen më poshtë, të ndërtuara mbi bazën e një pllake të sheshtë (ose kornize) të vendosur mbi susta cilindrike shtypjeje. Këto susta zakonisht zgjidhen në mënyrë që frekuenca natyrore e lëkundjeve të pllakës me mekanizmin e balancuar të instaluar mbi të, të jetë 2 deri në 3 herë më e ulët se frekuenca e rrotullimit të rotorit të këtij mekanizmi gjatë balancimit.

Figura 2.11 paraqet një fotografi të një stende për balancimin e rrotave gërryese, të prodhuar për prodhim të brendshëm nga P. Asharin.

Figura 2.11. Stendë për Balancimin e Rrotave Gërryese

Stenda përbëhet nga komponentët kryesorë të mëposhtëm:

• Pllaka 1, e montuar mbi katër susta cilindrike 2;
• Motori elektrik 3, rotori i të cilit shërben gjithashtu si bosht, mbi të cilin montohet një mandrinë 4, e përdorur për instalimin dhe fiksimin e rrotës gërryese në bosht.

Një veçori kryesore e kësaj stende është përfshirja e një sensori impulsi 5 për këndin e rrotullimit të rotorit të motorit elektrik, i cili përdoret si pjesë e sistemit matës të stendës ("Balanset 2C") për të përcaktuar pozicionin këndor për heqjen e masës korrigjuese nga rrota gërryese.

Figura 2.12 tregon një fotografi të një stende të përdorur për balancimin e pompave të vakumit. Kjo stendë u zhvillua me porosi nga JSC "Measurement Plant".

Figura 2.12. Stendë për Balancimin e Pompave të Vakumit nga JSC "Measurement Plant"

Baza e kësaj stende përdor gjithashtu Pllaka 1, e montuar mbi susta cilindrike 2. Mbi Pllakën 1 është instaluar një pompë vakumi 3, e cila ka transmisionin e vet elektrik të aftë të ndryshojë shpejtësinë gjerësisht nga 0 deri në 60,000 RPM. Sensorë vibrimi 4 janë montuar mbi trupin e pompës, të cilët përdoren për matjen e vibrimeve në dy seksione të ndryshme, në lartësi të ndryshme.

Për sinkronizimin e procesit të matjes së vibrimeve me këndin e rrotullimit të rotorit të pompës, në stendë përdoret një sensor lazer i këndit të fazës 5. Pavarësisht ndërtimit të jashtëm në dukje të thjeshtë të stendave të tilla, ai lejon arritjen e një balancimi shumë cilësor të rrotorit të pompës.

Për shembull, në frekuenca rrotullimi nën-kritike, çekuilibri i mbetur i rotorit të pompës është nën tolerancën e klasës më të imët të cilësisë së balancimit të përcaktuar në ISO 21940-11 (më parë ISO 1940-1), G0.4 — një rezultat i brendshëm i bankut ekuivalent me një G0.16 nominal, që është më i ngushtë se çdo klasë e listuar në standard.

Vibrimi rezidual i trupit të pompës, i arritur gjatë balancimit në shpejtësi rrotullimi deri në 8,000 RPM, nuk kalon 0.01 mm/sek.

Stendat balancuese të prodhuara sipas skemës së përshkruar më sipër janë efektive edhe në balancimin e mekanizmave të tjerë, si ventilatorët. Shembuj të stendave të projektuara për balancimin e ventilatorëve tregohen në Figurat 2.13 dhe 2.14.

Figura 2.13. Stendë për Balancimin e Rotorëve të Ventilatorëve

Cilësia e balancimit të ventilatorëve e arritur në stenda të tilla është mjaft e lartë. Sipas specialistëve të "Atlant-project" LLC, në stendën e projektuar prej tyre bazuar në rekomandimet e "Kinematics" LLC (shih Fig. 2.14), niveli i vibrimit të mbetur i arritur gjatë balancimit të ventilatorëve ishte 0.8 mm/s. Kjo është më shumë se tre herë më mirë se toleranca e caktuar për ventilatorët në kategorinë BV5 sipas ISO 31350-2007 "Vibrime. Ventilatorë industrialë. Kërkesat për vibrimin e prodhuar dhe cilësinë e balancimit."

Figura 2.14. Stendë për Balancimin e Rrotave të Ventilatorëve të Pajisjeve Kundër Shpërthimit nga "Atlant-project" LLC, Podolsk

Të dhëna të ngjashme të marra në JSC "Lissant Fan Factory" tregojnë se stenda të tilla, të përdorura në prodhimin serik të ventilatorëve të kanaleve, siguronin në mënyrë të qëndrueshme një vibrim të mbetur që nuk kalonte 0.1 mm/s.

2.2. Makinat me Mbështetje të Forta (Hard Bearing)

Makinat balancuese Hard Bearing ndryshojnë nga makinat Soft Bearing të diskutuara më parë në projektimin e mbajtëseve të tyre. Mbajtëset e tyre janë bërë në formën e pllakave të ngurta me të prera (zbrazëtira) komplekse. Frekuencat natyrore të këtyre mbajtëseve tejkalojnë ndjeshëm (të paktën 2-3 herë) frekuencën maksimale të rrotullimit të rotorit të balancuar në makinë.

Makinat Hard Bearing janë më të gjithanshme se makinat Soft Bearing, pasi zakonisht lejojnë balancim cilësor të lartë të rotorëve në një gamë më të gjerë karakteristikash të masës dhe dimensioneve të tyre. Një avantazh i rëndësishëm i këtyre makinave është gjithashtu se ato mundësojnë balancim me saktësi të lartë të rotorëve në shpejtësi rrotullimi relativisht të ulëta, të cilat mund të jenë brenda intervalit 200-500 RPM dhe më poshtë.

Figura 2.15 tregon një fotografi të një makine tipike balancuese me Kushineta të Ngurta, të prodhuar nga "K. Schenk." Nga kjo figurë, është e qartë se pjesë të veçanta të mbështetjes, të formuara nga hendeqet e ndërlikuara, kanë ngurtësi të ndryshme. Nën ndikimin e forcave të çekuilibrit të rotorit, kjo mund të çojë në deformime (zhvendosje) të disa pjesëve të mbështetjes në raport me të tjerat. (Në Figurën 2.15, pjesa më e ngurtë e mbështetjes është theksuar me një vijë të kuqe me pika, ndërsa pjesa e saj relativisht elastike është me blu).

Për të matur deformimet relative të përmendura, makinat Hard Bearing mund të përdorin ose sensorë force ose sensorë vibrimi shumë të ndjeshëm të llojeve të ndryshme, përfshirë sensorët e zhvendosjes së vibrimit pa kontakt.

Figura 2.15. Makinë Balancuese me Kushineta të Ngurta nga "K. Schenk"

Siç tregohet nga analiza e kërkesave të marra nga klientët për instrumentet e serisë "Balanset", interesi për prodhimin e makinave me Kushineta të Ngurta për përdorim të brendshëm ka qenë në rritje të vazhdueshme. Kjo lehtësohet nga përhapja e gjerë e informacionit reklamues rreth veçorive të dizajnit të makinave balancuese vendase, të cilat përdoren nga prodhuesit amatorë si analoge (ose prototipe) për zhvillimet e tyre.

Le të shqyrtojmë disa variante të makinave me Kushineta të Ngurta të prodhuara për nevojat e brendshme të një numri konsumatorësh të instrumenteve të serisë "Balanset".

Figurat 2.16.a – 2.16.d tregojnë fotografi të një makine me Kushineta të Ngurta të projektuar për balancimin e boshteve transmetuese, e prodhuar nga N. Obyedkov (qyteti i Magnitogorsk). Siç shihet në Fig. 2.16.a, makina përbëhet nga një kornizë e ngurtë 1, mbi të cilën janë instaluar mbështetjet 2 (dy boshte kryesore dhe dy të ndërmjetme). Boshti kryesor 3 i makinës rrotullohet nga një motor elektrik asinkron 4 përmes një transmisioni me rrip. Një kontrollues frekuence 6 përdoret për të kontrolluar shpejtësinë e rrotullimit të motorit elektrik 4. Makina është e pajisur me sistemin matës dhe llogaritës "Balanset 4" 5, i cili përfshin një njësi matëse, një kompjuter, katër sensorë force dhe një sensor këndi faze (sensorët nuk janë treguar në Fig. 2.16.a).

Figura 2.16.a. Makinë Hard Bearing për Balancimin e Boshteve Transmisioni, e Prodhuar nga N. Obyedkov (Magnitogorsk)

Figura 2.16.b tregon një fotografi të mbështetëses së përparme të makinës me boshtin kryesor drejtues 3, i cili, siç u vu re më parë, transmetohet nga një motor elektrik asinkron 4 përmes një transmisioni me rrip. Kjo mbështetëse është montuar në mënyrë të ngurtë në korniz.

Figura 2.16.b. Mbështetësja e Boshtit Kryesor (Drejtues) të Përparmë.

Figura 2.16.c paraqet një fotografi të njërës nga dy mbështetëset e lëvizshme të ndërmjetme të makinës. Kjo mbështetëse mbështetet mbi rrëshqitëse 7, që lejojnë lëvizjen e saj gjatësore përgjatë udhëzuesve të kornizës. Kjo mbështetëse përfshin një pajisje të veçantë 8, të projektuar për instalimin dhe rregullimin e lartësisë së kushinetës së ndërmjetme të boshtit të balancuar.

Figura 2.16.c. Mbështetësja e Lëvizshme e Ndërmjetme e Makinës

Figura 2.16.d tregon një fotografi të mbështetjes së boshtit të pasmë (të drejtuar), e cila, ashtu si mbështetjet e ndërmjetme, lejon lëvizje përgjatë udhëzuesve të kornizës së makinës.

Figura 2.16.d. Mbështetësja e Boshtit (të Drejtuar) të Pasme.

Të gjitha mbështetëset e diskutuara më sipër janë pllaka vertikale të montuara në baza të rrafshta. Pllakat kanë hendeqe në formë T (shih Fig. 2.16.d), të cilat e ndajnë mbështetësen në një pjesë të brendshme 9 (më të ngurtë) dhe një pjesë të jashtme 10 (më pak të ngurtë). Ndryshimi i ngurtësisë midis pjesës së brendshme dhe asaj të jashtme të mbështetëses mund të çojë në deformim relativ të këtyre pjesëve nën forcat e çekuilibrit të rotorit të balancuar.

Sensorët e forcës përdoren zakonisht për të matur deformimin relativ të mbështetëseve në makinat e bëra vetë. Një shembull se si instalohet një sensor force në mbështetësen e një makine balancimi Hard Bearing tregohet në Figurën 2.16.e. Siç shihet në këtë figurë, sensori i forcës 11 shtypet kundër sipërfaqes anësore të pjesës së brendshme të mbështetëses nga një bulon 12, i cili kalon përmes një vrime të filetuar në pjesën e jashtme të mbështetëses.

Për të siguruar një shtypje të njëtrajtshme të bulonit 12 në të gjithë planin e sensorit të forcës 11, midis tij dhe sensorit vendoset një rondele e sheshtë 13.

Figura 2.16.d. Shembull i Instalimit të Sensorit të Forcës në një Mbështetëse.

Gjatë funksionimit të makinës, forcat e çekuilibrit nga rotori i balancuar veprojnë përmes njësive mbështetëse (boshtet ose kushinetat e ndërmjetme) mbi pjesën e jashtme të mbështetjes, e cila fillon të lëvizë (deformohet) ciklikisht në raport me pjesën e saj të brendshme, në frekuencën e rrotullimit të rotorit. Kjo rezulton në një forcë të ndryshueshme që vepron mbi sensorin 11, në përpjesëtim me forcën e çekuilibrit. Nën këtë ndikim, në daljen e sensorit të forcës gjenerohet një sinjal elektrik në përpjesëtim me madhësinë e çekuilibrit të rotorit.

Sinjalet nga sensorët e forcës, të instaluar në të gjitha mbështetjet, çohen në sistemin matës dhe llogaritës të makinës, ku përdoren për të përcaktuar parametrat e peshave korrigjuese.

Figura 2.17.a. paraqet një fotografi të një makine shumë të specializuar me Kushineta të Ngurta, të përdorur për balancimin e boshteve "vidhë". Kjo makinë u prodhua për përdorim të brendshëm në LLC "Ufatverdosplav".

Siç shihet në figurë, mekanizmi i rrotullimit fillestar të makinës ka një ndërtim të thjeshtuar, i cili përbëhet nga komponentët kryesorë të mëposhtëm:

• Korniza e saldueme 1, që shërben si shtrati;
• Dy mbështetëse fikse 2, të fiksuara në mënyrë të ngurtë në korniz;
• Motori elektrik 3, e cila lëviz boshtin e balancuar (vidën) 5 përmes një transmisioni me rrip 4.

Figura 2.17.a. Makinë me Kushineta të Ngurta për Balancimin e Boshteve Vidhë, e Prodhuar nga LLC "Ufatverdosplav"

Mbështetëset 2 të makinës janë pllaka çeliku të montuara vertikalisht me hendeqe në formë T. Në pjesën e sipërme të secilës mbështetëse ndodhen rula mbështetëse të prodhuara duke përdorur kushineta me rrotullim, mbi të cilat rrotullohet boshti i balancuar 5.

Për të matur deformimin e mbështetjeve, që ndodh nën veprimin e çekuilibrit të rotorit, përdoren sensorë force 6 (shih Fig. 2.17.b), të cilët janë instaluar në hendeqet e mbështetjeve. Këta sensorë janë të lidhur me pajisjen "Balanset 1", e cila përdoret në këtë makinë si sistem matës dhe llogaritës.

Pavarësisht thjeshtësisë relative të mekanizmit të nisjes së makinës, ai mundëson një balancim mjaft cilësor të vidhave, të cilat, siç shihet në Fig. 2.17.a., kanë një sipërfaqe komplekse spiralore.

Sipas LLC "Ufatverdosplav", çekuilibri fillestar i vidhës u ul me pothuajse 50 herë në këtë makinë gjatë procesit të balancimit.

Figura 2.17.b. Mbështetësja e Makinës Hard Bearing për Balancimin e Boshteve me Vidë me Sensor Force

Çekuilibri i mbetur i arritur ishte 3552 g*mm (19.2 g në një rreze prej 185 mm) në planin e parë të vidhës, dhe 2220 g*mm (12.0 g në një rreze prej 185 mm) në planin e dytë. Për një rotor me peshë 500 kg dhe që funksionon në një frekuencë rrotullimi prej 3500 RPM, ky çekuilibër korrespondon me klasën G6.3 sipas ISO 21940-11 (më parë ISO 1940-1), gjë që plotëson kërkesat e përcaktuara në dokumentacionin e saj teknik.

Një dizajn origjinal (shih Fig. 2.18), që përfshin përdorimin e një baze të vetme për instalimin e njëkohshëm të mbështetjeve për dy makina balancuese me Kushineta të Ngurta me përmasa të ndryshme, u propozua nga S.V. Morozov. Avantazhet e dukshme të kësaj zgjidhjeje teknike, që lejojnë minimizimin e kostove të prodhimit të prodhuesit, përfshijnë:

• Kursim i hapësirës së prodhimit;
• Përdorimi i një motori elektrik të vetëm me transmision me frekuencë të ndryshueshme për funksionimin e dy makinave të ndryshme;
• Përdorimi i një sistemi të vetëm matës për funksionimin e dy makinave të ndryshme.

Figura 2.18. Makinë Balancuese me Kushineta të Ngurta ("Tandem"), e Prodhuar nga S.V. Morozov

3. Kërkesat për Ndërtimin e Njësive dhe Mekanizmave Bazë të Makinave të Balancimit

3.1. Kushinetat

3.1.1. Bazat Teorike të Projektimit të Kushinetave

Në seksionin e mëparshëm, u diskutuan në detaje ekzekutimet kryesore të dizajnit të mbështetjeve me Kushineta të Buta dhe me Kushineta të Ngurta për makinat balancuese. Një parametër vendimtar që projektuesit duhet të marrin parasysh kur projektojnë dhe prodhojnë këto mbështetje është frekuenca e tyre natyrore e lëkundjes. Kjo është e rëndësishme sepse për llogaritjen e parametrave të peshave korrigjuese nga sistemet matëse dhe llogaritëse të makinës kërkohet matja jo vetëm e amplitudës së vibrimit (deformimit ciklik) të mbështetjeve, por edhe e fazës së vibrimit.

Nëse frekuenca natyrore e një mbështetjeje përkon me frekuencën e rrotullimit të rotorit të balancuar (rezonanca e mbështetjes), matja e saktë e amplitudës dhe fazës së vibrimit është praktikisht e pamundur. Kjo ilustrohet qartë në grafikët që tregojnë ndryshimet e amplitudës dhe fazës së lëkundjeve të mbështetjes në funksion të frekuencës së rrotullimit të rotorit të balancuar (shih Fig. 3.1).

Nga këto grafikë, rezulton se ndërsa frekuenca e rrotullimit të rotorit të balancuar i afrohet frekuencës natyrore të lëkundjeve të mbështetëses (d.m.th., kur raporti fp/fo është afër 1), ndodh një rritje e ndjeshme e amplitudës e lidhur me lëkundjet e rezonancës së mbështetëses (shih Fig. 3.1.a). Njëkohësisht, grafiku 3.1.b tregon se në zonën e rezonancës, ndodh një ndryshim i papritur i këndit të fazës ∆F°, i cili mund të arrijë deri në 180°.

Me fjalë të tjera, kur balancohet çdo mekanizëm në zonën e rezonancës, edhe ndryshime të vogla në frekuencën e tij të rrotullimit mund të çojnë në paqëndrueshmëri të konsiderueshme në rezultatet e matjes së amplitudës dhe fazës së vibrimit të tij, duke shkaktuar gabime në llogaritjen e parametrave të peshave korrigjuese dhe duke ndikuar negativisht në cilësinë e balancimit.

Grafikët e mësipërm konfirmojnë rekomandimet e mëparshme sipas të cilave, për makinat me Kushineta të Ngurta, kufiri i sipërm i frekuencave operuese të rotorit duhet të jetë (të paktën) 2-3 herë më i ulët se frekuenca natyrore e mbështetjes, fo. Për makinat me Kushineta të Buta, kufiri i poshtëm i frekuencave të lejueshme operuese të rotorit të balancuar duhet të jetë (të paktën) 2-3 herë më i lartë se frekuenca natyrore e mbështetjes.

Figura 3.1. Grafikë që tregojnë ndryshimet e amplitudës relative dhe fazës së vibrimeve të mbështetëses së makinës së balancimit në funksion të ndryshimeve të frekuencës së rrotullimit.

• Ад – Amplituda e vibrimeve dinamike të mbështetëses;
• e = m*r / M - Çekuilibri specifik i rotorit të balancuar;
• m – Masa e paekuilibruar e rotorit;
• M – Masa e rotorit;
• r – Rrezja në të cilën ndodhet masa e paekuilibruar e rotorit;
• fp – Frekuenca e rrotullimit të rotorit;
• fo – Frekuenca natyrore e vibrimeve të mbështetëses

Duke pasur parasysh informacionin e paraqitur, funksionimi i makinës në zonën e rezonancës së mbështetëseve të saj (theksuar me të kuqe në Fig. 3.1) nuk rekomandohet. Grafikët e treguar në Fig. 3.1 tregojnë gjithashtu se, për të njëjtat çekuilibra të rotorit, vibrimet reale të mbështetëseve të makinës Soft Bearing janë ndjeshëm më të ulëta se ato që ndodhin në mbështetëset e makinës Soft Bearing.

Nga kjo rezulton se sensorët e përdorur për matjen e vibrimeve të mbështetëseve në makinat Hard Bearing duhet të kenë ndjeshmëri më të lartë se ata në makinat Soft Bearing. Ky përfundim mbështetet mirë nga praktika reale e përdorimit të sensorëve, e cila tregon se sensorët absolutë të vibrimit (vibro-akselerometra dhe/ose sensorë të shpejtësisë së vibrimit), të përdorur me sukses në makinat e balancimit Soft Bearing, shpesh nuk mund të arrijnë cilësinë e nevojshme të balancimit në makinat Hard Bearing.

Në këto makina, rekomandohet përdorimi i sensorëve relativë të vibrimit, siç janë sensorët e forcës ose sensorët e zhvendosjes me ndjeshmëri të lartë.

3.1.2. Vlerësimi i Frekuencave Natyrore të Mbështetëseve Duke Përdorur Metoda Llogaritëse

Një projektues mund të kryejë një llogaritje të përafërt (vlerësuese) të frekuencës natyrore të një mbështetëseje fo​ duke përdorur formulën 3.1, duke e trajtuar në mënyrë të thjeshtuar si një sistem vibrues me një shkallë lirie, i cili (shih Fig. 2.19.a) përfaqësohet nga një masë M, që lëkundet mbi një sustë me ngurtësi K.

Masa M e përdorur në llogaritjen për një rotor simetrik ndërmjet-kushinetash mund të përafrohet me formulën 3.2.

ku Mo​ është masa e pjesës lëvizëse të mbështetjes në kg; Mr​ është masa e rotorit të balancuar në kg; n është numri i mbështetjeve të makinës të përfshira në balancim.

Ngurtësia K e mbështetëses llogaritet duke përdorur formulën 3.3 bazuar në rezultatet e studimeve eksperimentale që përfshijnë matjen e deformimit ΔL të mbështetëses kur ajo ngarkohet me një forcë statike P (shih Fig. 3.2.a dhe 3.2.b).

ku ΔL është deformimi i mbështetjes në metra; P është forca statike në Njuton.

Madhësia e forcës ngarkuese P mund të matet duke përdorur një instrument matës force (p.sh., një dinamometër). Zhvendosja e mbështetëses ΔL përcaktohet duke përdorur një pajisje për matjen e zhvendosjeve lineare (p.sh., një komparator me kuadrant).

3.1.3. Metoda Eksperimentale për Përcaktimin e Frekuencave Natyrore të Mbështetëseve

Duke pasur parasysh që llogaritja e mësipërme e frekuencave natyrore të mbështetjeve, e kryer me një metodë të thjeshtuar, mund të çojë në gabime të konsiderueshme, shumica e zhvilluesve amatorë preferojnë t'i përcaktojnë këto parametra me metoda eksperimentale. Për këtë, ata shfrytëzojnë mundësitë e ofruara nga sistemet moderne matëse të vibrimeve të makinave balancuese, përfshirë instrumentet e serisë "Balanset".

3.1.3.1. Përcaktimi i Frekuencave Natyrore të Mbështetëseve me Metodën e Ngacmimit me Goditje

Metoda e ngacmimit me goditje është mënyra më e thjeshtë dhe më e zakonshme për të përcaktuar frekuencën natyrore të vibrimeve të një mbështetëseje ose të çdo komponenti tjetër të makinës. Ajo bazohet në faktin se kur çdo objekt, si p.sh. një zile (shih Fig. 3.3), ngacmohet me goditje, përgjigja e tij shfaqet si një përgjigje vibruese që zbehet gradualisht. Frekuenca e sinjalit vibrues përcaktohet nga karakteristikat strukturore të objektit dhe korrespondon me frekuencën e vibrimeve të tij natyrore. Për ngacmimin me goditje të vibrimeve, mund të përdoret çdo mjet i rëndë, si p.sh. një çekiç gome ose një çekiç i zakonshëm.

Figura 3.3. Diagrami i Ngacmimit me Goditje i Përdorur për të Përcaktuar Frekuencat Natyrore të një Objekti

Masa e çekiçit duhet të jetë përafërsisht 10% e masës së objektit që ngacmohet. Për të kapur përgjigjen vibruese, duhet të instalohet një sensor vibrimi mbi objektin nën shqyrtim, me boshtin e tij matës të vendosur në përputhje me drejtimin e ngacmimit me goditje. Në disa raste, si sensor për të perceptuar përgjigjen vibruese të objektit mund të përdoret një mikrofon nga një pajisje matëse zhurme.

Vibrimet e objektit shndërrohen në sinjal elektrik nga sensori, i cili më pas dërgohet në një instrument matës, si p.sh. hyrja e një analizuesi spektri. Ky instrument regjistron funksionin kohor dhe spektrin e procesit vibrues zbërthyes (shih Fig. 3.4), analiza e të cilit lejon përcaktimin e frekuencës (frekuencave) të vibrimeve natyrore të objektit.

Figura 3.5. Ndërfaqja e programit që tregon grafikët e funksionit të kohës dhe spektrin e vibrimeve të goditjes zbërthyese të strukturës së ekzaminuar

Analiza e grafikut të spektrit të paraqitur në Figurën 3.5 (shih pjesën e poshtme të dritares së punës) tregon se komponenti kryesor i vibrimeve natyrore të strukturës së ekzaminuar, i përcaktuar në raport me boshtin e abshisave të grafikut, ndodh në një frekuencë prej 9,5 Hz. Kjo metodë mund të rekomandohet për studimet e vibrimeve natyrore të mbështetëseve të makinave balancuese, si me mbështetje të butë ashtu edhe me mbështetje të ngurtë.

3.1.3.2. Përcaktimi i frekuencave natyrore të mbështetëseve në regjimin e vrapimit të lirë (coasting)

Në disa raste, frekuencat natyrore të mbështetësve mund të përcaktohen duke matur në mënyrë ciklike amplitudën dhe fazën e vibrimit "gjatë ndalimit të lirë". Në zbatimin e këtij metodi, rotori i instaluar në makinën e ekzaminuar përshpejtohet fillimisht deri në shpejtësinë maksimale të rrotullimit, pas së cilës transmisioni i tij shkëputet, dhe frekuenca e forcës shqetësuese e lidhur me çekuilibrin e rotorit zvogëlohet gradualisht nga maksimumi deri në pikën e ndalimit.

Në këtë rast, frekuencat natyrore të mbështetëseve mund të përcaktohen sipas dy karakteristikave:

• Nga një kërcim lokal i amplitudës së vibrimit, i vërejtur në zonat e rezonancës;
• Nga një ndryshim i mprehtë (deri në 180°) i fazës së vibrimit, i vërejtur në zonën e kërcimit të amplitudës.

Në pajisjet e serisë "Balanset", modaliteti "Vibrometër" ("Balanset 1") ose modaliteti "Balancim. Monitorim" ("Balanset 2C" dhe "Balanset 4") mund të përdoren për të zbuluar frekuencat natyrore të objekteve "gjatë ndalimit të lirë", duke lejuar matje ciklike të amplitudës dhe fazës së vibrimit në frekuencën e rrotullimit të rotorit.

Për më tepër, softueri "Balanset 1" përfshin gjithashtu një modalitet të specializuar "Grafikë. Ndalim i lirë", i cili lejon vizatimin e grafikëve të ndryshimeve në amplitudën dhe fazën e vibrimeve të mbështetësve gjatë ndalimit të lirë në funksion të ndryshimit të frekuencës së rrotullimit, duke lehtësuar ndjeshëm procesin e diagnostikimit të rezonancave.

Duhet theksuar se, për arsye të qarta (shih seksionin 3.1.1), metoda e identifikimit të frekuencave natyrore të mbështetëseve gjatë vrapimit të lirë mund të përdoret vetëm në rastin e studimit të makinave balancuese me mbështetje të butë, ku frekuencat e punës së rrotullimit të rotorit tejkalojnë ndjeshëm frekuencat natyrore të mbështetëseve në drejtimin tërthor.

Në rastin e makinave me mbështetje të ngurtë, ku frekuencat e punës së rrotullimit të rotorit, që nxisin vibrimet e mbështetëseve gjatë vrapimit të lirë, janë dukshëm më të ulëta se frekuencat natyrore të mbështetëseve, përdorimi i kësaj metode është praktikisht i pamundur.

3.1.4. Rekomandime praktike për projektimin dhe prodhimin e mbështetëseve për makinat balancuese

3.1.2. Llogaritja e frekuencave natyrore të mbështetëseve me metoda llogaritëse

Llogaritjet e frekuencave natyrore të mbështetëseve, duke përdorur skemën e llogaritjes së diskutuar më sipër, mund të kryhen në dy drejtime:

• Në drejtimin tërthor të mbështetëseve, i cili përkon me drejtimin e matjes së vibrimeve të tyre, të shkaktuara nga forcat e çekuilibrit të rotorit;
• Në drejtimin aksial, që përkon me boshtin e rrotullimit të rotorit të balancuar, të montuar mbi mbështetëset e makinës.

Llogaritja e frekuencave natyrore të mbështetësve në drejtimin vertikal kërkon përdorimin e një teknike llogaritjeje më komplekse, e cila (përveç parametrave të vetë mbështetësit dhe rotorit të balancuar) duhet të marrë parasysh edhe parametrat e kornizës dhe specifikat e instalimit të makinës në themel. Ky metodë nuk trajtohet në këtë botim. Analiza e formulës 3.1 lejon disa rekomandime të thjeshta që duhet të merren parasysh nga projektuesit e makinerive në aktivitetin e tyre praktik. Në veçanti, frekuenca natyrore e një mbështetësi mund të ndryshohet duke ndryshuar ngurtësinë dhe/ose masën e tij. Rritja e ngurtësisë rrit frekuencën natyrore të mbështetësit, ndërsa rritja e masës e zvogëlon atë. Këto ndryshime kanë një marrëdhënie jo-lineare, të tipit katror-invers. Për shembull, dyfishimi i ngurtësisë së mbështetësit rrit frekuencën e tij natyrore vetëm me një faktor prej 1.4. Në mënyrë të ngjashme, dyfishimi i masës së pjesës lëvizëse të mbështetësit e zvogëlon frekuencën e tij natyrore vetëm me një faktor prej 1.4.

3.1.4.1. Makina me mbështetje të butë me susta pllakë të sheshtë

Disa variante konstruktive të mbështetësve të makinave balancuese të bëra me susta të sheshta janë trajtuar më sipër në seksionin 2.1 dhe janë ilustruar në Figurat 2.7 - 2.9. Sipas informacionit tonë, konstruksione të tilla përdoren më shpesh në makina të destinuara për balancimin e boshteve transmisionit.

Si shembull, le të shqyrtojmë parametrat e sustave të përdorura nga një prej klientëve (SHPK "Rost-Service", Shën Petersburg) në prodhimin e mbështetësve të tyre të makinave. Kjo makinë ishte e destinuar për balancimin e boshteve transmisionit me 2, 3 dhe 4 mbështetës, me masë që nuk e kalon 200 kg. Përmasat gjeometrike të sustave (lartësi * gjerësi * trashësi) të përdorura në mbështetësit e boshteve kryesorë dhe të drejtuar të makinës, të zgjedhura nga klienti, ishin përkatësisht 300*200*3 mm.

Frekuenca natyrore e mbështetësit të pangarkuar, e përcaktuar në mënyrë eksperimentale me metodën e ngacmimit me goditje duke përdorur sistemin standard matës të makinës "Balanset 4", u gjet të jetë 11 - 12 Hz. Në një frekuencë të tillë natyrore të vibrimeve të mbështetësve, frekuenca e rekomanduar e rrotullimit të rotorit të balancuar gjatë balancimit nuk duhet të jetë më e ulët se 22-24 Hz (1320 – 1440 RPM).

Përmasat gjeometrike të sustave të sheshta të përdorura nga i njëjti prodhues në mbështetësit e ndërmjetëm ishin përkatësisht 200*200*3 mm. Për më tepër, siç treguan studimet, frekuencat natyrore të këtyre mbështetësve ishin më të larta, duke arritur në 13-14 Hz.

Bazuar në rezultatet e testeve, prodhuesve të makinës iu këshillua të përafronin (barazonin) frekuencat natyrore të mbështetësve të boshtit dhe atyre të ndërmjetëm. Kjo duhet të lehtësojë përzgjedhjen e diapazonit të frekuencave operacionale të rrotullimit të boshteve transmisionit gjatë balancimit dhe të shmangë paqëndrueshmëritë e mundshme të leximeve të sistemit matës për shkak të hyrjes së mbështetësve në zonën e vibrimeve rezonante.

Metodat për rregullimin e frekuencave natyrore të vibrimeve të mbështetëseve mbi susta të sheshta janë të qarta. Ky rregullim mund të arrihet duke ndryshuar përmasat gjeometrike ose formën e sustave të sheshta, çka realizohet, për shembull, duke frezuar kanale gjatësore ose tërthore që reduktojnë ngurtësinë e tyre.

Siç u përmend më parë, verifikimi i rezultateve të një rregullimi të tillë mund të kryhet duke identifikuar frekuencat natyrore të vibrimeve të mbështetëseve, duke përdorur metodat e përshkruara në seksionet 3.1.3.1 dhe 3.1.3.2.

Figura 3.6 paraqet një version klasik të projektimit të mbështetëses mbi susta të sheshta, të përdorur në një nga makinat e tij nga A. Sinitsyn. Siç tregohet në figurë, mbështetësja përfshin komponentët e mëposhtëm:

• Pllaka e sipërme 1;
• Dy susta të sheshta 2 dhe 3;
• Pllaka e poshtme 4;
• Konsola ndaluese 5.

Figura 3.6. Variant projektimi i një mbështetëseje mbi susta të sheshta

Pllaka e sipërme 1 e mbështetëses mund të përdoret për montimin e boshtit kryesor (spindle) ose të një kushineti të ndërmjetëm. Në varësi të qëllimit të mbështetëses, pllaka e poshtme 4 mund të fiksohet ngurtësisht te udhëzuesit e makinës ose të instalohet mbi rrëshqitëse të lëvizshme, duke lejuar që mbështetësja të lëvizë përgjatë udhëzuesve. Konsola 5 përdoret për të instaluar një mekanizëm bllokimi për mbështetësen, duke lejuar fiksimin e saj të sigurt gjatë përshpejtimit dhe ngadalësimit të rotorit të balancuar.

Sustat e sheshta për mbështetësit e makinave Soft Bearing duhet të bëhen nga çeliku i sustave (leaf-spring) ose çelik i legiruar me cilësi të lartë. Përdorimi i çeliqeve të zakonshme strukturore me kufi rrjedhjeje të ulët nuk këshillohet, pasi ato mund të zhvillojnë deformim të mbetur nën ngarkesa statike dhe dinamike gjatë funksionimit, duke çuar në reduktimin e saktësisë gjeometrike të makinës dhe madje në humbjen e qëndrueshmërisë së mbështetësit.

Figura 3.7. Makinë për balancimin e rotorëve të motorëve elektrikë, e montuar, zhvilluar nga A. Mokhov.

Figura 3.8. Makinë për balancimin e rotorëve të turbopompave, zhvilluar nga G. Glazov (Bishkek)

3.1.4.2. Mbështetëset e makinave me mbështetje të butë, me varje mbi susta shirit

Gjatë projektimit të sustave shirit të përdorura për varjen e mbështetëseve, duhet t'i kushtohet vëmendje zgjedhjes së trashësisë dhe gjerësisë së shiritit të sustës, i cili, nga njëra anë, duhet të përballojë ngarkesën statike dhe dinamike të rotorit mbi mbështetëse, dhe nga ana tjetër, duhet të parandalojë mundësinë e vibrimeve torsionale të varjes së mbështetëses, të manifestuara si rrotullim i parregullt aksial (run-out).

Shembuj të zbatimit konstruktiv të makinave balancuese që përdorin varje me susta shirit janë treguar në Figurat 2.1 - 2.5 (shih seksionin 2.1), si dhe në Figurat 3.7 dhe 3.8 të këtij seksioni.

3.1.4.4. Mbështetësit Hard Bearing për Makina

Siç tregon përvoja jonë e gjerë me klientët, një pjesë e konsiderueshme e prodhuesve të balancuesve të bërë vetë kanë filluar kohët e fundit të preferojnë makina hard bearing me mbështetës të ngurtë. Në seksionin 2.2, Figurat 2.16 – 2.18 paraqesin fotografi të projekteve të ndryshme strukturore të makinave që përdorin mbështetës të tillë. Një skicë tipike e një mbështetësi të ngurtë, e zhvilluar nga një prej klientëve tanë për ndërtimin e makinës së tyre, është paraqitur në Fig. 3.10. Ky mbështetës përbëhet nga një pllakë çeliku e sheshtë me një gropë në formë P, e cila në mënyrë konvencionale e ndan mbështetësin në pjesë "të ngurta" dhe "fleksibël". Nën ndikimin e forcës së çekuilibrit, pjesa "fleksibël" e mbështetësit mund të deformohet në raport me pjesën e saj "të ngurtë". Madhësia e këtij deformimi, e përcaktuar nga trashësia e mbështetësit, thellësia e gropave dhe gjerësia e urës që lidh pjesët "fleksibël" dhe "të ngurta" të mbështetësit, mund të matet duke përdorur sensorët e përshtatshëm të sistemit matës të makinës. Për shkak të mungesës së një metode për llogaritjen e ngurtësisë tërthore të mbështetësve të tillë, duke marrë parasysh thellësinë h të gropës në formë P, gjerësinë t të urës, si dhe trashësinë e mbështetësit r (shih Fig. 3.10), këto parametra konstruktivë zakonisht përcaktohen në mënyrë eksperimentale nga zhvilluesit.

Për makina me masë rotori të balancuar që nuk e kalon 300 - 500 kg, trashësia e mbështetësit mund të rritet deri në 30 – 40 mm, kurse për makina të projektuara për balancimin e rotorëve me masë maksimale nga 1000 deri në 3000 kg, trashësia e mbështetësit mund të arrijë 50 – 60 mm ose më shumë. Siç tregon analiza e karakteristikave dinamike të mbështetësve të përmendura më sipër, frekuencat e tyre natyrore të vibrimit, të matura në planin tërthor (plani i matjes së deformimeve relative të pjesëve "fleksibël" dhe "të ngurta"), zakonisht kalojnë 100 Hz ose më shumë. Frekuencat natyrore të vibrimit të mbajtëseve të mbështetësve Hard Bearing në planin ballor, të matura në drejtimin që përputhet me boshtin e rrotullimit të rotorit të balancuar, zakonisht janë dukshëm më të ulëta. Dhe janë pikërisht këto frekuenca që duhet të merren parasysh kryesisht kur përcaktohet kufiri i sipërm i diapazonit të frekuencave operative për rotorët rrotullues të balancuar në makinë.

Figura 3.26. Shembull i përdorimit të një shtrati të përdorur torno për prodhimin e një makine me mbështetje të ngurtë, për balancimin e burgjive transportues (auger).

Figura 3.27. Shembull i përdorimit të një shtrati të përdorur torno për prodhimin e një makine me mbështetje të butë, për balancimin e boshteve.

Figura 3.28. Shembull i fabrikimit të një shtrati të montuar nga profile kanal

Figura 3.29. Shembull i fabrikimit të një shtrati të saldruar nga profile kanal

Figura 3.30. Shembull i prodhimit të një shtrati të saldruar nga profile kanal

Figura 3.31. Shembull i një shtrati të makinës balancuese, i bërë nga betoni polimerik

Zakonisht, gjatë prodhimit të bazave (shtretërve) të tilla, pjesa e sipërme e tyre përforcohet me elemente çeliku të përdorura si udhëzues mbi të cilët mbështeten këmbët e mbështetjes së makinës balancuese. Kohët e fundit, bazat e bëra nga betoni polimerik me veshje zbutëse të vibrimeve janë përhapur gjerësisht. Kjo teknologji për prodhimin e bazave është përshkruar mirë në internet dhe mund të zbatohet lehtësisht nga prodhuesit DIY. Për shkak të thjeshtësisë relative dhe kostos së ulët të prodhimit, këto baza kanë disa avantazhe kryesore ndaj homologëve të tyre metalikë:

• Koeficient më i lartë amortizimi për lëkundjet vibruese;
• Përçueshmëri termike më e ulët, që siguron deformim minimal termik të shtratit;
• Rezistencë më e lartë ndaj korrozionit;
• Mungesë e tensioneve të brendshme.

3.1.4.3. Mbështetëset e makinave me mbështetje të butë, të bëra me susta cilindrike

Një shembull i një makine balancuese me mbështetje të butë, në të cilën susta cilindrike kompresioni përdoren në projektimin e mbështetëseve, tregohet në Figurën 3.9. E meta kryesore e kësaj zgjidhjeje projektuese lidhet me shkallët e ndryshme të deformimit të sustave në mbështetëset e përparme dhe të pasme, që ndodh nëse ngarkesat mbi mbështetëse janë të pabarabarta gjatë balancimit të rotorëve asimetrikë. Kjo çon natyrshëm në keqorientim (misalignment) të mbështetëseve dhe në zhbalancim këndor (skew) të boshtit të rotorit në planin vertikal. Një nga pasojat negative të këtij defekti mund të jetë shfaqja e forcave që shkaktojnë zhvendosjen aksiale të rotorit gjatë rrotullimit.

Fig. 3.9. Variant konstruktiv i mbështetëses me mbështetje të butë për makina balancuese, duke përdorur susta cilindrike.

3.1.4.4. Mbështetësit Hard Bearing për Makina

Fig. 3.10. Skicë e mbështetëses me mbështetje të ngurtë për makinë balancuese

Fotografitë që tregojnë zbatime të ndryshme të mbështetësve të tillë, të prodhuara për makinat e vetë klientëve tanë, janë paraqitur në Figurat 3.11 dhe 3.12. Duke përmbledhur të dhënat e marra nga disa prej klientëve tanë që janë prodhues makinash, mund të formulohen kërkesat për trashësinë e mbështetësve, të vendosura për makina të madhësive dhe kapaciteteve të ndryshme mbajtëse. Për shembull, për makina të destinuara për balancimin e rotorëve me peshë nga 0.1 deri në 50-100 kg, trashësia e mbështetësit mund të jetë 20 mm.

Fig. 3.11. Mbështetëse me mbështetje të ngurtë për makinë balancuese, prodhuar nga A. Sinitsyn

Fig. 3.12. Mbështetëse me mbështetje të ngurtë për makinë balancuese, prodhuar nga D. Krasilnikov

Për makina me masë rotori të balancuar që nuk e kalon 300 - 500 kg, trashësia e mbështetësit mund të rritet deri në 30 – 40 mm, kurse për makina të projektuara për balancimin e rotorëve me masë maksimale nga 1000 deri në 3000 kg, trashësia e mbështetësit mund të arrijë 50 – 60 mm ose më shumë. Siç tregon analiza e karakteristikave dinamike të mbështetësve të përmendura më sipër, frekuencat e tyre natyrore të vibrimit, të matura në planin tërthor (plani i matjes së deformimeve relative të pjesëve "fleksibël" dhe "të ngurta"), zakonisht kalojnë 100 Hz ose më shumë. Frekuencat natyrore të vibrimit të mbajtëseve të mbështetësve Hard Bearing në planin ballor, të matura në drejtimin që përputhet me boshtin e rrotullimit të rotorit të balancuar, zakonisht janë dukshëm më të ulëta. Dhe janë pikërisht këto frekuenca që duhet të merren parasysh kryesisht kur përcaktohet kufiri i sipërm i diapazonit të frekuencave operative për rotorët rrotullues të balancuar në makinë. Siç u përmend më sipër, përcaktimi i këtyre frekuencave mund të kryhet me metodën e ngacmimit me goditje të përshkruar në seksionin 3.1.

3.2. Nyjet mbajtëse të makinave balancuese

3.2.1. Llojet kryesore të nyjeve mbajtëse

Në prodhimin e makinave balancuese, si me mbështetje të ngurtë ashtu edhe me mbështetje të butë, mund të rekomandohen llojet e mëposhtme të njohura të nyjeve mbajtëse, të përdorura për instalimin dhe rrotullimin e rotorëve të balancuar mbi mbështetëse, duke përfshirë:

• Nyje mbajtëse prizmatike;
• Nyje mbajtëse me rula rrotulluese;
• Nyje mbajtëse me bosht kryesor (spindle).

3.2.1.1. Njësitë Mbështetëse Prizmatike

Këto montime, që kanë opsione të ndryshme konstruktive, zakonisht instalohen në mbështetësit e makinave të vogla dhe të mesme, mbi të cilat mund të balancohen rotorë me masë që nuk e kalon 50 - 100 kg. Një shembull i versionit më të thjeshtë të një montimi mbështetës prizmatik është paraqitur në Figurën 3.13. Ky montim mbështetës është bërë nga çeliku dhe përdoret në një makinë balancuese turbinash. Një numër prodhuesish të makinave balancuese të vogla dhe të mesme, gjatë prodhimit të montimeve mbështetëse prizmatike, preferojnë të përdorin materiale jometalike (dielektrikë), si teksolit, fluoroplast, kaprolon, etj.

3.13. Variant Ekzekutimi i Njësisë Mbështetëse Prizmatike, i Përdorur në një Makinë Balancimi për Turbina Automobilistike

Montime mbështetëse të ngjashme (shih Figurën 3.8 më sipër) janë zbatuar, për shembull, nga G. Glazov në makinën e tij, gjithashtu të destinuar për balancimin e turbinave të automjeteve. Zgjidhja origjinale teknike e montimit mbështetës prizmatik, i bërë nga fluoroplasti (shih Figurën 3.14), është propozuar nga SHPK "Technobalance".

Fig. 3.14. Montimi Mbështetës Prizmatik nga SHPK "Technobalance"

Ky montim mbështetës i veçantë formohet duke përdorur dy bushona cilindrikë 1 dhe 2, të instaluar në kënd me njëri-tjetrin dhe të fiksuar në boshtet mbështetëse. Rotori i balancuar kontakton me sipërfaqet e bushonëve përgjatë vijave gjeneruese të cilindrave, gjë që minimizon zonën e kontaktit midis boshtit të rotorit dhe mbështetësit, duke reduktuar rrjedhimisht forcën e fërkimit në mbështetës. Nëse është e nevojshme, në rast konsumimi ose dëmtimi të sipërfaqes së mbështetësit në zonën e kontaktit me boshtin e rotorit, mundësia e kompensimit të konsumimit sigurohet duke rrotulluar bushonin rreth boshtit të tij me një kënd të caktuar. Duhet theksuar se kur përdoren montime mbështetëse të bëra nga materiale jometalike, është e nevojshme të parashikohet mundësia konstruktive e tokëzimit të rotorit të balancuar me trupin e makinës, gjë që eliminon rrezikun e shkarkesave të fuqishme të elektricitetit statik gjatë funksionimit. Kjo, së pari, ndihmon në reduktimin e interferencave dhe shqetësimeve elektrike që mund të ndikojnë në performancën e sistemit matës të makinës, dhe së dyti, eliminon rrezikun që personeli të preket nga veprimi i elektricitetit statik.

3.2.1.2. Njësitë Mbështetëse me Role

Këto montime zakonisht instalohen në mbështetësit e makinave të projektuara për balancimin e rotorëve me masë mbi 50 kilogramë e më shumë. Përdorimi i tyre redukton ndjeshëm forcat e fërkimit në mbështetës në krahasim me mbështetësit prizmatikë, duke lehtësuar rrotullimin e rotorit të balancuar. Si shembull, Figura 3.15 tregon një variant konstruktiv të një montimi mbështetës ku përdoren rula për pozicionimin e produktit. Në këtë konstruksion, si rula 1 dhe 2 përdoren rulman standardë, unazat e jashtme të të cilëve rrotullohen mbi bosht të palëvizshëm të fiksuar në trupin e mbështetësit 3 të makinës. Figura 3.16 paraqet një skicë të një konstruksioni më kompleks të një montimi mbështetës me rula, të zbatuar në projektin e tyre nga një nga prodhuesit e bërë vetë të makinave balancuese. Siç shihet nga vizatimi, për të rritur kapacitetin mbajtës të rulit (dhe rrjedhimisht të montimit mbështetës në tërësi), një çift rulmanësh 1 dhe 2 instalohet në trupin e rulit 3. Zbatimi praktik i këtij konstruksioni, pavarësisht të gjitha avantazheve të tij të dukshme, duket të jetë një detyrë mjaft komplekse, e lidhur me nevojën për fabrikimin e pavarur të trupit të rulit 3, të cilit i vendosen kërkesa shumë të larta për saktësinë gjeometrike dhe karakteristikat mekanike të materialit.

Fig. 3.15. Shembull Projektimi i Njësisë Mbështetëse me Role

Fig. 3.16. Shembull Projektimi i Njësisë Mbështetëse me Role me Dy Kushineta Rrotulluese

Figura 3.17 paraqet një variant konstruktiv të një montimi mbështetës me rula vetë-rreshtues, të zhvilluar nga specialistët e SHPK "Technobalance". Në këtë konstruksion, aftësia vetë-rreshtuese e rulave arrihet duke u dhënë atyre dy shkallë shtesë lirie, duke lejuar rulat të bëjnë lëvizje të vogla këndore rreth boshteve X dhe Y. Montime të tilla mbështetëse, që sigurojnë saktësi të lartë në instalimin e rotorëve të balancuar, zakonisht rekomandohen për përdorim në mbështetësit e makinave balancuese të rënda.

Fig. 3.17. Shembull Projektimi i Njësisë Mbështetëse me Role Vetëqendrore

Siç u përmend më lart, njësitë mbështetëse me role zakonisht kanë kërkesa mjaft të larta për prodhim me saktësi dhe ngurtësi. Në veçanti, tolerancat e vendosura për rrjedhjen radiale (runout-in) të roleve nuk duhet të tejkalojnë 3-5 mikron.

Në praktikë, kjo nuk arrihet gjithmonë as nga prodhuesit e njohur. Për shembull, gjatë testimit të autorit për deformimin radial (runout) të një grupi montimesh të reja mbështetëse me rula, të blera si pjesë këmbimi për makinën balancuese model H8V, marka "K. Shenk", deformimi radial i rulave të tyre arriti në 10-11 mikrometra.

3.2.1.3. Njësitë Mbështetëse me Bosht (Spindle)

Gjatë balancimit të rotorëve me montim flanxhë (për shembull, boshtet kardanike) në makina balancimi, bosht-rrotullues (spindle) përdoren si njësi mbështetëse për pozicionimin, montimin dhe rrotullimin e produkteve të balancuara.

Bosht-rrotulluesit (spindle) janë ndër komponentët më kompleksë dhe kritikë të makinave të balancimit, duke qenë kryesisht përgjegjës për arritjen e cilësisë së kërkuar të balancimit.

Teoria dhe praktika e projektimit dhe prodhimit të boshteve kryesorë (spindle) janë mjaft mirë të zhvilluara dhe pasqyrohen në një gamë të gjerë botimesh, ndër të cilat, monografia "Details and Mechanisms of Metal-Cutting Machine Tools" [1], e redaktuar nga Dr. Ing. D.N. Reshetov, dallohet si më e dobishmja dhe më e arritshmja për zhvilluesit.

Ndër kërkesat kryesore që duhen marrë parasysh në projektimin dhe prodhimin e bosht-rrotulluesve (spindle) të makinave të balancimit, duhen prioritizuar këto:

a) Sigurimi i ngurtësisë së lartë të strukturës së njësisë së bosht-rrotulluesit (spindle), i mjaftueshëm për të parandaluar deformime të papranueshme që mund të ndodhin nën ndikimin e forcave të çekuilibrit të rotorit të balancuar;

b) Sigurimi i qëndrueshmërisë së pozicionit të boshtit të rrotullimit të spindle-it, i karakterizuar nga vlerat e lejuara të rrjedhjeve radiale, aksiale dhe aksiale të spindle-it;

c) Sigurimi i rezistencës së duhur ndaj konsumimit të qafave (journal) të spindle-it, si dhe i sipërfaqeve të tij mbështetëse dhe të vendosjes, të përdorura për montimin e produkteve të balancuara.

Zbatimi praktik i këtyre kërkesave është detajuar në Seksionin VI "Spindles and Their Supports" të veprës [1].

Në veçanti, ekzistojnë metodologji për verifikimin e ngurtësisë dhe saktësisë së rrotullimit të spindle-ve, rekomandime për zgjedhjen e kushinetave, zgjedhjen e materialit të spindle-it dhe metodave të fortësimit të tij, si dhe shumë informacione të tjera të dobishme mbi këtë temë.

Puna [1] shënon se në projektimin e spindle-ve për shumicën e llojeve të makinave-veglave prerëse metalesh, përdoret kryesisht një skemë me dy kushineta.

Një shembull i variantit të projektimit të një skeme të tillë me dy kushineta, të përdorur në spindle-t e makinave frezuese (detajet mund të gjenden në punën [1]), tregohet në Fig. 3.18.

Kjo skemë është mjaft e përshtatshme për prodhimin e spindle-ve të makinave të balancimit, shembuj të varianteve të projektimit të të cilave tregohen më poshtë në Figurat 3.19-3.22.

Fig. 3.18. Skicë e një Spindle-i Frezues me Dy Kushineta

Figura 3.19 tregon një nga variantet e projektimit të njësisë së spindle-it kryesor (drejtues) të një makine balancimi, që rrotullohet mbi dy kushineta radiale-aksiale, secila me strehim të pavarur 1 dhe 2. Në boshtin e spindle-it 3 janë montuar një flanxhë 4, e destinuar për montimin me flanxhë të një boshti kardanik, dhe një pulexhi 5, i përdorur për të transmetuar rrotullimin te spindle-i nga motori elektrik nëpërmjet një transmisioni me rrip trapezoidal (V-belt).

Figura 3.19. Shembull i Projektimit të Spindle-it mbi Dy Mbështetje të Pavarura me Kushineta

Figurat 3.20 dhe 3.21 tregojnë dy projektime të lidhura ngushtë të njësive të spindle-it kryesor (drejtues). Në të dyja rastet, kushinetat e spindle-it janë instaluar në një strehim të përbashkët 1, i cili ka një vrimë aksiale që kalon tejpërtej, të nevojshme për instalimin e boshtit të spindle-it. Në hyrje dhe dalje të kësaj vrime, strehimi ka shpime speciale (të patreguara në figura), të projektuara për të akomoduar kushineta radiale-aksiale (me role ose me topa) dhe kapak flanxhe speciale 5, të përdorur për të siguruar unazat e jashtme të kushinetave.

Figura 3.20. Shembulli 1 i Projektimit të Spindle-it Kryesor (Drejtues) mbi Dy Mbështetje me Kushineta të Instaluara në një Strehim të Përbashkët

Figura 3.21. Shembulli 2 i Projektimit të Spindle-it Kryesor (Drejtues) mbi Dy Mbështetje me Kushineta të Instaluara në një Strehim të Përbashkët

Ashtu si në variantin e mëparshëm (shih Fig. 3.19), në boshtin e spindle-it është instaluar një pllakë ballore (faceplate) 2, e destinuar për montimin me flanxhë të boshtit kardanik, dhe një pulexhi 3, i përdorur për të transmetuar rrotullimin te spindle-i nga motori elektrik nëpërmjet një transmisioni me rrip. Në boshtin e spindle-it është fiksuar gjithashtu një skalë (limb) 4, e cila përdoret për të përcaktuar pozicionin këndor të spindle-it, e shfrytëzuar gjatë instalimit të peshave provë dhe korrigjuese në rotor gjatë balancimit.

Figura 3.22. Shembull Projektimi i Spindle-it të Drejtuar (të Pasëm)

Figura 3.22 tregon një variant projektimi të njësisë së spindle-it të drejtuar (të pasëm) të një makine, i cili dallon nga spindle-i kryesor (drejtues) vetëm nga mungesa e pulexhit të transmisionit dhe e skalës (limb), pasi ato nuk nevojiten.

Figura 3.23. Shembull i Realizimit Konstruktiv të një Boshti të Drejtuar (të Pasmë)

Siç shihet në Figurat 3.20 – 3.22, njësitë e spindle-it të diskutuara më sipër fiksohen te mbështetjet Soft Bearing të makinave të balancimit duke përdorur kapëse (rripa) speciale 6. Metoda të tjera fiksimi mund të përdoren gjithashtu nëse është e nevojshme, duke siguruar ngurtësi dhe saktësi të duhur në pozicionimin e njësisë së spindle-it mbi mbështetje.

Figura 3.23 ilustron një projektim montimi me flanxhë të ngjashëm me atë spindle, i cili mund të përdoret për instalimin e tij mbi një mbështetje Hard Bearing të një makine balancimi.

3.2.1.3.4. Llogaritja e Ngurtësisë së Boshtit dhe Deformimit Radial (Runout)

Për përcaktimin e ngurtësisë së boshtit dhe deformimit radial të pritshëm, mund të përdoret formula 3.4 (shih skemën e llogaritjes në Figurën 3.24):

ku:

• Y - zhvendosja elastike e boshtit në skajin e konsolës së boshtit, cm;
• P - ngarkesa e llogaritur që vepron mbi konsolën e boshtit, kg;
• A - mbështetësi i pasmë me rulman i boshtit;
• B - mbështetësi i përparmë me rulman i boshtit;
• g - gjatësia e konsolës së boshtit, cm;
• c - distanca midis mbështetësve A dhe B të boshtit, cm;
• J1 - momenti mesatar i inercisë i seksionit të boshtit midis mbështetësve, cm⁴;
• J2 - momenti mesatar i inercisë i seksionit të konsolës së boshtit, cm⁴;
• jB dhe jA - ngurtësia e rulmanëve për mbështetësit e përparmë dhe të pasmë të boshtit, përkatësisht, kg/cm.

Duke transformuar formulën 3.4, vlera e llogaritur e dëshiruar e ngurtësisë së njësisë së spindle-it jшп mund të përcaktohet:

Duke marrë parasysh rekomandimet e punës [1] për makina balancimi me përmasa mesatare, kjo vlerë nuk duhet të jetë nën 50 kg/µm.

Për llogaritjen e deformimit radial (runout), përdoret formula 3.5:

ku:

• ∆ është rrjedhja radiale (runout-i) në skajin konsol të spindle-it, µm;
• ∆B është rrjedhja radiale e kushinetës së përparme të spindle-it, µm;
• ∆A është rrjedhja radiale e kushinetës së pasme të spindle-it, µm;
• g është gjatësia konsol e spindle-it, cm;
• c është distanca midis mbështetjeve A dhe B të spindle-it, cm.

3.2.1.3.5. Sigurimi i Kërkesave për Balancimin e Spindle-it

Montimet e boshteve të makinave balancuese duhet të jenë mirë të balancuara, pasi çdo çekuilibër aktual do të transferohet te rotori që po balancohet si gabim shtesë. Kur vendosen tolerancat teknologjike për çekuilibrin e mbetur të boshtit, në përgjithësi këshillohet që klasi i saktësisë së balancimit të tij të jetë të paktën 1 - 2 klasë më i lartë se ai i produktit që po balancohet në makinë.

Duke marrë parasysh veçoritë e projektimit të spindle-ve të diskutuara më sipër, balancimi i tyre duhet të kryhet në dy plane.

3.2.1.3.6. Sigurimi i Kërkesave për Kapacitetin e Ngarkesës dhe Qëndrueshmërinë e Kushinetave të Spindle-it

Kur projektohen boshtet kryesorë dhe zgjidhen përmasat e kushinetave, këshillohet të vlerësohet paraprakisht qëndrueshmëria dhe kapaciteti mbajtës i kushinetave. Metodologjia për kryerjen e këtyre llogaritjeve mund të gjendet e detajuar në ISO 281 "Rolling Bearings - Dynamic Load Ratings and Rating Life" [3], si dhe në shumë doracakë (përfshirë ato dixhitalë) të kushinetave rrotulluese.

3.2.1.3.7. Sigurimi i Kërkesave për Ngrohjen e Pranueshme të Kushinetave të Spindle-it

Sipas rekomandimeve nga puna [1], ngrohja maksimale e lejuar e unazave të jashtme të kushinetave të spindle-it nuk duhet të tejkalojë 70°C. Megjithatë, për të siguruar balancim me cilësi të lartë, ngrohja e rekomanduar e unazave të jashtme nuk duhet të tejkalojë 40 – 45°C.

3.2.1.3.8. Zgjedhja e llojit të transmisionit me rrip dhe e projektimit të pulexhes së transmisionit për boshtin kryesor

Kur projektohet boshti kryesor drejtues i një makine balancuese, rekomandohet të sigurohet rrotullimi i tij duke përdorur një transmision me rrip të sheshtë. Një shembull i përdorimit të duhur të një transmisioni të tillë për funksionimin e boshtit kryesor paraqitet në Figurat 3.20 dhe 3.23. Përdorimi i transmisioneve me rrip trapezoidal (V) ose me dhëmbë nuk këshillohet, pasi ato mund të krijojnë ngarkesa shtesë dinamike mbi boshtin kryesor për shkak të pasaktësive gjeometrike të rripave dhe pulexhave, gjë që nga ana e vet mund të çojë në gabime shtesë matjeje gjatë balancimit. Kërkesat e rekomanduara për pulexhat e rripave të transmisionit të sheshtë janë përcaktuar në standardin kombëtar GOST 17383-73 "Pulleys for flat drive belts" [4].

Pulexha e transmisionit duhet të pozicionohet në skajin e pasmë të boshtit kryesor, sa më afër të jetë e mundur me bllokun e kushinetave (me mbivarje minimale të mundshme). Vendimi i projektimit për vendosjen e mbivarur të pulexhes, marrë në prodhimin e boshtit kryesor të treguar në Figura 3.19, mund të konsiderohet i pasuksesshëm, pasi rrit ndjeshëm momentin e ngarkesës dinamike të transmisionit që vepron mbi mbështetëset e boshtit kryesor.

Një tjetër mangësi e rëndësishme e këtij projektimi është përdorimi i një transmisioni me rrip trapezoidal, pasaktësitë e prodhimit dhe montimit të të cilit mund të jenë gjithashtu burim i një ngarkese shtesë të padëshiruar mbi boshtin kryesor.

3.3. Baza (Korniza)

Shtrati është struktura kryesore mbajtëse e makinës balancuese, mbi të cilën bazohen elementet e saj kryesore, përfshirë shtyllat mbështetëse dhe motorin e transmisionit. Kur zgjidhet ose prodhohet shtrati i një makine balancuese, është e nevojshme të sigurohet që ai të plotësojë disa kërkesa, përfshirë ngurtësinë e nevojshme, saktësinë gjeometrike, rezistencën ndaj vibrimeve dhe rezistencën ndaj konsumimit të udhëzuesve të tij.

Praktika tregon se, kur prodhohen makina për nevoja vetjake, opsionet e mëposhtme të shtratit përdoren më së shpeshti:

• shtretër prej gize nga makina metalpunuese të përdorura (torno, druprunues, etj.);
• shtretër të montuar mbi baza kanalesh (profile U), të bashkuar me lidhje bulonash;
• shtretër të saldhuar mbi baza kanalesh (profile U);
• shtretër prej betoni polimerik me veshje thithëse vibrimesh.

Figura 3.25. Shembull i përdorimit të një shtrati të përdorur nga makina druprunuese për prodhimin e një makine për balancimin e boshteve kardanike.

3.4. Transmisionet e Makinave të Balancimit

Siç tregon analiza e zgjidhjeve të projektimit të përdorura nga klientët tanë në prodhimin e makinave balancuese, ata fokusohen kryesisht në përdorimin e motorëve me rrymë alternative (AC) të pajisur me variatorë frekuence (VFD) gjatë projektimit të transmisioneve. Ky qasje mundëson një gamë të gjerë të shpejtësive të rregullueshme të rrotullimit për rotorët e balancuar me kosto minimale. Fuqia e motorëve kryesorë të transmisionit të përdorur për rrotullimin e rotorëve të balancuar zgjidhet zakonisht në bazë të masës së këtyre rotorëve dhe mund të jetë përafërsisht:

• 0.25 - 0.72 kW për makina të projektuara për balancimin e rotorëve me masë ≤ 5 kg;
• 0.72 - 1.2 kW për makina të projektuara për balancimin e rotorëve me masë > 5 ≤ 50 kg;
• 1.2 - 1.5 kW për makina të projektuara për balancimin e rotorëve me masë > 50 ≤ 100 kg;
• 1.5 - 2.2 kW për makina të projektuara për balancimin e rotorëve me masë > 100 ≤ 500 kg;
• 2.2 - 5 kW për makina të projektuara për balancimin e rotorëve me masë > 500 ≤ 1000 kg;
• 5 - 7.5 kW për makina të projektuara për balancimin e rotorëve me masë > 1000 ≤ 3000 kg.

Këta motorë duhet të montohen ngurtësisht mbi shtratin e makinës ose themelin e saj. Përpara instalimit në makinë (ose në vendin e instalimit), motori kryesor i transmisionit, së bashku me pulexhen e montuar në boshtin e tij dalës, duhet të balancohet me kujdes. Për të reduktuar ndërhyrjet elektromagnetike të shkaktuara nga variatori i frekuencës, rekomandohet të instalohen filtra rrjeti në hyrjen dhe daljen e tij. Këta mund të jenë produkte standarde të gatshme të furnizuara nga prodhuesit e transmisioneve, ose filtra të bërë vetë duke përdorur unaza ferrite.

4. Sistemet Matëse të Makinave të Balancimit

Shumica e prodhuesve amatorë të makinave të balancimit, që kontaktojnë LLC "Kinematics" (Vibromera), planifikojnë të përdorin sistemet matëse të serisë "Balanset" të prodhuara nga kompania jonë në projektet e tyre. Megjithatë, ka gjithashtu klientë që planifikojnë të prodhojnë vetë sisteme të tilla matëse. Prandaj, ka kuptim të diskutohet në më shumë detaje ndërtimi i një sistemi matës për një makinë balancimi. Kërkesa kryesore për këto sisteme është nevoja për të siguruar matje me saktësi të lartë të amplitudës dhe fazës së komponentit rrotullues të sinjalit vibrues, që shfaqet në frekuencën e rrotullimit të rotorit të balancuar. Ky qëllim zakonisht arrihet duke përdorur një kombinim zgjidhjesh teknike, duke përfshirë:

• Përdorimi i sensorëve të vibrimeve me koeficient të lartë konvertimi të sinjalit;
• Përdorimi i sensorëve modernë lazerikë të këndit të fazës;
• Krijimi (ose përdorimi) i pajisjeve hardware që lejojnë përforcimin dhe konvertimin dixhital të sinjaleve të sensorëve (përpunimi parësor i sinjalit);
• Zbatimi i përpunimit me softuer të sinjalit vibrues, i cili duhet të lejojë nxjerrjen me rezolucion të lartë dhe të qëndrueshëm të komponentit rrotullues të sinjalit vibrues, që shfaqet në frekuencën e rrotullimit të rotorit të balancuar (përpunim dytësor).

Më poshtë, shqyrtojmë variante të njohura të zgjidhjeve të tilla teknike, të zbatuara në një sërë instrumentesh të njohura balancimi.

4.1. Zgjedhja e Sensorëve të Vibrimit

Në sistemet matëse të makinave balancuese mund të përdoren lloje të ndryshme sensorësh vibrimi (transduktorësh), përfshirë:

• Sensorë të nxitimit të vibrimeve (akselerometra);
• Sensorë të shpejtësisë së vibrimeve;
• Sensorë të zhvendosjes së vibrimeve;
• Sensorë force.

4.1.1. Sensorët e nxitimit të vibrimeve

Ndër sensorët e nxitimit vibrues, akselerometrat piezo dhe kapacitivë (chip) janë më të përdorurit gjerësisht, të cilët mund të përdoren në mënyrë efektive në makinat e balancimit të tipit Soft Bearing. Në praktikë, në përgjithësi është e lejueshme të përdoren sensorë të nxitimit vibrues me koeficientë konvertimi (Kpr) që variojnë nga 10 deri në 30 mV/(m/s²). Në makinat e balancimit që kërkojnë saktësi balancimi veçanërisht të lartë, këshillohet të përdoren akselerometra me Kpr që arrijnë nivele prej 100 mV/(m/s²) e më lart. Si shembull akselerometrash piezo që mund të përdoren si sensorë vibrimi për makinat e balancimit, Figura 4.1 tregon akselerometrat piezo DN3M1 dhe DN3M1V6 të prodhuar nga LLC "Izmeritel".

Figura 4.1. Akselerometra piezoelektrikë DN 3M1 dhe DN 3M1V6

Për të lidhur sensorë të tillë me instrumentet dhe sistemet matëse të vibrimeve, është e nevojshme të përdoren përforcues ngarkese të jashtëm ose të integruar.

Figura 4.2. Akselerometra Kapacitivë AD1 të Prodhuar nga LLC "Kinematics" (Vibromera)

Duhet theksuar se këta sensorë, të cilët përfshijnë bordet e gjerësisht të përdorura në treg të akselerometrave kapacitivë ADXL 345 (shih Figurën 4.3), kanë disa përparësi të konsiderueshme mbi akselerometrat piezoelektrikë. Konkretisht, ata janë 4 deri në 8 herë më të lirë me karakteristika teknike të ngjashme. Për më tepër, ata nuk kërkojnë përdorimin e përforcuesve të shtrenjtë dhe të vështirë për t'u përdorur të ngarkesës, të nevojshëm për akselerometrat piezoelektrikë.

Në rastet kur në sistemet matëse të makinave balancuese përdoren të dy llojet e akselerometrave, zakonisht kryhet integrimi hardware (ose integrimi i dyfishtë) i sinjaleve të sensorëve.

Figura 4.2. Akselerometra kapacitivë AD 1, të montuar.

Figura 4.3. Bordi i akselerometrit kapacitiv ADXL 345.

Në këtë rast, sinjali fillestar i sensorit, proporcional me nxitimin e vibrimit, transformohet përkatësisht në një sinjal proporcional me shpejtësinë ose zhvendosjen e vibrimit. Procedura e integrimit të dyfishtë të sinjalit të vibrimit është veçanërisht e rëndësishme kur përdoren akselerometra si pjesë e sistemeve matëse të makinave balancuese me shpejtësi të ulët, ku gama e poshtme e frekuencës së rrotullimit të rotorit gjatë balancimit mund të arrijë 120 rpm dhe më poshtë. Kur përdoren akselerometra kapacitivë në sistemet matëse të makinave balancuese, duhet të mbahet parasysh se pas integrimit, sinjalet e tyre mund të përmbajnë interferencë me frekuencë të ulët, e cila shfaqet në gamën e frekuencës nga 0.5 deri në 3 Hz. Kjo mund të kufizojë gamën e poshtme të frekuencës së balancimit në makinat e destinuara për të përdorur këta sensorë.

4.1.2. Sensorët e shpejtësisë së vibrimeve

4.1.2.1. Sensorët induktivë të shpejtësisë së vibrimeve.

Këta sensorë përfshijnë një bobinë induktive dhe një bërthamë magnetike. Kur bobina vibron në lidhje me një bërthamë të palëvizshme (ose bërthama në lidhje me një bobinë të palëvizshme), induktohet një EMF (forcë elektromotore) në bobinë, tensioni i së cilës është drejtpërdrejt proporcional me shpejtësinë e vibrimit të elementit të lëvizshëm të sensorit. Koeficientët e konvertimit (Кпр) të sensorëve induktivë janë zakonisht mjaft të lartë, duke arritur disa dhjetëra apo edhe qindra mV/mm/sek. Konkretisht, koeficienti i konvertimit të sensorit Schenck model T77 është 80 mV/mm/sek, ndërsa për sensorin IRD Mechanalysis model 544M është 40 mV/mm/sek. Në disa raste (për shembull, në makinat balancuese Schenck), përdoren sensorë induktivë të shpejtësisë së vibrimeve me ndjeshmëri të lartë të veçantë, të pajisur me përforcues mekanik, ku Кпр mund të tejkalojë 1000 mV/mm/sek. Nëse sensorët induktivë të shpejtësisë së vibrimeve përdoren në sistemet matëse të makinave balancuese, mund të kryhet gjithashtu integrimi hardware i sinjalit elektrik proporcional me shpejtësinë e vibrimit, duke e konvertuar atë në një sinjal proporcional me zhvendosjen e vibrimit.

Figura 4.4. Sensori model 544M nga IRD Mechanalysis.

Figura 4.5. Sensori model T77 nga Schenck

Duhet theksuar se, për shkak të intensitetit të punës në prodhimin e tyre, sensorët induktivë të shpejtësisë së vibrimeve janë artikuj mjaft të rrallë dhe të shtrenjtë. Prandaj, pavarësisht avantazheve të dukshme të këtyre sensorëve, prodhuesit amatorë të makinave balancuese i përdorin ata shumë rrallë.

4.2. Sensorët e Këndit të Fazës

Për sinkronizimin e procesit të matjes së vibrimit me këndin e rrotullimit të rotorit të balancuar, përdoren sensorë të këndit të fazës, si sensorë laser (fotoelektrikë) ose induktivë. Këta sensorë prodhohen në dizajne të ndryshme nga prodhues vendas dhe ndërkombëtarë. Gama e çmimeve për këta sensorë mund të ndryshojë ndjeshëm, nga rreth 40 deri në 200 dollarë. Një shembull i një pajisjeje të tillë është sensori i këndit të fazës i prodhuar nga "Diamex", i treguar në figurën 4.11.

Figura 4.11: Sensori i Këndit të Fazës nga "Diamex"

Si një shembull tjetër, Figura 4.12 tregon një model të zbatuar nga LLC "Kinematics" (Vibromera), i cili përdor takometra lazer të modelit DT 2234C, të prodhuar në Kinë, si sensorë të këndit të fazës. Përparësitë e dukshme të këtij sensori përfshijnë:

• Një gamë të gjerë funksionimi, duke lejuar matjen e frekuencës së rrotullimit të rotorit nga 2.5 deri në 99,999 rrotullime në minutë, me një rezolucion jo më të vogël se një rrotullim;
• Ekran dixhital;
• Lehtësi në konfigurimin e takometrit për matje;
• Përballueshmëri dhe kosto e ulët në treg;
• Thjeshtësi relative e modifikimit për integrim në sistemin matës të një makine balancuese.

Figura 4.12: Takometri lazerik model DT 2234C

Në disa raste, kur përdorimi i sensorëve lazerikë optikë nuk është i dëshirueshëm për ndonjë arsye, ata mund të zëvendësohen me sensorë induktivë të zhvendosjes pa kontakt, si modeli i përmendur më parë ISAN E41A ose produkte të ngjashme nga prodhues të tjerë.

4.3. Veçoritë e Përpunimit të Sinjalit në Sensorët e Vibrimit

Për matjen e saktë të amplitudës dhe fazës së komponentit rrotullues të sinjalit të vibrimit në pajisjet balancuese, zakonisht përdoret një kombinim i mjeteve të përpunimit hardware dhe software. Këto mjete mundësojnë:

• Filtrimi brezgjerë me hardware i sinjalit analog të sensorit;
• Amplifikimi i sinjalit analog të sensorit;
• Integrimin dhe/ose integrimin e dyfishtë (nëse është e nevojshme) të sinjalit analog;
• Filtrimin me brez të ngushtë (narrowband) të sinjalit analog duke përdorur një filtër ndjekës (tracking filter);
• Konvertimin analog-në-dixhital të sinjalit;
• Filtrimi sinkron i sinjalit digjital;
• Analiza harmonike e sinjalit digjital.

4.3.1. Filtrimi i sinjalit me brez të gjerë

Ky proces është thelbësor për pastrimin e sinjalit të sensorit të vibrimit nga ndërhyrjet e mundshme që mund të ndodhin si në kufirin e poshtëm ashtu edhe në atë të sipërm të gamës së frekuencave të pajisjes. Këshillohet që pajisja matëse e një makine balancimi të vendosë kufirin e poshtëm të filtrit brezkalues (band-pass) në 2-3 Hz dhe kufirin e sipërm në 50 (100) Hz. Filtrimi "i poshtëm" ndihmon në shtypjen e zhurmave me frekuencë të ulët që mund të shfaqen në daljen e llojeve të ndryshme të amplifikatorëve matës të sensorëve. Filtrimi "i sipërm" eliminon mundësinë e ndërhyrjeve për shkak të frekuencave të kombinuara dhe vibrimeve të mundshme rezonante të përbërësve individualë mekanikë të makinës.

4.3.2. Përforcimi i sinjalit analog nga sensori

Nëse ka nevojë për të rritur ndjeshmërinë e sistemit matës të makinës së balancimit, sinjalet nga sensorët e vibrimit drejt hyrjes së njësisë matëse mund të amplifikohen. Mund të përdoren si amplifikatorë standardë me fitim konstant, ashtu edhe amplifikatorë me shumë faza, fitimi i të cilëve mund të ndryshohet në mënyrë programore në varësi të nivelit real të sinjalit nga sensori. Një shembull amplifikatori programueshëm me shumë faza përfshin amplifikatorët e zbatuar në konvertuesit e matjes së tensionit si E154 ose E14-140 nga LLC "L-Card".

4.3.3. Integrimi

Siç u përmend më parë, në sistemet matëse të makinave balancuese rekomandohet integrimi harduerik dhe/ose integrimi i dyfishtë i sinjaleve të sensorëve të vibrimeve. Kështu, sinjali fillestar i akselerometrit, proporcional me vibro-nxitimin, mund të transformohet në një sinjal proporcional me vibro-shpejtësinë (integrim) ose vibro-zhvendosjen (integrim i dyfishtë). Në mënyrë të ngjashme, sinjali i sensorit të vibro-shpejtësisë, pas integrimit, mund të transformohet në një sinjal proporcional me vibro-zhvendosjen.

4.3.4. Filtrimi me brez të ngushtë i sinjalit analog duke përdorur një filtër ndjekës

Për të reduktuar ndërhyrjet dhe për të përmirësuar cilësinë e përpunimit të sinjalit vibrues në sistemet matëse të makinave të balancimit, mund të përdoren filtra ndjekës me brez të ngushtë. Frekuenca qendrore e këtyre filtrave rregullohet automatikisht sipas frekuencës së rrotullimit të rotorit të balancuar, duke përdorur sinjalin e sensorit të rrotullimeve të rotorit. Qarqe të integruara moderne, si MAX263, MAX264, MAX267, MAX268 nga "MAXIM", mund të përdoren për të krijuar filtra të tillë.

4.3.5. Konvertimi analog-në-digjital i sinjaleve

Konvertimi analog-në-dixhital është një procedurë thelbësore që siguron mundësinë e përmirësimit të cilësisë së përpunimit të sinjalit vibrues gjatë matjes së amplitudës dhe fazës. Kjo procedurë zbatohet në të gjitha sistemet matëse moderne të makinave të balancimit. Një shembull i zbatimit efektiv të ADC-ve të tilla përfshin konvertuesit e matjes së tensionit të tipit E154 ose E14-140 nga LLC "L-Card", të përdorur në disa sisteme matëse të makinave të balancimit të prodhuara nga LLC "Kinematics" (Vibromera). Përveç kësaj, LLC "Kinematics" (Vibromera) ka përvojë në përdorimin e sistemeve mikroprocesorike më të lira, të bazuara në kontrollues "Arduino", mikrokontrolluesin PIC18F4620 nga "Microchip", dhe pajisje të ngjashme.

4.1.2.2. Sensorë të Shpejtësisë së Vibrimit Bazuar në Akselerometra Piezoelektrikë

Një sensor i këtij lloji dallon nga një akselerometer standard piezoelektrik nga fakti se ka një amplifikator ngarkese dhe integrator të integruar brenda strehës së tij, gjë që i mundëson të japë një sinjal proporcional me shpejtësinë e vibrimit. Për shembull, sensorët piezoelektrikë të shpejtësisë së vibrimit të prodhuar nga prodhues vendas (kompania ZETLAB dhe LLC "Vibropribor") tregohen në Figurat 4.6 dhe 4.7.

Figura 4.6. Sensori model AV02 nga ZETLAB (Rusia)

Figura 4.7. Sensori modeli DVST 2 nga LLC "Vibropribor"

Sensorë të tillë prodhohen nga prodhues të ndryshëm (vendas dhe të huaj) dhe aktualisht përdoren gjerësisht, veçanërisht në pajisjet portative të matjes së vibrimeve. Kostoja e këtyre sensorëve është mjaft e lartë dhe mund të arrijë 20.000 deri në 30.000 rubla secili, madje edhe nga prodhues vendas.

4.1.3. Sensorët e Zhvendosjes

Në sistemet matëse të makinave të balancimit, mund të përdoren gjithashtu sensorë zhvendosjeje pa kontakt – kapacitivë ose induktivë. Këta sensorë mund të funksionojnë në modalitetin statik, duke lejuar regjistrimin e proceseve vibruese që nga 0 Hz. Përdorimi i tyre mund të jetë veçanërisht efektiv në rastin e balancimit të rotorëve me shpejtësi të ulët, me shpejtësi rrotullimi 120 rpm e më poshtë. Koeficientët e konvertimit të këtyre sensorëve mund të arrijnë 1000 mV/mm e më lart, gjë që siguron saktësi dhe rezolucion të lartë në matjen e zhvendosjes, edhe pa amplifikim shtesë. Një avantazh i qartë i këtyre sensorëve është kostoja e tyre relativisht e ulët, e cila për disa prodhues vendas nuk e kalon 1000 rubla. Kur përdoren këta sensorë në makinat e balancimit, është e rëndësishme të merret parasysh se hapësira nominale e punës midis elementit ndjeshëm të sensorit dhe sipërfaqes së objektit vibrues kufizohet nga diametri i bobinës së sensorit. Për shembull, për sensorin e treguar në Figurën 4.8, modeli ISAN E41A nga "TEKO," hapësira e specifikuar e punës është zakonisht 3.8 deri në 4 mm, gjë që lejon matjen e zhvendosjes së objektit vibrues në gamën ±2.5 mm.

Figura 4.8. Sensori induktiv i zhvendosjes, modeli ISAN E41A nga TEKO (Rusia)

4.1.4. Sensorët e Forcës

Siç u përmend më parë, sensorët e forcës përdoren në sistemet matëse të instaluara në makinat balancuese Hard Bearing (me mbështetje të ngurtë). Këta sensorë, veçanërisht falë thjeshtësisë së prodhimit dhe kostos relativisht të ulët, zakonisht janë sensorë force piezoelektrikë. Shembuj të sensorëve të tillë tregohen në Figurat 4.9 dhe 4.10.

Figura 4.9. Sensori i forcës SD 1 nga Kinematika LLC

Figura 4.10: Sensori i Forcës për Makinat e Balancimit Automobilistik, Shitur nga "STO Market"

Sensorët e forcës me tela tensometrikë (strain gauge), të cilët prodhohen nga një gamë e gjerë prodhuesish vendas dhe të huaj, mund të përdoren gjithashtu për të matur deformimet relative në mbështetjet e makinave balancuese Hard Bearing.

4.4. Skema Funksionale e Sistemit Matës të Makinës së Balancimit, "Balanset 2"

Sistemi matës "Balanset 2" përfaqëson një qasje moderne për integrimin e funksioneve matëse dhe llogaritëse në makinat e balancimit. Ky sistem siguron llogaritjen automatike të peshave korrigjuese duke përdorur metodën e koeficientit të ndikimit dhe mund të përshtatet për konfigurime të ndryshme makinash.

Skema funksionale përfshin kondicionimin e sinjalit, konvertimin analog-në-dixhital, përpunimin dixhital të sinjalit dhe algoritmet e llogaritjes automatike. Sistemi mund të trajtojë skenarë balancimi si me dy plane ashtu edhe me shumë plane, me saktësi të lartë.

4.5. Llogaritja e Parametrave të Peshave Korrigjuese të Përdorura në Balancimin e Rotorit

Llogaritja e peshave korrigjuese bazohet në metodën e koeficientit të ndikimit, e cila përcakton se si përgjigjet rotori ndaj peshave provë në plane të ndryshme. Kjo metodë është themelore për të gjitha sistemet moderne të balancimit dhe siguron rezultate të sakta si për rotorë të ngurtë ashtu edhe për rotorë fleksibël.

4.5.1. Detyra e Balancimit të Rotorëve me Dy Mbështetje dhe Metodat e Zgjidhjes së Saj

Për rotorët me dy mbështetje (konfigurimi më i zakonshëm), detyra e balancimit përfshin përcaktimin e dy peshave korrigjuese - një për secilin plan korrigjimi. Metoda e koeficientit të ndikimit përdor qasjen e mëposhtme:

1. Matja fillestare (Run 0): Matni vibrimin pa asnjë peshë prove
2. Xhiri i parë provë (Run 1): Shtoni një peshë prove të njohur në Planin 1, matni përgjigjen
3. Xhiri i dytë provë (Run 2): Zhvendosni peshën provë në Planin 2, matni përgjigjen
4. Llogaritja: Softueri llogarit peshat e përhershme korrigjuese bazuar në përgjigjet e matura

Baza matematike përfshin zgjidhjen e një sistemi ekuacionesh lineare që lidhin ndikimet e peshës provë me korrigjimet e kërkuara në të dy planet njëkohësisht.

Figurat 3.26 dhe 3.27 tregojnë shembuj të përdorimit të shtretërve (bazave) të torneve, mbi bazën e të cilëve u prodhuan një makinë e specializuar Hard Bearing për balancimin e vidhave transportuese (augerëve) dhe një makinë universale Soft Bearing për balancimin e rotorëve cilindrikë. Për prodhuesit DIY, zgjidhje të tilla mundësojnë krijimin e një sistemi mbështetës të ngurtë për makinën balancuese me kohë dhe kosto minimale, mbi të cilin mund të montohen stenda mbështetëse të llojeve të ndryshme (si Hard Bearing ashtu edhe Soft Bearing). Detyra kryesore e prodhuesit në këtë rast është të sigurojë (dhe të rikthejë nëse është e nevojshme) saktësinë gjeometrike të udhëzuesve të makinës, mbi të cilët do të mbështeten stendat. Në kushtet e prodhimit DIY, zakonisht përdoret gërryerja e imët (fine scraping) për të rikthyer saktësinë e kërkuar gjeometrike të udhëzuesve.

Figura 3.28 tregon një version të një baze (bed) të montuar, të bërë nga dy profile U (kanale). Në prodhimin e kësaj baze përdoren lidhje të bulonuara të çmontueshme, të cilat mundësojnë minimizimin ose eliminimin e plotë të deformimit të bazës gjatë montimit, pa operacione shtesë teknologjike. Për të siguruar saktësinë e duhur gjeometrike të udhëzuesve të bazës së specifikuar, mund të kërkohet përpunim mekanik (zmerilim, frezim i imët) i fllanxhave të sipërme të profileve të përdorura.

Figurat 3.29 dhe 3.30 paraqesin variante bazash (beds) të saldura, gjithashtu të bëra nga dy profile U (kanale). Teknologjia e prodhimit për baza të tilla mund të kërkojë një sërë operacionesh shtesë, si trajtimi termik për të lehtësuar tensionet e brendshme që lindin gjatë saldimit. Ashtu si te bazat e montuara, për të siguruar saktësinë e duhur gjeometrike të udhëzuesve të bazave të saldura, duhet planifikuar përpunimi mekanik (zmerilim, frezim i imët) i fllanxhave të sipërme të profileve të përdorura.

4.5.2. Metodologjia për Balancimin Dinamik të Rotorëve me Shumë Mbështetje

Rotorët me shumë mbështetje (tri ose katër pika mbajtëse) kërkojnë procedura balancimi më komplekse. Çdo pikë mbështetëse kontribuon në sjelljen e përgjithshme dinamike, dhe korrigjimi duhet të marrë parasysh ndërveprimet midis të gjitha planeve.

Metodologjia e zgjeron qasjen me dy plane duke:

• Matur vibrimin në të gjitha pikat mbështetëse
• Përdorur pozicione të shumta të peshës provë
• Zgjidhur sisteme më të mëdha ekuacionesh lineare
• Optimizuar shpërndarjen e peshës korrigjuese

Për boshtet kardanike dhe rotorë të gjatë të ngjashëm, kjo qasje zakonisht arrin nivele të çekuilibrit të mbetur që korrespondojnë me klasat e cilësisë ISO G6.3 ose më mirë.

4.5.3. Kalkulatorët për Balancimin e Rotorëve me Shumë Mbështetje

Janë zhvilluar algoritme llogaritjeje të specializuara për konfigurimet e rotorëve me tri dhe katër mbështetje. Këto kalkulatorë janë zbatuar në softuerin Balanset-4 dhe mund të trajtojnë automatikisht gjeometri komplekse rotorësh.

Kalkulatorët marrin parasysh:

• Ngurtësinë e ndryshueshme të mbështetjes
• Ndër-kombinimin midis planeve të korrigjimit
• Optimizimin e vendosjes së peshës për qasshmëri
• Verifikimin e rezultateve të llogaritura

5. Rekomandime për Kontrollin e Funksionimit dhe Saktësisë së Makinave të Balancimit

Saktësia dhe besueshmëria e një makine balancimi varen nga shumë faktorë, duke përfshirë saktësinë gjeometrike të përbërësve të saj mekanikë, karakteristikat dinamike të mbështetjeve, dhe kapacitetin operacional të sistemit matës. Verifikimi i rregullt i këtyre parametrave siguron cilësi të qëndrueshme balancimi dhe ndihmon në identifikimin e problemeve të mundshme para se ato të ndikojnë në prodhim.

5.1. Kontrolli i Saktësisë Gjeometrike të Makinës

Verifikimi i saktësisë gjeometrike përfshin kontrollimin e drejtimit të mbështetjeve, paralelizmin e udhëzuesve, dhe koncentricitetin e montimeve të boshtit kryesor. Këto kontrolle duhet të kryhen gjatë konfigurimit fillestar dhe periodikisht gjatë funksionimit për të siguruar mbajtjen e saktësisë.

5.2. Kontrolli i Karakteristikave Dinamike të Makinës

Verifikimi i karakteristikave dinamike përfshin matjen e frekuencave natyrore të mbështetjeve dhe përbërësve të kornizës për të siguruar që ato janë ndarë siç duhet nga frekuencat e funksionimit. Kjo parandalon problemet e rezonancës që mund të komprometojnë saktësinë e balancimit.

5.3. Kontrolli i Aftësisë Operacionale të Sistemit Matës

Verifikimi i sistemit matës përfshin kalibrimin e sensorëve, verifikimin e përafrimit të fazës dhe kontrollet e saktësisë së përpunimit të sinjalit. Kjo siguron matje të besueshme të amplitudës dhe fazës së vibrimit në të gjitha shpejtësitë e funksionimit.

5.4. Kontrolli i karakteristikave të saktësisë sipas ISO 21940-21 (më parë ISO 2953)

ISO 21940-21 (më parë ISO 2953) ofron procedura të standardizuara për verifikimin e saktësisë së makinës balancuese duke përdorur rotorë testues të kalibruar. Këto procedura ndihmojnë në vlerësimin e performancës së makinës në krahasim me standardet e njohura ndërkombëtarisht.

Literatura

1. Reshetov D.N. (editor). "Details and Mechanisms of Metal-Cutting Machine Tools." Moscow: Mashinostroenie, 1972.
2. Kellenberger W. "Spiral Grinding of Cylindrical Surfaces." Machinery, 1963.
3. ISO 281 "Rolling Bearings - Dynamic Load Ratings and Rating Life."
4. GOST 17383-73 (national standard) "Pulleys for flat drive belts."
5. ISO 21940-11 (formerly ISO 1940-1) "Mechanical vibration - Rotor balancing - Part 11: Procedures and tolerances for rotors with rigid behaviour."
6. ISO 21940-21 (formerly ISO 2953) "Mechanical vibration - Rotor balancing - Part 21: Description and evaluation of balancing machines."