Балансирајуће машине својим рукама

1. Увод

(Зашто је било потребно написати ово дело?)

Анализа структуре потрошње балансирајућих уређаја које производи ДОО "Кинематика" (Вибромера) открива да се око 301ТП3Т њих купује за употребу као стационарни мерни и рачунарски системи за балансирајуће машине и/или постоља. Могуће је идентификовати две групе потрошача (купаца) наше опреме.

Прва група обухвата предузећа специјализована за масовно производство машина за балансирање и њихову продају спољним купцима. Ова предузећа запошљавају висококвалификоване стручњаке са дубоким знањем и обимним искуством у пројектовању, изради и експлоатацији различитих типова машина за балансирање. Изазови који настају у интеракцији са овом групом потрошача најчешће су повезани са прилагођавањем наших мерачких система и софтвера постојећим или новоразвијеним машинама, без решавања питања њихове структурне израде.

Друга група обухвата потрошаче који развијају и производе машине (сталке) за своје потребе. Овај приступ углавном се објашњава жељом независних произвођача да смање своје трошкове производње, што у неким случајевима може бити смањено за два до три пута или више. Ова група потрошача често нема адекватно искуство у изради машина и обично се ослања на здраво разумевање, информације са интернета и све расположиве аналоге у свом раду.

Интеракција са њима покреће многа питања која, поред додатних информација о системима мерења балансирајућих машина, обухватају широк спектар питања везаних за конструктивну израду машина, методе њихове инсталације на темељ, избор погона и постизање одговарајуће прецизности балансирања итд.

Узимајући у обзир значајно интересовање које је показала велика група наших потрошача за питања самосталне производње машина за балансирање, стручњаци из ДОО "Кинематика" (Вибромера) су припремили збирку са коментарима и препорукама о најчешће постављаним питањима.

2. Типови машина за балансирање (сталака) и њихове дизајнерске карактеристике

Балансирајућа машина је технолошки уређај дизајниран да елиминише статичку или динамичку неравнотежу ротора у различите сврхе. Она садржи механизам који убрзава уравнотежени ротор до одређене фреквенције ротације и специјализовани систем за мерење и рачунарство који одређује масе и распоред корективних тегова потребних за компензацију неравнотеже ротора.

Конструкција механичког дела машине се обично састоји од оквира на којем су постављени носећи стубови (лежајеви). Они се користе за монтирање уравнотеженог производа (ротора) и укључују погон намењен за ротацију ротора. Током процеса балансирања, који се врши док се производ ротира, сензори мерног система (чији тип зависи од дизајна машине) региструју или вибрације у лежајевима или силе на лежајевима.

Подаци добијени на овај начин омогућавају одређивање маса и места постављања корекционих тегова неопходних за компензацију неуравнотежености.

Тренутно су најраспрострањенија два типа дизајна балансирајућих станица:

• Машине за меке лежајеве (са флексибилним потпорама);
• Машине за тврде лежајеве (са чврстим ослонцима).

2.1. Машине за меке лежајеве и постоља

Основна карактеристика машина за балансирање Soft Bearing јесте то што имају релативно флексибилна ослонца, израђена на бази опружних суспензија, опружно монтираних колица, равних или цилиндричних опружних ослонаца итд. Природна фреквенција ових ослонаца је најмање 2–3 пута нижа од фреквенције ротације балансираног ротора монтираног на њима. Класичан пример конструкције флексибилних ослонаца са меким лежајем може се видети у ослонцу машине модела DB-50, чија је фотографија приказана на слици 2.1.

Слика 2.1. Носач модела балансирне машине DB-50.

Као што је приказано на Слици 2.1, покретни оквир (клизач) 2 је причвршћен за непокретне стубове 1 носача помоћу суспензије на тракастим опругама 3. Под утицајем центрифугалне силе изазване неравнотежом ротора инсталираног на носачу, колица (клизач) 2 могу изводити хоризонталне осцилације у односу на непокретни стуб 1, које се мере сензором вибрација.

Конструктивна реализација овог ослонца обезбеђује постизање ниске природне фреквенције осцилација носача, која може бити око 1–2 Hz. То омогућава балансирање ротора у широком опсегу његових ротационих фреквенција, почев од 200 обртаја у минути. Ова карактеристика, заједно са релативном једноставношћу израде таквих ослонаца, чини овај дизајн привлачним многим нашим корисницима који производе машине за балансирање за своје потребе у различите сврхе.

Слика 2.2. Меки носач лежаја балансирајуће машине, произвођача "Полимер ЛТД", Махачкала

Слика 2.2 приказује фотографију машине за балансирање меких лежајева са носачима направљеним од опруга за суспензију, произведене за сопствене потребе у "Полимер ЛТД" у Махачкали. Машина је намењена за балансирање ваљака који се користе у производњи полимерних материјала.

Слика 2.3 приказује фотографију машине за балансирање са сличним тракастим суспендовањем за колица, намењене за балансирање специјализованих алата.

Слике 2.4.а и 2.4.б Прикажите фотографије домаће машине за меко лежање за балансирање погонских осовина, чија су ослонца такође направљена од тракастих суспензионих опруга.

Слика 2.5 представља фотографију машине са меким лежајевима, дизајниране за балансирање турбопуњача, са носачима њених колица такође окачених на тракастим опругама. Машина, направљена за приватну употребу А. Шахгуњана (Санкт Петербург), опремљена је мерним системом "Balanset 1".

Према произвођачу (видети слику 2.6), ова машина омогућава балансирање турбина са преосталом небалансом која не прелази 0,2 g*mm.

Слика 2.3. Машина за меке лежајеве за балансирање алата са потпорним ослањањем на тракасте опруге

Слика 2.4.a. Машина за меке лежајеве за балансирање погонских вратила (монтирана машина)

Слика 2.4.б. Машина са меким лежајем за балансирање погонских вратила са колицима која су суспендована на пружним опругама. (Носач главног вретена са опружно-тракастим вешањем)

Слика 2.5. Машина за балансирање турбопуњача са меким лежајем и ослонцима на тракасте опруге, произведена од А. Шахгунијана (Санкт Петербург)

Слика 2.6. Снимак екрана мерног система 'Balanset 1' који приказује резултате балансирања ротора турбине на машини А. Шахгуњана

Поред класичне верзије носача балансирајуће машине Soft Bearing поменуте горе, и друга конструктивна решења су постала широко распрострањена.

Слика 2.7 и 2.8 приказују фотографије машина за балансирање карданских вратила, чији су носачи направљени на бази равних (табластих) опруга. Ове машине су произведене за сопствене потребе приватног предузећа "Дергачева" и ДОО "Таткардан" ("Кинетика-М"), респективно.

Машине за балансирање меких лежајева са таквим носачима често репродукују аматерски произвођачи због њихове релативне једноставности и производљивости. Ови прототипови су углавном или машине серије VBRF од "K. Schenck" или сличне машине домаће производње.

Машине приказане на сликама 2.7 и 2.8 су дизајниране за балансирање погонских вратила са два, три и четири ослона. Оне имају сличну конструкцију, укључујући:

• заварени оквир кревета 1, заснован на два И-носача повезана попречним ребрима;
• стационарно (предње) лежиште вретена 2;
• покретна (задна) подлога вретена 3;
• једна или две покретне (међусобне) потпоре 4. Потпоре 2 и 3 смештају вретенасте јединице 5 и 6, намењене за монтажу уравнотежене погонске осовине 7 на машини.

Слика 2.7. Машина са меким лежајевима за балансирање карданских вратила приватног предузећа "Дергачева" са ослонцима на равним (табластим) опругама

Слика 2.8. Машина са меким лежајевима за балансирање карданских вратила произвођача LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M") са ослонцима на равним опругама

Сезори за вибрације 8 су уграђени на све ослонце, који се користе за мерење попречних осцилација ослонаца. Главно вретено 5, монтирано на ослонцу 2, ротира се електричним мотором преко ременског преноса.

Слике 2.9.а и 2.9.б Прикажите фотографије ослонца машине за балансирање, који се заснива на равним опругама.

Слика 2.9. Носач машине за балансирање меког лежаја са равним опругама

• a) Странични приказ;
• б) Предњи приказ

С обзиром на то да аматерски произвођачи често користе овакве носаче у својим дизајнима, корисно је детаљније испитати карактеристике њихове конструкције. Као што је приказано на Слици 2.9.a, овај носач се састоји од три главне компоненте:

• Доња потпорна плоча 1: За предњу потпору вретена плоча је чврсто причвршћена за водилице; за средње или задње потпоре плоча испод је дизајнирана као колица која могу да се крећу дуж водилица оквира.
• Горња потпорна плоча 2, на којем су монтиране потпорне јединице (ролери 4, вретена, средњи лежајеви итд.).
• Две равне опруге 3, спојава доњих и горњих лежајних плоча.

Да би се спречио ризик од појачаних вибрација ослонаца током рада, које се могу јавити при убрзању или успоравању уравнотеженог ротора, ослонци могу да укључују механизам за закључавање (види слику 2.9.б). Овај механизам се састоји од чврсте конзоле 5, коју може закључати ексцентрични брав 6 повезан са једним од равних опруга ослонца. Када су брав 6 и конзола 5 закључани, ослонац је закључан, чиме се елиминише ризик од појачаних вибрација током убрзавања и успоравања.

При пројектовању ослонаца направљених од равних (плочастих) опруга, произвођач машина мора да процени фреквенцију њихових природних осцилација, која зависи од крутости опруга и масе уравнотеженог ротора. Познавање овог параметра омогућава пројектанту да свесно изабере опсег радних ротационих фреквенција ротора, избегавајући опасност од резонантних осцилација ослонаца током балансирања.

Препоруке за израчунавање и експериментално одређивање природних фреквенција осцилација носача, као и других компоненти машина за балансирање, разматрају се у одељку 3.

Као што је раније напоменуто, једноставност и производност дизајна ослоне коришћењем равних (плочастих) опруга привлаче аматерске конструкторе машина за балансирање у различите сврхе, укључујући машине за балансирање коленастих вратила, ротора аутомобилских турбопуњача и слично.

Као пример, слике 2.10.а и 2.10.б приказују општу скицу машине намењене за балансирање ротора турбопуњача. Ова машина је произведена и користи се за интерне потребе у ДОО "СураТурбо" у Пензи.

2.10.a. Машина за балансирање ротора турбопуњача (странични приказ)

2.10.б. Машина за балансирање ротора турбопуњача (поглед са стране предњег ослона)

Поред раније поменутих машина за балансирање са меканим лежајевима, понекад се праве и релативно једноставни сталаци за мекане лежајеве. Ови сталаци омогућавају висококвалитетно балансирање ротационих механизама за различите намене уз минималне трошкове.

У наставку је разматрано неколико таквих постоља, направљених на бази равне плоче (или рама) постављене на цилиндричне компресионе опруге. Ове опруге се обично бирају тако да је природна фреквенција осцилација плоче са уравнотеженим механизмом инсталираним на њој 2 до 3 пута нижа од фреквенције ротације ротора овог механизма током балансирања.

Слика 2.11 Приказана је фотографија постоља за балансирање абразивних точкова, произведеног за интерну производњу П. Ашарином.

Слика 2.11. Статив за балансирање абразивних точкова

Штанд се састоји од следећих главних компоненти:

• Плоча 1, постављена на четири цилиндрична опруга 2;
• Електрични мотор 3, чији ротор истовремено служи као вретено, на које је монтиран мандрен 4, који се користи за постављање и учвршћивање абразивног точка на вретену.

Кључна карактеристика овог постоља је укључивање импулсног сензора 5 за угао ротације ротора електромотора, који се користи као део мерног система постоља ("Balanset 2C") за одређивање угаоног положаја за уклањање корективне масе са абразивног точка.

Слика 2.12 приказује фотографију постоља који се користи за балансирање вакуум пумпи. Овај постоље је развијено по наруџбини АД "Завод за мерење".

Слика 2.12. Сталак за балансирање вакуум пумпи произвођача АД "Постројење за мерење"

Основа овог штанда такође користи Плоча 1, монтирано на цилиндричним опругама 2. На плочи 1 је инсталирана вакуумска пумпа 3, која има сопствени електрични погон способан да варира брзину у широком опсегу од 0 до 60.000 обртаја у минути. Сензори за вибрације 4 су монтирани на кућишту пумпе и служе за мерење вибрација у два различита дела на различитим висинама.

За синхронизацију процеса мерења вибрација са углом ротације ротора пумпе, на постољу се користи ласерски сензор фазног угла 5. Упркос наизглед једноставној спољашњој конструкцији таквих постоља, он омогућава постизање веома квалитетног балансирања импелера пумпе.

Na primer, pri subkritičnim frekvencijama obrtanja preostala neuravnoteženost rotora pumpe je ispod tolerancije najfinijeg stepena kvaliteta balansiranja definisanog u ISO 21940-11 (ranije ISO 1940-1), G0.4 — interni rezultat sa stola ekvivalentan nominalnom G0.16, koji je stroži od bilo kog stepena navedenog u standardu.

Преостало тресење кућишта пумпе, постигнуто током балансирања при ротационим брзинама до 8.000 обртаја у минути, не прелази 0,01 мм/с.

Сталци за балансирање произведени према горе описаној шеми такође су ефикасни за балансирање других механизама, као што су вентилатори. Примери сталaца дизајнираних за балансирање вентилатора приказани су на сликама 2.13 и 2.14.

Слика 2.13. Сталка за балансирање вентилаторских импелера

Квалитет балансирања вентилатора постигнут на таквим постољима је прилично висок. Према речима стручњака из "Атлант-пројект" ДОО, на постољу које су они пројектовали на основу препорука "Кинематика" ДОО (видети сл. 2.14), ниво заосталих вибрација постигнут приликом балансирања вентилатора био је 0,8 мм/сек. Ово је више него три пута боље од толеранције утврђене за вентилаторе у категорији BV5 према ISO 31350-2007 "Вибрације. Индустријски вентилатори. Захтеви за произведене вибрације и квалитет балансирања"."

Слика 2.14. Постоље за балансирање импелера вентилатора експлозивно отпорне опреме произвођача "Атлант-пројекат" ДОО, Подолск

Слични подаци добијени у АД "Фабрика вентилатора Лисант" показују да су такви сталаци, коришћени у серијској производњи каналских вентилатора, константно обезбеђивали заосталу вибрацију која не прелази 0,1 мм/с.

2.2. Машине за тврде лежајеве

Машине за балансирање са чврстим лежајевима разликују се од раније разматраних машина са меким лежајевима по конструкцији својих носача. Носачи су израђени у облику крутих плоча са сложеним прорезима (исецима). Природне фреквенције ових носача значајно (најмање 2–3 пута) премашују максималну ротациону фреквенцију ротора који се балансира на машини.

Машине за тврдо лежање су свестраније од машина за меко лежање, јер обично омогућавају висококвалитетно уравнотежење ротора у ширем опсегу њихових масених и димензионалних карактеристика. Важна предност ових машина је и то што омогућавају високопрецизно уравнотежење ротора при релативно ниским брзинама ротације, које могу бити у опсегу од 200–500 о/мин и ниже.

Слика 2.15 приказује фотографију типичне машине за балансирање тврдих лежајева произвођача "K. Schenk". Са ове слике је очигледно да појединачни делови носача, формирани сложеним жлебовима, имају различиту крутост. Под утицајем сила неуравнотежености ротора, то може довести до деформација (померања) неких делова носача у односу на друге. (На слици 2.15, чвршћи део носача је истакнут црвеном испрекиданом линијом, а његов релативно попустљиви део је плавом бојом).

Да би измерили поменуте релативне деформације, машине за тврда лежања могу користити или сензоре силе или високо осетљиве сензоре вибрација различитих типова, укључујући бесконтактне сензоре вибрационог померања.

Слика 2.15. Машина за балансирање тврдих лежајева произвођача "К. Шенк"

Као што показује анализа захтева купаца за инструменте серије "Balanset", интересовање за производњу машина за балансирање тврдих лежајева за сопствену употребу континуирано расте. То је олакшано широким ширењем рекламних информација о дизајнерским карактеристикама домаћих машина за балансирање, које аматерски произвођачи користе као аналоге (или прототипове) за сопствени развој.

Размотримо неке варијације машина са тврдим лежајевима произведених за интерне потребе бројних потрошача инструмената серије "Балансет".

Слике 2.16.a – 2.16.d приказују фотографије машине са тврдим лежајевима, дизајниране за балансирање погонских вратила, коју је произвео Н. Обједков (град Магнитогорск). Као што се види на слици 2.16.а, машина се састоји од крутог рама 1, на којем су постављени носачи 2 (два вретена и два међувршна). Главно вретено 3 машине ротира асинхрони електромотор 4 преко каишног погона. Фреквентни регулатор 6 се користи за контролу брзине ротације електромотора 4. Машина је опремљена мерно-рачунарским системом 5 "Balanset 4", који укључује мерну јединицу, рачунар, четири сензора силе и сензор фазног угла (сензори нису приказани на слици 2.16.а).

Слика 2.16.а. Машина за тврде лежајеве за балансирање погонских вратила, произведена од Н. Обиједкова (Магнитогорск)

Слика 2.16.б Приказана је фотографија предњег ослона машине са водећим вретеном 3, које се, као што је раније наведено, покреће ременским преносом од асинхроног електричног мотора 4. Овај ослонак је чврсто причвршћен за оквир.

Слика 2.16.б. Предња (водиља) потпора вретена.

Слика 2.16.c Приказује фотографију једне од две покретне средње потпоре машине. Ова потпора почива на водилицама 7, што омогућава њено уздужно кретање дуж водилица оквира. Ова потпора обухвата посебан уређај 8, дизајниран за монтажу и подешавање висине средњег лежаја уравнотежене погонске осовине.

Слика 2.16.c. Средњи покретни ослонац машине

Слика 2.16.d приказује фотографију задњег (погоњеног) носача вретена, који, као и средњи носачи, омогућава кретање дуж водилица оквира машине.

Слика 2.16.d. Наслон задњег (погонског) вретена.

Сви горе поменути ослонци су вертикалне плоче монтиране на равне основе. Плоче имају Т-обликовне прорезе (види слику 2.16.d), који деле ослонац на унутрашњи део 9 (чвршћи) и спољашњи део 10 (мање чврст). Различита крутост унутрашњег и спољашњег дела ослонца може довести до релативне деформације тих делова под дејством неуравнотежених сила од уравнотеженог ротора.

Сензори силе се обично користе за мерење релативне деформације носача у самостално израђеним машинама. Пример како је сензор силе инсталиран на носачу балансирајуће машине Hard Bearing приказан је на слици 2.16.e. Као што се види на овој слици, сензор силе 11 притиснут је на бочну површину унутрашњег дела носача вијком 12, који пролази кроз навојну рупу у спољашњем делу носача.

Да би се обезбедио равномерни притисак вијка 12 на целој равни сензора силе 11, између њега и сензора постављена је равна подлошка 13.

Слика 2.16.d. Пример уградње сензора силе на ослонцу.

Током рада машине, силе неравнотеже са уравнотеженог ротора делују преко ослонних јединица (вретена или међулежајева) на спољашњи део носача, који почиње циклично да се помера (деформише) у односу на свој унутрашњи део фреквенцијом обртања ротора. То резултира променљивом силом која делује на сензор 11, пропорционалном сили неравнотеже. Под њеним утицајем, на излазу сензора силе генерише се електрични сигнал пропорционалан величини неравнотеже ротора.

Сигнали са сензора силе, инсталираних на свим носачима, доводе се у мерни и рачунарски систем машине, где се користе за одређивање параметара корективних тегова.

Слика 2.17.а. приказује фотографију високо специјализоване машине за тврде лежајеве која се користи за балансирање "завртних" вратила. Ова машина је произведена за интерну употребу у компанији ДОО "Уфатвердосплав".

Као што се види на слици, механизам покретања машине има поједностављену конструкцију, која се састоји од следећих главних компоненти:

• Заварени оквир 1, служећи као кревет;
• Две стационарне потпоре 2, чврсто причвршћен за оквир;
• Електрични мотор 3, који покреће уравнотежену осовину (вијак) 5 преко ременског преноса 4.

Слика 2.17.а. Машина са тврдим лежајевима за балансирање вијаних вратила, произвођача ДОО "Уфатвердосплав"

Носачи 2 машине су вертикално постављене челичне плоче са Т-образним жлебовима. На врху сваког носача налазе се ролни носачи произведени као ваљкасти лежајеви, на којима се врти уравнотежена осовина 5.

За мерење деформације носача, која настаје под дејством неравнотеже ротора, користе се сензори силе 6 (видети сл. 2.17.б), који су уграђени у прорезе носача. Ови сензори су повезани са уређајем "Balanset 1", који се на овој машини користи као мерни и рачунарски систем.

Упркос релативној једноставности механизма за окретање машине, он омогућава довољно квалитетно балансирање шрафова, који, као што се види на слици 2.17.а., имају сложену спиралну површину.

Према подацима компаније LLC "Ufatverdosplav", почетни дисбаланс шрафа је смањен скоро 50 пута на овој машини током процеса балансирања.

Слика 2.17.б. Машинска потпора са чврстим лежајем за балансирање вијачних вратила са сензором силе

Postignuta preostala neuravnoteženost iznosila je 3552 g*mm (19.2 g na radijusu od 185 mm) u prvoj ravni vijka i 2220 g*mm (12.0 g na radijusu od 185 mm) u drugoj ravni. Za rotor mase 500 kg koji radi pri frekvenciji obrtanja od 3500 RPM, ova neuravnoteženost odgovara klasi G6.3 prema ISO 21940-11 (ranije ISO 1940-1), što ispunjava zahteve navedene u njegovoj tehničkoj dokumentaciji.

Оригинални дизајн (видети сл. 2.18), који подразумева коришћење једне базе за истовремену уградњу носача за две машине за балансирање тврдих лежајева различитих величина, предложио је С. В. Морозов. Очигледне предности овог техничког решења, које омогућавају минимизирање трошкова производње произвођача, укључују:

• Штедња производног простора;
• Коришћење једног електричног мотора са инвертором променљиве фреквенције за погон две различите машине;
• Коришћење једног мерног система за управљање радом две различите машине.

Слика 2.18. Машина за балансирање тврдих лежајева ("Тандем"), произвођача С. В. Морозов

3. Захтеви за конструкцију основних јединица и механизама балансирајућих машина

3.1. Лежајеви

3.1.1. Теоретске основе пројектовања лежаја

У претходном одељку су детаљно размотрене главне изведбе дизајна меких и тврдих носача за балансирајуће машине. Кључни параметар који пројектанти морају узети у обзир приликом пројектовања и производње ових носача је њихова природна фреквенција осциловања. Ово је важно јер је мерење не само амплитуде вибрација (цикличне деформације) носача већ и фазе вибрација потребно за израчунавање параметара корективних тегова помоћу мерних и рачунарских система машине.

Ако се природна фреквенција носача поклапа са фреквенцијом ротације уравнотеженог ротора (резонација носача), прецизно мерење амплитуде и фазе вибрација је практично немогуће. Ово је јасно илустровано на графиконима који приказују промене амплитуде и фазе осцилација носача као функцију фреквенције ротације уравнотеженог ротора (видети слику 3.1).

Из ових графикона произлази да како се ротациона фреквенција уравнотеженог ротора приближава природној фреквенцији ослоначких осцилација (тј. када је однос fp/fo близу 1), долази до значајног повећања амплитуде повезане са резонантним осцилацијама ослонца (видети слику 3.1.a). Истовремено, графикон 3.1.b показује да у резонантној зони долази до наглог промене фазног угла ∆F°, који може да достигне и до 180°.

Другим речима, при уравнотежењу било ког механизма у резонансној зони, чак и мале промене у фреквенцији ротације могу довести до значајне нестабилности у резултатима мерења амплитуде и фазе његових вибрација, што изазива грешке у прорачуну параметара корективних тегова и негативно утиче на квалитет уравнотежења.

Горе наведени графикони потврђују раније препоруке да за машине са тврдим лежајевима, горња граница радних фреквенција ротора треба да буде (најмање) 2-3 пута нижа од природне фреквенције носача. За машине са меким лежајевима, доња граница дозвољених радних фреквенција уравнотеженог ротора треба да буде (најмање) 2-3 пута већа од природне фреквенције носача.

Слика 3.1. Графикони који показују промене релативне амплитуде и фазе вибрација ослонца балансне машине у функцији промена ротационе фреквенције.

• Ад – Амплитуда динамичких вибрација ослонца;
• e = m*r / M - Специфични дисбаланс уравнотеженог ротора;
• m – Неуравнотежена маса ротора;
• M – Маса ротора;
• r – радијус на којем се налази неуравнотежена маса на ротору;
• fp – Ротациона фреквенција ротора;
• fo – Природна фреквенција вибрација потпоре

Имајући у виду представљене информације, рад машине у резонантном опсегу њених ослонаца (истакнуто црвеном бојом на слици 3.1) се не препоручује. Графикони приказани на слици 3.1 такође показују да су за исте неравнотеже ротора стварне вибрације ослонаца машине са меком лежајем значајно ниже него оне које се јављају на ослонцима машине са меком лежајем.

Из тога следи да сензори који се користе за мерење вибрација ослонаца у машинама са тврдим лежајевима морају имати већу осетљивост од оних у машинама са меким лежајевима. Овај закључак је добро поткрепљен стварном праксом коришћења сензора, која показује да апсолутни вибрациони сензори (вибро-акцелерометири и/или вибро-велосиметри), успешно коришћени у балансирајућим машинама са меким лежајевима, често не могу да постигну потребну квалитету балансирања у машинама са тврдим лежајевима.

На овим машинама се препоручује коришћење релативних сензора вибрације, као што су сензори силе или високо осетљиви сензори померања.

3.1.2. Процењивање природних фреквенција ослонаца коришћењем метода прорачуна

Пројектант може извршити приближну (процену) прорачун природне фреквенције ослонца фо​ користећи формулу 3.1, третирајући га поједностављено као вибрациони систем са једним степеном слободе, који (видети слику 2.19.a) је представљен масом M која осцилује на опрузи крутости K.

Маса M која се користи у прорачуну за симетрични ротор са међулежајевима може се приближити формулом 3.2.

где је Mo маса покретног дела носача у kg; Mr је маса уравнотеженог ротора у kg; n је број носача машине који учествују у балансирању.

Степени крутости K ослона израчунава се према формули 3.3 на основу резултата експерименталних испитивања која обухватају мерење деформације ΔL ослона при оптерећењу статичком силом P (видети слике 3.2.a и 3.2.b).

где је ΔL деформација носача у метрима; P је статичка сила у Њутнима.

Величина оптерећујуће силе P може се мерити инструментом за мерење силе (нпр. динамомером). Померање ослонца ΔL одређује се уређајем за мерење линеарних померања (нпр. индикатором са бројчаником).

3.1.3. Експерименталне методе за одређивање природних фреквенција ослонаца

С обзиром на то да горе поменути прорачун природних фреквенција носача, извршен поједностављеном методом, може довести до значајних грешака, већина аматерских програмера преферира да одређује ове параметре експерименталним методама. За то користе могућности које пружају савремени системи за мерење вибрација машина за балансирање, укључујући инструменте серије "Balanset".

3.1.3.1. Одређивање природних фреквенција ослонаца методом ударног узбуђивања

Метод ударног узбуђивања је најједноставнији и најчешћи начин за одређивање природне фреквенције вибрација ослонца или било које друге машинске компоненте. Он се заснива на чињеници да када се било који објекат, као што је звоно (види слику 3.3), ударно узбуди, његов одговор се манифестује као постепено слабећи вибрациони одговор. Фреквенција вибрационог сигнала одређује се структурним карактеристикама објекта и одговара фреквенцији његових природних осцилација. За ударно узбуђивање вибрација може се користити било који тежак алат, као што су гумена чекић или обичан чекић.

Слика 3.3. Дијаграм ударног узбуђивања који се користи за одређивање природних фреквенција објекта

Маса чекића треба да буде приближно 10% масе објекта који се узбуђује. Да би се забележио вибрациони одговор, на објекту под испитивањем треба уградити сензор за вибрације, при чему је његова мерна оса усмерена у правцу ударног узбуђивања. У неким случајевима се микрофон из уређаја за мерење буке може користити као сензор за перцепцију вибрационог одговора објекта.

Вибрације објекта се претварају у електрични сигнал помоћу сензора, који се затим шаље мерном инструменту, као што је улаз анализатора спектра. Овај инструмент снима временску функцију и спектар процеса опадања вибрација (видети сл. 3.4), чија анализа омогућава одређивање фреквенције (фреквенција) природних вибрација објекта.

Слика 3.5. Програмски интерфејс који приказује графике временских функција и спектар угасајућих ударних вибрација испитиваног објекта

Анализа спектралног графика приказаног на Слици 3.5 (погледајте доњи део радног прозора) показује да се главна компонента природних осцилација испитиваног система, одређена у односу на осу абсцисе графика, јавља на фреквенцији од 9,5 Hz. Овај метод се може препоручити за проучавање природних осцилација и меких и чврстих лежајева балансирајућих машина.

3.1.3.2. Одређивање природних фреквенција ослонаца у режиму спуштања

У неким случајевима, природне фреквенције носача могу се одредити цикличним мерењем амплитуде и фазе вибрација "на обали". Приликом примене ове методе, ротор инсталиран на испитиваној машини се прво убрзава до максималне брзине ротације, након чега се његов погон искључује, а фреквенција силе поремећаја повезане са неравнотежом ротора постепено се смањује од максимума до тачке заустављања.

У овом случају, природне фреквенције ослонаца могу се одредити помоћу две карактеристике:

• По локалном скоку у амплитуди вибрације примећеном у резонантним областима;
• Наглим променом (до 180°) у фази вибрације уоченом у зони скока амплитуде.

Код уређаја серије "Balanset", режим "Виброметар" ("Balanset 1") или режим "Балансирање. Праћење" ("Balanset 2C" и "Balanset 4") могу се користити за детекцију природних фреквенција објеката "на обали", омогућавајући циклична мерења амплитуде и фазе вибрација на фреквенцији ротације ротора.

Штавише, софтвер "Balanset 1" додатно укључује специјализовани режим "Graphs. Coasting", који омогућава цртање графикона промена амплитуде и фазе вибрација носача на обали као функције промене фреквенције ротације, значајно олакшавајући процес дијагностиковања резонанција.

Треба напоменути да се, из очигледних разлога (видети одељак 3.1.1), метода идентификације природних фреквенција ослонаца на обали може користити само при проучавању машина за балансирање са меким ослонцима, где радне фреквенције ротације ротора значајно премашују природне фреквенције ослонаца у попречном правцу.

У случају машина са тврдим лежајевима, где радне фреквенције ротације ротора које изазивају вибрације ослонаца на обали значајно заостају за природним фреквенцијама ослонаца, употреба ове методе је практично немогућа.

3.1.4. Практичне препоруке за пројектовање и израду потпора за машине за балансирање

3.1.2. Израчунавање природних фреквенција ослонаца рачунарским методама

Израчунавања природних фреквенција ослонаца коришћењем горе описане шеме израчунавања могу се извршити у два правца:

• У попречном правцу ослонаца, који се поклопа са смером мерења њихових вибрација изазваних силама неравнотеже ротора;
• У аксијалном правцу, који се поклапа са осом ротације уравнотеженог ротора монтираног на машинским ослонцима.

Израчунавање природних фреквенција носача у вертикалном правцу захтева употребу сложеније технике израчунавања, која (поред параметара носача и самог уравнотеженог ротора) мора узети у обзир параметре рама и специфичности уградње машине на темељ. Ова метода се не разматра у овој публикацији. Анализа формуле 3.1 омогућава неке једноставне препоруке које би пројектанти машина требало да размотре у својим практичним активностима. Конкретно, природна фреквенција носача може се мењати променом његове крутости и/или масе. Повећање крутости повећава природну фреквенцију носача, док повећање масе смањује. Ове промене имају нелинеарну, квадратно-инверзну везу. На пример, удвостручавање крутости носача повећава његову природну фреквенцију само за фактор 1,4. Слично томе, удвостручавање масе покретног дела носача смањује његову природну фреквенцију само за фактор 1,4.

3.1.4.1. Машине за меке лежајеве са равним плочастим опругама

Неколико варијација дизајна носача машина за балансирање направљених од равних опруга размотрено је горе у одељку 2.1 и илустровано на сликама 2.7 - 2.9. Према нашим информацијама, такви дизајни се најчешће користе у машинама намењеним за балансирање погонских вратила.

Као пример, размотримо параметре опруга које је користио један од клијената (ДОО "Рост-Сервис", Санкт Петербург) у производњи сопствених носача машина. Ова машина је била намењена за балансирање погонских вратила са 2, 3 и 4 носача, са масом која не прелази 200 кг. Геометријске димензије опруга (висина * ширина * дебљина) коришћених у носачима водећег и погоњеног вретена машине, које је изабрао клијент, биле су респективно 300*200*3 мм.

Природна фреквенција неоптерећеног носача, експериментално одређена методом ударног побуђивања коришћењем стандардног мерног система машине "Balanset 4", износила је 11 - 12 Hz. При таквој природној фреквенцији вибрација носача, препоручена фреквенција обртања уравнотеженог ротора током балансирања не би требало да буде нижа од 22-24 Hz (1320 – 1440 обртаја у минути).

Геометријске димензије равних опруга које је исти произвођач користио на средњим носачима биле су респективно 200*200*3 мм. Штавише, како су студије показале, природне фреквенције ових носача биле су веће, достижући 13-14 Hz.

На основу резултата испитивања, произвођачима машине је саветовано да поравнају (изједначе) природне фреквенције вретена и међуносача. Ово би требало да олакша избор опсега радних фреквенција обртања погонских вратила током балансирања и избегне потенцијалне нестабилности очитавања мерног система услед уласка носача у област резонантних вибрација.

Методе за подешавање природних фреквенција вибрација носача на равним опругама су очигледне. Ово подешавање може се постићи променом геометријских димензија или облика равних опруга, што се, на пример, остварује издубљивањем уздужних или попречних жлебова који смањују њихову крутост.

Као што је раније поменуто, верификацију резултата таквог прилагођавања може се спровести идентификацијом природних фреквенција вибрација ослонаца коришћењем метода описаних у одељцима 3.1.3.1 и 3.1.3.2.

Слика 3.6 представља класичну верзију дизајна лежаја на равним опругама, који је коришћен у једној од његових машина од стране А. Синицина. Као што је приказано на слици, лежај обухвата следеће компоненте:

• Горња плоча 1;
• Две равне опруге 2 и 3;
• Доња плоча 4;
• Стоп-носач 5.

Слика 3.6. Варијација дизајна ослонца на равним опругама

Горња плоча 1 носача може да се користи за монтажу вретена или међуподупирача. У зависности од намене носача, доња плоча 4 може бити чврсто причвршћена за водилице машине или инсталирана на покретним клизачима, омогућавајући носачу да се креће дуж водилица. Носач 5 служи за монтажу механизма за закључавање носача, омогућавајући његово сигурно фиксирање током убрзавања и успоравања уравнотеженог ротора.

Равне опруге за носаче машина са меким лежајевима треба да буду направљене од лиснатог опружног или висококвалитетног легираног челика. Употреба обичних конструкционих челика са ниском границом течења није препоручљива, јер могу развити заосталу деформацију под статичким и динамичким оптерећењима током рада, што доводи до смањења геометријске тачности машине, па чак и до губитка стабилности носача.

Слика 3.7. Машина за балансирање ротора електричних мотора, склопљена, развијена од А. Мохова.

Слика 3.8. Машина за балансирање ротора турбопумпи, развијена од Г. Глазова (Бишкек)

3.1.4.2. Машине за меке лежајеве са суспензијом на тракастим опругама

При пројектовању тракастих опруга које се користе за ослоне суспензије, треба обратити пажњу на избор дебљине и ширине траке опруге, која с једне стране мора да издржи статичко и динамичко оптерећење ротора на ослонцу, а с друге стране мора да спречи могућност торзионих вибрација суспензије ослонца, које се манифестују као аксијално одступање.

Примери структурне имплементације машина за балансирање коришћењем тракастих опружних суспензија приказани су на сликама 2.1 - 2.5 (видети одељак 2.1), као и на сликама 3.7 и 3.8 овог одељка.

3.1.4.4. Тврди носачи лежајева за машине

Као што показује наше богато искуство са клијентима, значајан део произвођача самостално израђених балансера је недавно почео да преферира машине са тврдим лежајевима и крутим носачима. У одељку 2.2, слике 2.16 – 2.18 приказују фотографије различитих структурних дизајна машина које користе такве носаче. Типична скица крутог носача, коју је развио један од наших клијената за своју конструкцију машине, приказана је на слици 3.10. Овај носач се састоји од равне челичне плоче са жлебом у облику слова П, који конвенционално дели носач на "круте" и "флексибилне" делове. Под утицајем силе неравнотеже, "флексибилни" део носача може се деформисати у односу на свој "крути" део. Величина ове деформације, одређена дебљином носача, дубином жлебова и ширином моста који повезује "флексибилне" и "круте" делове носача, може се мерити помоћу одговарајућих сензора мерног система машине. Због недостатка методе за израчунавање попречне крутости таквих носача, узимајући у обзир дубину h жлеба у облику слова П, ширину t моста, као и дебљину носача r (видети слику 3.10), ове параметре пројектовања обично експериментално одређују програмери.

За машине са уравнотеженом масом ротора која не прелази 300 - 500 кг, дебљина носача може се повећати на 30 – 40 мм, а за машине пројектоване за балансирање ротора са максималним масама у распону од 1000 до 3000 кг, дебљина носача може достићи 50 – 60 мм или више. Као што показује анализа динамичких карактеристика горе поменутих носача, њихове природне фреквенције вибрација, мерене у попречној равни (равни мерења релативних деформација "флексибилних" и "крутих" делова), обично прелазе 100 Hz или више. Природне фреквенције вибрација постоља носача тврдих лежајева у фронталној равни, мерене у смеру који се поклапа са осом ротације уравнотеженог ротора, обично су знатно ниже. И управо те фреквенције треба првенствено узети у обзир при одређивању горње границе опсега радних фреквенција за ротирајуће роторе уравнотежене на машини.

Слика 3.26. Пример коришћења половне постеље струга за израду Hard Bearing машине за балансирање шнекова.

Слика 3.27. Пример коришћења половне постеље струга за израду Soft Bearing машине за балансирање вратила.

Слика 3.28. Пример израде састављеног кревета од канала

Слика 3.29. Пример израде завареног кревета од канала

Слика 3.30. Пример израде завареног кревета од канала

Слика 3.31. Пример постеље машине за балансирање израђене од полимерног бетона

Типично, приликом производње таквих кревета, њихов горњи део је ојачан челичним уметцима који се користе као водилице на којима се заснивају носачи машине за балансирање. У последње време, кревети направљени од полимербетона са премазима за пригушивање вибрација постали су широко коришћени. Ова технологија за производњу кревета је добро описана на интернету и произвођачи „уради сам“ је могу лако применити. Због релативне једноставности и ниске цене производње, ови кревети имају неколико кључних предности у односу на своје металне пандане:

• Виши коефицијент пригушења за вибрационе осцилације;
• Смањена топлотна проводљивост, која обезбеђује минималну топлотну деформацију лежишта;
• Виша отпорност на корозију;
• Одсуство унутрашњих напона.

3.1.4.3. Машинске потпоре меког лежаја израђене уз помоћ цилиндричних опруга

Пример машине за балансирање Soft Bearing, у којој су у конструкцији ослонаца коришћене цилиндричне компресионе опруге, приказан је на слици 3.9. Главни недостатак овог конструктивног решења везан је за различита степена деформације опруга у предњем и задњем ослонцу, што се јавља ако су оптерећења на ослонцима неједнака током балансирања асиметричних ротора. Ово природно доводи до неусклађености ослонаца и искривљења осе ротора у вертикалној равни. Једна од негативних последица овог дефекта може бити појава сила које изазивају померање ротора дуж осе током ротације.

Сл. 3.9. Конструктивна варијанта Soft Bearing ослонца за машине за балансирање са цилиндричним опругама.

3.1.4.4. Тврди носачи лежајева за машине

Сл. 3.10. Скица Hard Bearing ослонца за машину за балансирање

Фотографије које приказују различите имплементације таквих носача, произведених за машине наших клијената, приказане су на сликама 3.11 и 3.12. Сумирањем података добијених од неколико наших клијената који су произвођачи машина, могу се формулисати захтеви за дебљину носача, постављени за машине различитих величина и носивости. На пример, за машине намењене за балансирање ротора тежине од 0,1 до 50-100 кг, дебљина носача може бити 20 мм.

Сл. 3.11. Носачи тврдог лежаја за балансирну машину, произведени од А. Синицина

Сл. 3.12. Hard Bearing ослонац за машину за балансирање, произвео Д. Красиљников

За машине са уравнотеженом масом ротора која не прелази 300 - 500 кг, дебљина носача може се повећати на 30 – 40 мм, а за машине пројектоване за балансирање ротора са максималним масама у распону од 1000 до 3000 кг, дебљина носача може достићи 50 – 60 мм или више. Као што показује анализа динамичких карактеристика горе поменутих носача, њихове природне фреквенције вибрација, мерене у попречној равни (равни мерења релативних деформација "флексибилних" и "крутих" делова), обично прелазе 100 Hz или више. Природне фреквенције вибрација постоља носача тврдих лежајева у фронталној равни, мерене у правцу који се поклапа са осом ротације уравнотеженог ротора, обично су знатно ниже. И управо те фреквенције треба првенствено узети у обзир при одређивању горње границе опсега радних фреквенција за ротирајуће роторе уравнотежене на машини. Као што је горе наведено, одређивање ових фреквенција може се извршити методом ударног побуђивања описаном у одељку 3.1.

3.2. Потпорни склопови машина за балансирање

3.2.1. Главни типови потпорних склопова

При производњи и тврдих и меких балансирних машина, за инсталацију и ротацију уравнотежених ротора на ослонцима могу се препоручити следећи добро познати типови носачких склопова, укључујући:

• Призматични носећи склопови;
• Потпорни склопови са ротирајућим ваљцима;
• Склопови за подршку вретена.

3.2.1.1. Призматични потпорни склопови

Ови склопови, са различитим опцијама дизајна, обично се инсталирају на носаче малих и средњих машина, на којима се могу балансирати ротори са масама које не прелазе 50 - 100 кг. Пример најједноставније верзије призматичног носећег склопа приказан је на слици 3.13. Овај носећи склоп је направљен од челика и користи се на машини за балансирање турбина. Више произвођача малих и средњих машина за балансирање, приликом производње призматичних носећих склопова, преферира употребу неметалних материјала (диелектрика), као што су текстолит, флуоропластик, капролон итд.

3.13. Извршна варијанта призматичног ослонца, коришћена на балансној машини за аутомобилске турбине

Сличне носеће склопове (видети слику 3.8 горе) имплементира, на пример, Г. Глазов у својој машини, такође намењеној за балансирање аутомобилских турбина. Оригинално техничко решење призматичног носећег склопа, направљеног од флуоропластике (видети слику 3.14), предлаже ДОО "Технобаланс".

Сл. 3.14. Склоп призматичне подршке компаније LLC "Technobalance"

Овај посебан носећи склоп је формиран помоћу две цилиндричне чауре 1 и 2, постављене под углом једна у односу на другу и фиксиране на носећим осама. Уравнотежени ротор додирује површине чаура дуж генеришућих линија цилиндара, што минимизира површину контакта између вратила ротора и носача, последично смањујући силу трења у носачу. Ако је потребно, у случају хабања или оштећења површине носача у подручју њеног контакта са вратилом ротора, обезбеђује се могућност компензације хабања ротирањем чауре око своје осе за одређени угао. Треба напоменути да је при коришћењу носећих склопова направљених од неметалних материјала неопходно предвидети структурну могућност уземљења уравнотеженог ротора на тело машине, што елиминише ризик од јаких статичких електрицитета који се јављају током рада. Ово, прво, помаже у смањењу електричних сметњи и поремећаја који могу утицати на перформансе мерног система машине, а друго, елиминише ризик од утицаја статичког електрицитета на особље.

3.2.1.2. Склопови ослонаца ваљка

Ови склопови се обично инсталирају на носаче машина пројектованих за балансирање ротора са масама већим од 50 килограма и више. Њихова употреба значајно смањује силе трења у носачима у поређењу са призматичним носачима, олакшавајући ротацију балансираног ротора. Као пример, слика 3.15 приказује варијанту дизајна склопа носача где се ваљци користе за позиционирање производа. У овом дизајну, стандардни ваљци се користе као ваљци 1 и 2, чији се спољни прстенови окрећу на стационарним осама фиксираним у телу носача машине 3. Слика 3.16 приказује скицу сложенијег дизајна склопа носача ваљака који је у свом пројекту имплементирао један од самосталних произвођача машина за балансирање. Као што се види са цртежа, да би се повећала носивост ваљка (а самим тим и носећег склопа у целини), у тело ваљка 3 је уграђен пар котрљајућих лежајева 1 и 2. Практична имплементација овог дизајна, упркос свим очигледним предностима, чини се прилично сложеним задатком, повезаним са потребом за самосталном израдом тела ваљка 3, на које се постављају веома високи захтеви за геометријску тачност и механичке карактеристике материјала.

Сл. 3.15. Пример дизајна склопа ваљкастог ослона

Сл. 3.16. Пример дизајна носача ваљка са два ваљкаста лежаја

На слици 3.17 је приказана варијанта дизајна самопоравнајућег склопа носача ваљака који су развили стручњаци компаније LLC "Technobalance". У овом дизајну, могућност самопоравнања ваљака постиже се пружањем два додатна степена слободе, што омогућава ваљцима да врше мала угаона кретања око X и Y оса. Такви носећи склопови, који обезбеђују високу прецизност при уградњи балансираних ротора, обично се препоручују за употребу на носачима тешких машина за балансирање.

Сл. 3.17. Пример дизајна самоподешавајућег лежајног склопа са ваљком

Као што је раније поменуто, склопови носача ваљка обично имају прилично високе захтеве за прецизном производњом и чврстоћом. Конкретно, толеранције за радијално одступање ваљка не би требало да прелазе 3–5 микрона.

У пракси, ово не постижу увек чак ни познати произвођачи. На пример, током ауторовог испитивања радијалног одступања комплета нових склопова носача ваљака, купљених као резервни делови за балансирајућу машину модел H8V, марке "K. Shenk", радијално одступање њихових ваљака достигло је 10-11 микрона.

3.2.1.3. Склопови ослонаца вретена

При уравнотежењу ротора са фланцастим причвршћивањем (на пример, карданских вратила) на машинама за уравнотежење, вретена се користе као носачи за позиционирање, монтажу и ротацију уравнотежених делова.

Вретена су једна од најсложенијих и најкритичнијих компоненти машина за балансирање, која у великој мери одређују постизање потребног квалитета балансирања.

Теорија и пракса пројектовања и производње вретена су прилично добро развијене и огледају се у широком спектру публикација, међу којима се монографија "Детаљи и механизми машина за резање метала" [1], коју је приредио др инж. Д. Н. Решетов, истиче као најкориснија и најприступачнија за програмере.

Међу главним захтевима које треба узети у обзир приликом пројектовања и израде вретена машина за балансирање, следећи треба дати приоритет:

a) Обезбеђивање високе крутости конструкције склопа вретена, довољне да спречи неприхватљиве деформације које могу настати под утицајем неуравнотежених сила уравнотеженог ротора;

б) Обезбеђивање стабилности положаја осе ротације вретена, карактерисане прихватљивим вредностима радијалног, аксијалног и аксијалног одступања вретена;

c) Обезбеђивање адекватне отпорности на хабање вратила вретена, као и његових седећих и потпорних површина које се користе за монтажу уравнотежених делова.

Практична имплементација ових захтева је детаљно описана у одељку VI "Вретена и њихови носачи" рада [1].

Посебно, постоје методологије за проверу крутости и ротационе прецизности вретена, препоруке за избор лежајева, избор материјала вретена и методе његовог каљења, као и много других корисних информација о овој теми.

Рад [1] примећује да се у пројектовању вретена за већину типова машина за обраду метала углавном користи дволежиштена шема.

Пример дизајнерске варијанте такве шеме са два лежаја, коришћене у вретенима глодалица (појединости се могу наћи у раду [1]), приказан је на слици 3.18.

Ова шема је прилично погодна за израду вретена балансирајућих машина, примери дизајнерских варијанти који су приказани у сликама 3.19–3.22.

Сл. 3.18. Скица вретена двоосновне глодаљке

Слика 3.19 приказује једну од конструктивних варијанти погонског вретенског склопа машине за балансирање, који се обрће на два радијално-аксијална лежаја, од којих сваки има сопствено независно кућиште 1 и 2. На вратилу вретена 3 монтирани су прирубница 4, намењена прирубничком причвршћивању карданског вратила, и ременица 5, која служи за пренос ротације са електромотора на вретено преко V-ременског преноса.

Слика 3.19. Пример дизајна вретена на два независна лежаја

Слике 3.20 и 3.21 Приказана су два међусобно сродна конструктивна решења погонских вретенских склопова. У оба случаја лежајеви вретена су уграђени у заједничко кућиште 1, које има пролазни аксијални отвор неопходан за уградњу вратила вретена. На улазу и излазу из тог отвора кућиште има посебне проврте (нису приказани на цртежима), намењене за смештај радијално-аксијалних лежајева (ваљкастих или кугличних) и посебних прирубничких поклопаца 5, који служе за учвршћивање спољашњих прстенова лежајева.

Слика 3.20. Пример 1 водећег дизајна вретена на два лежаја уграђена у заједничком кућишту

Слика 3.21. Пример 2 дизајна водећег вретена на два лежаја уграђена у заједничком кућишту

Као и у претходној варијанти (видети слику 3.19), на вратилу вретена постављени су чеона плоча 2, намењена прирубничком причвршћивању погонског вратила, и ременица 3, која служи за пренос ротације са електромотора на вретено преко ременског преноса. На вратило вретена је такође причвршћен диск 4, који служи за одређивање угаоног положаја вретена и користи се при постављању пробних и корекционих тегова на ротор током балансирања.

Слика 3.22. Пример дизајна погонског (задног) вретена

Слика 3.22 Приказује варијанту дизајна погонске (задне) главине машине, која се разликује од предње главине само по одсуству погонске колотеча и наслона, јер они нису потребни.

Слика 3.23. Пример извршења пројектовања погоњеног (задњег) вретена

Као што се види у Слике 3.20 – 3.22, горе поменути склопови вретена причвршћују се на меке лежајне ослонце балансирних машина помоћу посебних копчи (трака) 6. По потреби се могу користити и други начини причвршћивања, обезбеђујући одговарајућу крутост и прецизност у позиционирању склопа вретена на ослонцу.

Слика 3.23 Илуструје конструкцију прирубничког причвршћивања сличног оном на вретену, која се може користити за његову уградњу на Hard Bearing ослонац машине за балансирање.

3.2.1.3.4. Израчунавање крутости вретена и радијалног одступања

За одређивање крутости вретена и очекиваног радијалног одступања, може се користити формула 3.4 (видети шему прорачуна на слици 3.24):

Где:

• Y - еластично померање вретена на крају конзоле вретена, цм;
• P - израчунато оптерећење које делује на конзолу вретена, кг;
• A - задњи носач лежаја вретена;
• B - предњи носач лежаја вретена;
• g - дужина конзоле вретена, цм;
• ц - растојање између носача А и Б вретена, цм;
• J1 - просечан момент инерције вретенастог дела између носача, цм⁴;
• J2 - просечан момент инерције конзолног дела вретена, цм⁴;
• ЏБ и ЏА - крутост лежајева за предњи и задњи носач вретена, респективно, кг/цм.

Трансформисањем формуле 3.4, добија се жељена израчуната вредност крутости склопа вретена jшп може се одредити:

Узимајући у обзир препоруке из рада [1] за балансирне машине средње величине, ова вредност не би требало да буде испод 50 кг/µм.

За израчунавање радијалног одступања користи се формула 3.5:

Где:

• ∆ је радијална неравност на крају конзоле вретена, µм;
• ∆B је радијално одступање лежаја предње вретене, µм;
• ∆A је радијално одступање задњег лежаја вретена, µm;
• g је дужина конзоле вретена, цм;
• c је удаљеност између ослонаца A и B вретена, цм.

3.2.1.3.5. Обезбеђивање захтева за балансирање вретена

Склопови вретена машина за балансирање морају бити добро избалансирани, јер ће се свака стварна неравнотежа пренети на ротор који се балансира као додатна грешка. Приликом подешавања технолошких толеранција за преосталу неравнотежу вретена, генерално се препоручује да класа прецизности његовог балансирања буде најмање 1-2 класе виша од оне производа који се балансира на машини.

Узимајући у обзир конструкционе карактеристике вретена описаних горе, њихово уравнотежење треба вршити у две равни.

3.2.1.3.6. Обезбеђивање носивог капацитета и захтева за издржљивост лежајева вретена

Pri projektovanju vretena i izboru veličina ležajeva preporučljivo je preliminarno proceniti trajnost i nosivost ležajeva. Metodologija za izvođenje ovih proračuna detaljno je opisana u ISO 281 "Rolling Bearings - Dynamic Load Ratings and Rating Life" [3], kao i u brojnim priručnicima za kotrljajne ležajeve (uključujući i digitalne).

3.2.1.3.7. Обезбеђивање захтева за прихватљиво грејање лежајева вретена

Према препорукама из рада [1], максимално дозвољено загревање спољашњих прстенова лежајева вретена не би требало да пређе 70 °C. Међутим, да би се обезбедило висококвалитетно балансирање, препоручено загревање спољашњих прстенова не би требало да пређе 40–45 °C.

3.2.1.3.8. Избор типа ременског преноса и конструкције погонске колоте за вретено

При пројектовању погонског вретена машине за балансирање препоручује се да се његова ротација обезбеди равним ременским преносом. Пример правилне примене таквог преноса за рад вретена приказан је на Слике 3.20 и 3.23. Upotreba klinastih ili zupčastih remenskih prenosa je nepoželjna, jer mogu da unesu dodatna dinamička opterećenja na vreteno usled geometrijskih netačnosti kaiševa i remenica, što zauzvrat može dovesti do dodatnih grešaka merenja tokom balansiranja. Preporučeni zahtevi za remenice za ravne pogonske kaiševe navedeni su u nacionalnom standardu GOST 17383-73 "Pulleys for flat drive belts" [4].

Погонска ременица треба да буде постављена на задњем крају вретена, што ближе лежајном склопу (са што мањим могућим препустом). Конструктивна одлука о препуштеном положају ременице, донета приликом израде вретена приказаног на Слика 3.19, може се сматрати неуспешним, јер значајно повећава момент динамичког оптерећења погона који делује на лежајеве вретена.

Још један значајан недостатак овог дизајна је употреба В-ременског преноса, чије нетачности у производњи и монтажи такође могу бити извор непожељног додатног оптерећења вретена.

3.3. Кревет (оквир)

Тело је главна носећа конструкција машине за балансирање, на којој се ослањају њени главни елементи, укључујући ослонске стубове и погонски мотор. При избору или изради тела машине за балансирање неопходно је обезбедити да оно испуњава неколико захтева, укључујући потребну крутост, геометријску прецизност, отпорност на вибрације и отпорност на хабање водилица.

Пракса показује да се при изради машина за сопствене потребе најчешће користе следеће опције кревета:

• ливене гвожђане кревете од коришћених машина за сечење метала (токарских машина, дрвообрађивачких машина итд.);
• монтирани лежајеви засновани на канале, састављени помоћу вијчаних веза;
• заварене платформе на основу носача;
• полимерно-бетонске подлоге са вибрационо-апсорбујућим премазима.

Слика 3.25. Пример коришћења постојеће основе дрвообрадне машине за израду машине за балансирање Карданових вратила.

3.4. погони за уравнотежне машине

Као што показује анализа дизајнерских решења која наши клијенти користе у производњи машина за балансирање, они се углавном фокусирају на коришћење наизменичних мотора опремљених инвертерима променљиве фреквенције приликом пројектовања погона. Овај приступ омогућава широк распон подесивих брзина ротације балансираних ротора уз минималне трошкове. Снага главних погонских мотора који се користе за ротирање балансираних ротора обично се бира на основу масе тих ротора и може отприлике бити:

• 0,25 - 0,72 kW за машине пројектоване за балансирање ротора масе ≤ 5 kg;
• 0,72 - 1,2 kW за машине пројектоване за балансирање ротора са масом > 5 ≤ 50 kg;
• 1,2 - 1,5 kW за машине пројектоване за балансирање ротора са масом > 50 ≤ 100 kg;
• 1,5 - 2,2 kW за машине пројектоване за балансирање ротора са масом > 100 ≤ 500 kg;
• 2,2 - 5 kW за машине пројектоване за балансирање ротора са масом > 500 ≤ 1000 kg;
• 5 - 7,5 kW за машине пројектоване за балансирање ротора са масом > 1000 ≤ 3000 kg.

Ови мотори треба да буду чврсто причвршћени за кревет машине или њену основу. Пре уградње на машину (или на месту уградње), главни погонски мотор, заједно са шкивом монтираним на његовом излазном вратилу, треба пажљиво избалансирати. Да би се смањиле електромагнетне сметње изазване инвертером променљиве фреквенције, препоручује се уградња мрежних филтера на улазу и излазу. Ово могу бити стандардни готови производи које испоручују произвођачи инвертера или домаћи филтери направљени коришћењем феритних прстенова.

4. Системи мерења балансирних машина

Већина аматерских произвођача машина за балансирање, који контактирају ДОО "Кинематика" (Вибромера), планирају да у својим пројектима користе мерне системе серије "Балансет" које производи наша компанија. Међутим, постоје и неки купци који планирају да самостално производе такве мерне системе. Стога је смислено детаљније размотрити конструкцију мерног система за машину за балансирање. Главни захтев за ове системе је потреба за обезбеђивањем високопрецизних мерења амплитуде и фазе ротационе компоненте вибрационог сигнала, која се појављује на фреквенцији ротације уравнотеженог ротора. Овај циљ се обично постиже коришћењем комбинације техничких решења, укључујући:

• Коришћење сензора вибрације са високим коефицијентом конверзије сигнала;
• Коришћење савремених ласерских сензора фазног угла;
• Креирање (или употреба) хардвера који омогућава појачавање и дигиталну конверзију сензорских сигнала (примарна обрада сигнала);
• Имплементација софтверске обраде вибрационог сигнала, која треба да омогући високорезолуционо и стабилно издвајање ротационе компоненте вибрационог сигнала, која се манифестује на фреквенцији ротације уравнотеженог ротора (секундарна обрада).

У наставку ћемо размотрити познате варијанте таквих техничких решења, имплементираних у низу добро познатих инструмената за балансирање.

4.1. Избор сензора вибрације

У мерачким системима балансирних машина могу се користити различите врсте сензора вибрација (трансдуцера), укључујући:

• Сезори за убрзање вибрација (акцелерометри);
• Сензори брзине вибрације;
• Сензори вибрационог померања;
• Сензори силе.

4.1.1. Сензори убрзања вибрација

Међу сензорима убрзања вибрација, пиезо и капацитивни (чип) акцелерометри су најшире коришћени, који се могу ефикасно користити у машинама за балансирање типа меких лежајева. У пракси је генерално дозвољено користити сензоре убрзања вибрација са коефицијентима конверзије (Kpr) у распону од 10 до 30 mV/(m/s²). Код машина за балансирање које захтевају посебно високу тачност балансирања, препоручљиво је користити акцелерометре са Kpr који достижу нивое од 100 mV/(m/s²) и више. Као пример пиезо акцелерометара који се могу користити као сензори вибрација за машине за балансирање, слика 4.1 приказује пиезо акцелерометре DN3M1 и DN3M1V6 које производи ДОО "Измеритељ".

Слика 4.1. Пјезоакцелерометри DN 3M1 и DN 3M1V6

Да би се такви сензори повезали са инструментима и системима за мерење вибрација, неопходно је користити спољне или уграђене пуњачке појачале.

Слика 4.2. Капацитивни акцелерометри AD1 произвођача LLC "Kinematics" (Vibromera)

Треба напоменути да ови сензори, који укључују широко коришћене на тржишту плоче капацитивних акцелерометара ADXL 345 (погледајте Слику 4.3), имају неколико значајних предности у односу на пиезоакцелерометаре. Конкретно, они су 4 до 8 пута јефтинији уз сличне техничке карактеристике. Штавише, они не захтевају употребу скупих и захтевних појачала напуна потребних за пиезоакцелерометаре.

У случајевима када се у мерачким системима балансирних машина користе оба типа акцелерометара, обично се врши хардверска интеграција (или двострука интеграција) сензорских сигнала.

Слика 4.2. Капацитивни акцелерометри AD 1, склопљени.

Слика 4.3. Капацитивна плоча акцелерометра ADXL 345.

У овом случају, почетни сигнал сензора, пропорционалан убрзању вибрације, у складу с тим се трансформише у сигнал пропорционалан брзини вибрације или померању. Поступак двостручне интеграције сигнала вибрације је посебно релевантан при коришћењу акцелерометара као дела мерачких система за машине за балансирање ниске брзине, где доњи опсег фреквенције ротације ротора током балансирања може да достигне 120 обртаја у минути и мање. При коришћењу капацитивних акцелерометара у мерачким системима балансирајућих машина, треба узети у обзир да након интеграције њихови сигнали могу садржати нискофреквентне сметње, које се манифестују у фреквенцијском опсегу од 0,5 до 3 Hz. Ово може ограничити доњи фреквенцијски опсег балансирања на машинама намењеним за употребу ових сензора.

4.1.2. Сензори брзине вибрације

4.1.2.1. Индуктивни сензори брзине вибрације.

Ови сензори обухватају индуктивну калему и магнетско језгро. Када се калема вибрира у односу на стационарно језгро (или језгро у односу на стационарну калему), у калеми се индукује електромагнетно поље чији је напон директно пропорционалан брзини вибрације покретног дела сензора. Претварачки коефицијенти (Кпр) индуктивних сензора обично су прилично високи, достижући неколико десетина или чак стотина mV/mm/sec. Конкретно, претварачки коефицијент сензора модела T77 компаније Schenck износи 80 mV/mm/sec, а за сензор модела 544M компаније IRD Mechanalysis износи 40 mV/mm/sec. У неким случајевима (на пример, у балансирачким машинама Schenck) користе се посебни високоосетљиви индукцијски сензори брзине вибрације са механичким појачалом, код којих Кпр може прећи 1000 мВ/мм/с. Ако се индукцијски сензори брзине вибрације користе у мерним системима балансирајућих машина, може се извршити и хардверска интеграција електричног сигнала пропорционалног брзини вибрације, претварајући га у сигнал пропорционалан померању у вибрацији.

Слика 4.4. Сензор 544M компаније IRD Mechanalysis.

Слика 4.5. Сензор T77 компаније Шенк

Треба напоменути да су, због великог утрошка рада при њиховој производњи, индуктивни сензори брзине вибрације прилично ретки и скупи. Стога, упркос очигледним предностима ових сензора, аматерски произвођачи машина за балансирање их веома ретко користе.

4.2. Сензори фазне углове

За синхронизацију процеса мерења вибрација са углом ротације уравнотеженог ротора користе се сензори фазног угла, као што су ласерски (фотоелектрични) или индуктивни сензори. Ове сензоре производе у различитим изведбама како домаћи тако и међународни произвођачи. Распон цена за ове сензоре може значајно да варира, од приближно 40 до 200 долара. Пример таквог уређаја је сензор фазног угла који производи "Diamex", приказан на слици 4.11.

Слика 4.11: Сензор фазног угла произвођача "Diamex"

Као још један пример, на слици 4.12 је приказан модел који је имплементирала компанија LLC "Kinematics" (Vibromera), а који као сензоре фазног угла користи ласерске тахометре модела DT 2234C произведене у Кини. Очигледне предности овог сензора укључују:

• Широк радни опсег који омогућава мерење фреквенције ротације ротора од 2,5 до 99.999 обртаја у минути, са резолуцијом од најмање једног обртаја;
• Дигитални дисплеј;
• Лакоћа подешавања тахометра за мерења;
• Приступачност и ниска тржишна цена;
• Релативна једноставност модификације за интеграцију у мерни систем машине за балансирање.

Слика 4.12: Ласерски тахометар Модел DT 2234C

У неким случајевима, када је употреба оптичких ласерских сензора из било ког разлога непожељна, они се могу заменити индуктивним бесконтактним сензорима померања, као што је претходно поменути модел ИСАН Е41А или слични производи других произвођача.

4.3. Карактеристике обраде сигнала у сензорима вибрација

За прецизно мерење амплитуде и фазе ротационе компоненте вибрационог сигнала у опреми за балансирање обично се користи комбинација хардверских и софтверских алата за обраду. Ови алати омогућавају:

• Широкопојасно хардверско филтрирање аналогног сигнала сензора;
• Појачавање аналогног сигнала сензора;
• Интеграција и/или двострука интеграција (ако је потребно) аналогног сигнала;
• Ускопојасно филтрирање аналогног сигнала помоћу филтера за праћење;
• Аналогно-дигитална конверзија сигнала;
• Синхроно филтрирање дигиталног сигнала;
• Хармонска анализа дигиталног сигнала.

4.3.1. Филтрирање широкопојасног сигнала

Ова процедура је неопходна за чишћење сигнала сензора вибрација од потенцијалних сметњи које се могу јавити и на доњој и на горњој граници фреквентног опсега уређаја. Препоручљиво је да мерни уређај балансирајуће машине подеси доњу границу пропусног филтера на 2-3 Hz, а горњу границу на 50 (100) Hz. "Доње" филтрирање помаже у сузбијању нискофреквентних шумова који се могу појавити на излазу различитих типова мерних појачавача сензора. "Горње" филтрирање елиминише могућност сметњи услед комбинованих фреквенција и потенцијалних резонантних вибрација појединачних механичких компоненти машине.

4.3.2. Појачавање аналогног сигнала са сензора

Уколико постоји потреба за повећањем осетљивости мерног система балансирајуће машине, сигнали са сензора вибрација на улаз мерне јединице могу се појачати. Могу се користити и стандардни појачавачи са константним појачањем и вишестепени појачавачи, чије се појачање може програмски мењати у зависности од стварног нивоа сигнала са сензора. Пример програмабилног вишестепеног појачавача укључује појачаваче имплементиране у конверторима за мерење напона попут Е154 или Е14-140 компаније LLC "L-Card".

4.3.3. Интеграција

Као што је раније наведено, у мерним системима машина за балансирање препоручује се хардверска интеграција и/или двострука интеграција сигнала сензора вибрација. Дакле, почетни сигнал акцелерометра, пропорционалан вибро-убрзању, може се трансформисати у сигнал пропорционалан вибро-брзини (интеграција) или вибро-померању (двострука интеграција). Слично, сигнал сензора вибро брзине након интеграције може се трансформисати у сигнал пропорционалан вибро-померању.

4.3.4. Ускопојасно филтрирање аналогног сигнала помоћу филтера за праћење

Да би се смањиле сметње и побољшао квалитет обраде вибрационих сигнала у мерним системима машина за балансирање, могу се користити ускопојасни филтери за праћење. Централна фреквенција ових филтера се аутоматски подешава на фреквенцију ротације балансираног ротора помоћу сигнала сензора обртаја ротора. За креирање таквих филтера могу се користити савремена интегрисана кола, као што су MAX263, MAX264, MAX267, MAX268 произвођача "MAXIM".

4.3.5. Аналогно-дигитална конверзија сигнала

Аналогно-дигитална конверзија је кључна процедура која обезбеђује могућност побољшања квалитета обраде вибрационих сигнала током мерења амплитуде и фазе. Ова процедура је имплементирана у свим савременим мерним системима машина за балансирање. Пример ефикасне имплементације таквих АЦП-ова укључује конверторе за мерење напона типа Е154 или Е14-140 произвођача LLC "L-Card", који се користе у неколико мерних система машина за балансирање које производи LLC "Kinematics" (Vibromera). Поред тога, LLC "Kinematics" (Vibromera) има искуства у коришћењу јефтинијих микропроцесорских система базираних на "Arduino" контролерима, микроконтролеру PIC18F4620 произвођача "Microchip" и сличним уређајима.

4.1.2.2. Сензори брзине вибрација засновани на пиезоелектричним акцелерометрима

Сензор овог типа разликује се од стандардног пиезоелектричног акцелерометра по томе што у свом кућишту има уграђени појачавач наелектрисања и интегратор, што му омогућава да емитује сигнал пропорционалан брзини вибрација. На пример, пиезоелектрични сензори брзине вибрација које производе домаћи произвођачи (компанија ZETLAB и ДОО "Виброприбор") приказани су на сликама 4.6 и 4.7.

Слика 4.6. Модел сензора AV02 компаније ZETLAB (Русија)

Слика 4.7. Модел DVST 2 сензора произвођача LLC "Виброприбор"

Такви сензори се производе код различитих произвођача (и домаћих и страних) и тренутно се широко користе, посебно у преносивим вибрационим уређајима. Цена ових сензора је прилично висока и може достићи 20.000 до 30.000 рубаља по комаду, чак и код домаћих произвођача.

4.1.3. Сензори померања

У мерним системима машина за балансирање, могу се користити и бесконтактни сензори померања – капацитивни или индуктивни. Ови сензори могу радити у статичком режиму, омогућавајући регистрацију вибрационих процеса почев од 0 Hz. Њихова употреба може бити посебно ефикасна у случају балансирања ротора са малом брзином ротације од 120 о/мин и мање. Коефицијенти конверзије ових сензора могу достићи 1000 mV/mm и више, што обезбеђује високу тачност и резолуцију при мерењу померања, чак и без додатног појачања. Очигледна предност ових сензора је њихова релативно ниска цена, која код неких домаћих произвођача не прелази 1000 рубаља. Приликом коришћења ових сензора у машинама за балансирање, важно је узети у обзир да је номинални радни зазор између осетљивог елемента сензора и површине вибрирајућег објекта ограничен пречником калема сензора. На пример, за сензор приказан на слици 4.8, модел ISAN E41A произвођача "TEKO", наведени радни зазор је обично 3,8 до 4 mm, што омогућава мерење померања вибрирајућег објекта у опсегу од ±2,5 mm.

Слика 4.8. Модел индуктивног сензора померања ISAN E41A компаније TEKO (Русија)

4.1.4. Сензори силе

Као што је раније наведено, сензори силе се користе у системима за мерење инсталираним на машинама за балансирање тврдих лежајева. Ови сензори, нарочито због једноставности производње и релативно ниске цене, обично су пиезоелектрични сензори силе. Примери таквих сензора приказани су на сликама 4.9 и 4.10.

Слика 4.9. Сензор силе SD 1 компаније Kinematika LLC

Слика 4.10: Сензор силе за машине за балансирање аутомобила, продаје "STO Market"

Мерне ћелије силе са тензометрима, које производе бројни домаћи и страни произвођачи, такође се могу користити за мерење релативних деформација у ослонцима Hard Bearing машина за балансирање.

4.4. Функционална шема мерног система балансирајуће машине, "Balanset 2"

Мерни систем "Balanset 2" представља савремени приступ интеграцији мерних и рачунарских функција у машинама за балансирање. Овај систем омогућава аутоматско израчунавање корективних тегова коришћењем методе коефицијента утицаја и може се прилагодити различитим конфигурацијама машина.

Функционална шема укључује кондиционирање сигнала, аналогно-дигиталну конверзију, дигиталну обраду сигнала и аутоматске алгоритме за прорачун. Систем може да обрађује сценарије балансирања у две и више равни са високом прецизношћу.

4.5. Израчунавање параметара корекционих тежина које се користе при балансирању ротора

Израчунавање корективних тегова заснива се на методи коефицијента утицаја, која одређује како ротор реагује на тест тегове у различитим равнима. Ова метода је фундаментална за све модерне системе балансирања и пружа тачне резултате и за круте и за флексибилне роторе.

4.5.1. Задатак балансирања ротора са двоструком подршком и методе његовог решавања

За роторе са двоструким носачем (најчешћа конфигурација), задатак балансирања подразумева одређивање два корективна тега - по једног за сваку раван корекције. Метода коефицијента утицаја користи следећи приступ:

1. Почетно мерење (Покретање 0): Измерите вибрације без икаквих пробних тегова
2. Прва пробна вожња (Вожња 1): Додајте познату пробну тежину равни 1, измерите одзив
3. Друга пробна вожња (Вожња 2): Померите пробни тег у раван 2, измерите одзив
4. Израчунавање: Софтвер израчунава трајне корекционе тежине на основу измерених одговора

Математичка основа подразумева решавање система линеарних једначина које повезују утицај пробне тежине са потребним корекцијама у обе равни истовремено.

Слике 3.26 и 3.27 приказују примере коришћења постеља стругова, на основу којих су израђене специјализована Hard Bearing машина за балансирање шнекова и универзална Soft Bearing машина за балансирање цилиндричних ротора. За самосталне произвођаче, оваква решења омогућавају израду крутог потпорног система машине за балансирање уз минимално време и трошкове, на који се могу монтирати ослонски стубови различитих типова (и Hard Bearing и Soft Bearing). Главни задатак произвођача у овом случају је да обезбеди (и по потреби обнови) геометријску прецизност вођица машине на које ће се ослањати ослонски стубови. У условима самосталне израде, за обнављање потребне геометријске прецизности вођица обично се користи фино стругање.

Слика 3.28 Приказује се верзија састављеног кревета направљеног од два канала. При изради овог кревета користе се одвојиве везе на вијке, што омогућава да се деформација кревета током монтаже сведе на минимум или потпуно елиминише без додатних технолошких операција. Да би се обезбедила потребна геометријска прецизност вођица наведеног кревета, може бити неопходна механичка обрада (брушење, фино фрезовање) горњих фланеца коришћених канала.

Слике 3.29 и 3.30 Постоје варијације заварених кревета, такође направљених од два канала. Технологија израде таквих кревета може захтевати низ додатних операција, као што је термичка обрада ради отклањања унутрашњих напона који настају током заваривања. Као и код састављених кревета, ради обезбеђивања правилне геометријске прецизности водилица заварених кревета, треба планирати механичку обраду (брушење, фино глодање) горњих фланица коришћених канала.

4.5.2. Методологија за динамичко балансирање вишеослањајућих ротора

Вишеструко ослањајући ротори (три или четири тачке ослонца) захтевају сложеније поступке балансирања. Свака тачка ослонца доприноси укупном динамичком понашању, а корекција мора узети у обзир интеракције између свих равни.

Методологија проширује дворавни приступ тако што:

• Мерење вибрација на свим тачкама ослонца
• Коришћење вишеструких положаја пробних тегова
• Решавање већих система линеарних једначина
• Оптимизација расподеле корекционе тежине

За карданска вратила и сличне дугачке роторе, овај приступ обично постиже нивое резидуалне неравнотеже који одговарају ISO степену квалитета G6.3 или бољем.

4.5.3. Калкулатори за балансирање вишеподржаних ротора

Развијени су специјализовани алгоритми за прорачуне конфигурација ротора са три и четири носача. Ови калкулатори су имплементирани у софтверу Balanset-4 и могу аутоматски да обраде сложене геометрије ротора.

Калкулатори узимају у обзир:

• Променљива крутост ослонца
• Унакрсно спрезање између корекционих равни
• Оптимизација распореда тежине за приступачност
• Верификација израчунатих резултата

5. Препоруке за проверу рада и тачности машина за балансирање

Тачност и поузданост машине за балансирање зависе од многих фактора, укључујући геометријску тачност њених механичких компоненти, динамичке карактеристике носача и оперативне могућности мерног система. Редовна верификација ових параметара обезбеђује конзистентан квалитет балансирања и помаже у идентификацији потенцијалних проблема пре него што утичу на производњу.

5.1. Проверка геометријске тачности машине

Провера геометријске тачности обухвата проверу поравнања носача, паралелности вођица и концентричности склопова вретена. Ове провере треба вршити током почетног подешавања и периодично током рада како би се осигурала одржавана тачност.

5.2. Проверка динамичких карактеристика машине

Верификација динамичких карактеристика подразумева мерење природних фреквенција носача и компоненти рама како би се осигурало да су правилно одвојене од радних фреквенција. Ово спречава проблеме са резонанцом који могу угрозити тачност балансирања.

5.3. Проверка оперативне способности мерног система

Верификација мерног система обухвата калибрацију сензора, верификацију фазног поравнања и проверу тачности обраде сигнала. Ово обезбеђује поуздано мерење амплитуде и фазе вибрација при свим радним брзинама.

5.4. Provera karakteristika tačnosti prema ISO 21940-21 (ranije ISO 2953)

ISO 21940-21 (ranije ISO 2953) obezbeđuje standardizovane postupke za proveru tačnosti mašina za balansiranje pomoću kalibrisanih test rotora. Ovi postupci pomažu da se potvrde performanse mašine u odnosu na međunarodno priznate standarde.

Литература

1. Решетов Д.Н. (уредник). "Детаљи и механизми машина за обраду метала резањем." Москва: Машиностроение, 1972.
2. Келенбергер В. "Спирално брушење цилиндричних површина." Машине, 1963.
3. ISO 281 "Rolling Bearings - Dynamic Load Ratings and Rating Life."
4. GOST 17383-73 (nacionalni standard) "Remenice za ravne pogonske kaiševe."
5. ISO 21940-11 (ranije ISO 1940-1) "Mehaničke vibracije - Balansiranje rotora - Deo 11: Postupci i tolerancije za rotore sa krutim ponašanjem."
6. ISO 21940-21 (ranije ISO 2953) "Mehaničke vibracije - Balansiranje rotora - Deo 21: Opis i ocenjivanje mašina za balansiranje."