1. Inledning

(Varför fanns det ett behov av att skriva detta arbete?)

En analys av förbrukningsstrukturen för balanseringsanordningar tillverkade av LLC "Kinematics" (Vibromera) visar att cirka 30% av dem köps in för användning som stationära mät- och beräkningssystem för balanseringsmaskiner och/eller stativ. Det är möjligt att identifiera två grupper av konsumenter (kunder) av vår utrustning.

Den första gruppen omfattar företag som specialiserat sig på massproduktion av balanseringsmaskiner och säljer dem till externa kunder. Dessa företag anställer högt kvalificerade specialister med djup kunskap och omfattande erfarenhet av konstruktion, tillverkning och drift av olika typer av balanseringsmaskiner. De utmaningar som uppstår i interaktionen med denna grupp av konsumenter är oftast relaterade till att anpassa våra mätsystem och programvara till befintliga eller nyutvecklade maskiner, utan att ta itu med frågor om deras strukturella utförande.

Den andra gruppen består av konsumenter som utvecklar och tillverkar maskiner (stativ) för sina egna behov. Detta tillvägagångssätt förklaras främst av att oberoende tillverkare vill minska sina egna produktionskostnader, som i vissa fall kan minska med två till tre gånger eller mer. Denna grupp av konsumenter saknar ofta ordentlig erfarenhet av att skapa maskiner och förlitar sig vanligtvis på sunt förnuft, information från internet och alla tillgängliga analoger i sitt arbete.

Att interagera med dem väcker många frågor, som förutom ytterligare information om mätsystemen för balanseringsmaskiner, täcker ett brett spektrum av frågor relaterade till maskinernas strukturella utförande, metoder för deras installation på grunden, val av drivenheter och uppnå korrekt balanseringsnoggrannhet etc.

Med tanke på det stora intresse som en stor grupp av våra konsumenter visat för frågorna kring egen tillverkning av balanseringsmaskiner har specialister från LLC "Kinematics" (Vibromera) utarbetat en sammanställning med kommentarer och rekommendationer om de vanligaste frågorna.

2. Typer av balanseringsmaskiner (stativ) och deras konstruktionsegenskaper

En balanseringsmaskin är en teknisk anordning utformad för att eliminera statisk eller dynamisk obalans i rotorer för olika ändamål. Den innehåller en mekanism som accelererar den balanserade rotorn till en specificerad rotationsfrekvens och ett specialiserat mät- och beräkningssystem som bestämmer massorna och placeringen av korrigerande vikter som krävs för att kompensera för rotorns obalans.

Konstruktionen av maskinens mekaniska del består vanligtvis av en sängram på vilken stödstolpar (lager) är monterade. Dessa används för att montera den balanserade produkten (rotorn) och inkluderar en drivning avsedd för att rotera rotorn. Under balanseringsprocessen, som utförs medan produkten roterar, registrerar mätsystemets sensorer (vars typ beror på maskinens konstruktion) antingen vibrationer i lagren eller krafter vid lagren.

De data som erhålls på detta sätt gör det möjligt att bestämma massor och installationsplatser för de korrigeringsvikter som krävs för att kompensera för obalansen.

För närvarande är två typer av konstruktioner av balanseringsmaskiner (stativ) vanligast förekommande:

• Maskiner med mjuka lager (med flexibla stöd);
• Hårda lagermaskiner (med styva stöd).

2.1. Maskiner och stativ för mjuka lager

Den grundläggande egenskapen hos balanseringsmaskiner (stativ) med mjuka lager är att de har relativt flexibla stöd, tillverkade på grundval av fjäderupphängningar, fjädermonterade vagnar, platta eller cylindriska fjäderstöd etc. Egenfrekvensen för dessa stöd är minst 2-3 gånger lägre än rotationsfrekvensen för den balanserade rotorn som är monterad på dem. Ett klassiskt exempel på det strukturella utförandet av flexibla Soft Bearing-stöd kan ses i stödet för maskinmodellen DB-50, ett fotografi av vilket visas i figur 2.1.

Figur 2.1. Stöd för balanseringsmaskin modell DB-50.

Såsom visas i figur 2.1 är den rörliga ramen (slider) 2 fäst vid stödets stationära stolpar 1 med hjälp av en upphängning på bandfjädrar 3. Under inverkan av den centrifugalkraft som orsakas av obalansen i den rotor som är installerad på stödet, kan vagnen (slider) 2 utföra horisontella svängningar i förhållande till den stationära stolpen 1, som mäts med en vibrationssensor.

Det strukturella utförandet av detta stöd säkerställer en låg egenfrekvens för vagnens svängningar, som kan ligga runt 1-2 Hz. Detta möjliggör balansering av rotorn över ett brett spektrum av rotationsfrekvenser, från 200 RPM. Denna egenskap, tillsammans med den relativa enkelheten att tillverka sådana stöd, gör denna konstruktion attraktiv för många av våra kunder som tillverkar balanseringsmaskiner för sina egna behov och för olika ändamål.

Figur 2.2. Mjukt lagerstöd för balanseringsmaskinen, tillverkad av "Polymer LTD", Makhachkala

Figur 2.2 visar ett fotografi av en balanseringsmaskin för mjuka lager med stöd tillverkade av fjäderfän, tillverkad för interna behov hos "Polymer LTD" i Makhatjkala. Maskinen är konstruerad för att balansera rullar som används vid produktion av polymermaterial.

Figur 2.3 innehåller ett fotografi av en balanseringsmaskin med en liknande bandupphängning för vagnen, avsedd för balansering av specialverktyg.

Figurerna 2.4.a och 2.4.b visar fotografier av en hemmagjord Soft Bearing-maskin för balansering av drivaxlar, vars stöd också tillverkas av bandfjädrar.

Figur 2.5 presenterar ett fotografi av en mjuklagermaskin avsedd för balansering av turboaggregat, vars vagnar också är upphängda på bandfjädrar. Maskinen, tillverkad för privat bruk av A. Shahgunyan (St. Petersburg), är utrustad med mätsystemet "Balanset 1".

Enligt tillverkaren (se fig. 2.6) har denna maskin kapacitet att balansera turbiner med en kvarvarande obalans som inte överstiger 0,2 g*mm.

Figur 2.3. Mjuklagermaskin för balansering av verktyg med stödupphängning på bandfjädrar

Figur 2.4.a. Mjuklagermaskin för balansering av drivaxlar (maskin monterad)

Figur 2.4.b. Mjuklagermaskin för balansering av drivaxlar med vagnsstöd upphängda i bandfjädrar. (Ledande spindelstöd med fjäderbandsupphängning)

Figur 2.5. Mjuklagringsmaskin för balansering av turboladdare. Mjuklagermaskin för balansering av turboladdare med stöd på bandfjädrar, tillverkad av A. Shahgunyan (St. Petersburg)

Figur 2.6. Skärmbild av mätsystemet 'Balanset 1' som visar resultaten av turbinrotorbalansering på A. Shahgunyans maskin

Förutom den klassiska versionen av Soft Bearing-balanserande maskinstöd som diskuterats ovan, har även andra strukturella lösningar blivit allt vanligare.

Figur 2.7 och 2.8 fotografier av balanseringsmaskiner för drivaxlar, vars stöd är tillverkade av plana (plåtfjädrar). Dessa maskiner tillverkades för det privata företaget "Dergacheva" respektive LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M").

Mjuklagerbalanseringsmaskiner med sådana stöd reproduceras ofta av amatörtillverkare på grund av deras relativa enkelhet och tillverkningsbarhet. Dessa prototyper är vanligtvis antingen VBRF-seriemaskiner från "K. Schenck" eller liknande inhemska produktionsmaskiner.

Maskinerna som visas i figurerna 2.7 och 2.8 är konstruerade för balansering av två-, tre- och fyrstödiga drivaxlar. De har en liknande konstruktion, inklusive:

• en svetsad sängram 1, baserad på två I-balkar sammanfogade med tvärribbor;
• ett stationärt (främre) spindelstöd 2;
• ett rörligt (bakre) spindelstöd 3;
• ett eller två rörliga (mellanliggande) stöd 4. Stöden 2 och 3 rymmer spindelenheterna 5 och 6, avsedda för montering av den balanserade drivaxeln 7 på maskinen.

Figur 2.7. Mjuklagermaskin för balansering av drivaxlar av det privata företaget "Dergacheva" med stöd på plana (plattfjädrar)

Figur 2.8. Mjuklagermaskin för balansering av drivaxlar från LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M") med stöd på plana fjädrar

Vibrationsgivare 8 är installerade på alla stöd, vilka används för att mäta de tvärgående svängningarna i stöden. Den ledande spindeln 5, som är monterad på stöd 2, roteras av en elmotor via en remdrift.

Figurerna 2.9.a och 2.9.b visa fotografier av balanseringsmaskinens stöd, som är baserat på platta fjädrar.

Figur 2.9. Stöd för balanseringsmaskin med mjuka lager och plana fjädrar

• a) Vy från sidan;
• b) Vy framifrån

Eftersom amatörtillverkare ofta använder sådana stöd i sina konstruktioner, är det lämpligt att undersöka deras konstruktion mer i detalj. Som framgår av figur 2.9.a består detta stöd av tre huvudkomponenter:

• Nedre stödplatta 1: För det främre spindelstödet är plattan fast monterad i styrningarna; för mellanstöd eller bakre spindelstöd är den nedre plattan utformad som en vagn som kan röra sig längs ramstyrningarna.
• Övre stödplatta 2, på vilka de bärande enheterna är monterade (rullstöd 4, spindlar, mellanlager etc.).
• Två platta fjädrar 3, förbinder de nedre och övre lagerplattorna.

För att förhindra risken för ökad vibration av stöden under drift, vilket kan inträffa under acceleration eller inbromsning av den balanserade rotorn, kan stöden innehålla en låsmekanism (se fig. 2.9.b). Denna mekanism består av ett styvt fäste 5, som kan kopplas till ett excentriskt lås 6 kopplat till en av stödets platta fjädrar. När låset 6 och fästet 5 är i ingrepp är stödet låst, vilket eliminerar risken för ökade vibrationer vid acceleration och inbromsning.

Vid konstruktion av stöd med platta fjädrar måste maskintillverkaren bedöma frekvensen för deras naturliga svängningar, som beror på fjädrarnas styvhet och massan hos den balanserade rotorn. Genom att känna till denna parameter kan konstruktören medvetet välja området för rotorns operativa rotationsfrekvenser och undvika risken för resonanssvängningar i stöden under balanseringen.

Rekommendationer för beräkning och experimentell bestämning av naturliga svängningsfrekvenser för stöd, liksom för andra komponenter i balanseringsmaskiner, diskuteras i avsnitt 3.

Som tidigare nämnts lockar enkelheten och tillverkningsbarheten hos stödkonstruktionen med platta fjädrar amatörutvecklare av balanseringsmaskiner för olika ändamål, inklusive maskiner för balansering av vevaxlar, rotorer till turboladdare för bilar etc.

Som ett exempel visar figurerna 2.10.a och 2.10.b en allmän skiss av en maskin konstruerad för att balansera turboaggregatets rotorer. Denna maskin tillverkades och används för interna behov hos LLC "SuraTurbo" i Penza.

2.10.a. Maskin för balansering av turboladdningsrotorer (sidovy)

2.10.b. Maskin för balansering av turboladdningsrotorer (vy från främre stödsidan)

Förutom de tidigare diskuterade balanseringsmaskinerna för mjuka kullager tillverkas ibland relativt enkla stativ för mjuka kullager. Dessa stativ möjliggör högkvalitativ balansering av roterande mekanismer för olika ändamål med minimala kostnader.

Flera sådana stativ granskas nedan, byggda på basis av en plan platta (eller ram) monterad på cylindriska tryckfjädrar. Dessa fjädrar väljs vanligtvis så att den naturliga svängningsfrekvensen hos plattan med den balanserade mekanismen installerad på den är 2 till 3 gånger lägre än rotationsfrekvensen för denna mekanisms rotor under balansering.

Figur 2.11 visar ett fotografi av ett stativ för balansering av slipskivor, tillverkat av P. Asharin för den egna produktionen.

Bild 2.11. Stativ för balansering av slipskivor

Montern består av följande huvudkomponenter:

• Plåt 1, monterade på fyra cylindriska fjädrar 2;
• Elektrisk motor 3vars rotor också fungerar som spindel, på vilken en dorn 4 är monterad, som används för att installera och säkra slipskivan på spindeln.

En viktig egenskap hos detta stativ är att det finns en pulssensor 5 för rotationsvinkeln på elmotorns rotor, vilken används som en del av stativets mätsystem ("Balanset 2C") för att bestämma vinkelpositionen för att ta bort korrigeringsmassan från slipskivan.

Figur 2.12 visar ett fotografi av ett stativ som används för att balansera vakuumpumpar. Detta stativ utvecklades på beställning av JSC "Measurement Plant".

Figur 2.12. Stativ för balanserande vakuumpumpar från JSC "Mätanläggning""

Grunden för denna monter använder också Plåt 1, monterade på cylindriska fjädrar 2. På platta 1 är en vakuumpump 3 installerad, som har sin egen elektriska drivenhet som kan variera hastigheter från 0 till 60.000 varv per minut. Vibrationsgivare 4 är monterade på pumphuset och används för att mäta vibrationer i två olika sektioner på olika höjder.

För synkronisering av vibrationsmätningsprocessen med pumprotorns rotationsvinkel används en laserfasvinkelsensor 5 på stativet. Trots den till synes enkla externa konstruktionen hos sådana stativ möjliggör den en mycket högkvalitativ balansering av pumpens pumphjul.

Till exempel, vid subkritiska rotationsfrekvenser uppfyller pumprotorns kvarvarande obalans kraven för balanskvalitetsklass G0.16 enligt ISO 1940-1-2007 "Vibration. Krav för balanskvalitet hos styva rotorer. Del 1. Bestämning av tillåten obalans.""

Den kvarvarande vibrationen i pumphuset som uppnås vid balansering vid rotationshastigheter upp till 8.000 RPM överstiger inte 0,01 mm/sek.

Balanseringsstativ som tillverkats enligt det system som beskrivs ovan är också effektiva för balansering av andra mekanismer, t.ex. fläktar. Exempel på stativ avsedda för balansering av fläktar visas i figurerna 2.13 och 2.14.

Figur 2.13. Stativ för balansering av fläkthjul

Kvaliteten på fläktbalanseringen som uppnås på sådana stativ är ganska hög. Enligt specialister från "Atlant-project" LLC, på stativet som de designat baserat på rekommendationer från "Kinematics" LLC (se figur 2.14), var nivån av kvarvarande vibrationer som uppnåddes vid balansering av fläktar 0,8 mm/sek. Detta är mer än tre gånger bättre än den tolerans som är satt för fläktar i kategori BV5 enligt ISO 31350-2007 "Vibration. Industrifläktar. Krav för producerad vibration och balanskvalitet.""

Figur 2.14. Stativ för balansering av fläkthjul i explosionssäker utrustning av "Atlant-project" LLC, Podolsk

Liknande data som erhållits vid JSC "Lissant Fan Factory" visar att sådana stativ, som används vid serieproduktion av kanalfläktar, konsekvent säkerställde en kvarvarande vibration som inte översteg 0,1 mm/s.

2.2. Maskiner med hårda lager

Balanseringsmaskiner med hårda lager skiljer sig från de tidigare diskuterade maskinerna med mjuka lager genom utformningen av sina stöd. Deras stöd är tillverkade i form av styva plattor med intrikata slitsar (utskärningar). Egenfrekvenserna för dessa stöd överstiger avsevärt (minst 2-3 gånger) den maximala rotationsfrekvensen för den rotor som balanseras på maskinen.

Maskiner med hårda lager är mer mångsidiga än maskiner med mjuka lager, eftersom de vanligtvis möjliggör högkvalitativ balansering av rotorer över ett bredare intervall av deras mass- och dimensionsegenskaper. En viktig fördel med dessa maskiner är också att de möjliggör högprecisionsbalansering av rotorer vid relativt låga rotationshastigheter, som kan ligga inom intervallet 200-500 RPM och lägre.

Figur 2.15 visar ett fotografi av en typisk balanseringsmaskin för hårda lager tillverkad av "K. Schenk". Av denna figur framgår det tydligt att enskilda delar av stödet, som bildas av de invecklade spåren, har varierande styvhet. Under inverkan av rotorns obalans kan detta leda till deformationer (förskjutningar) av vissa delar av stödet i förhållande till andra. (I figur 2.15 är den styvare delen av stödet markerad med en röd streckad linje, och dess relativt följsamma del är markerad i blått).

För att mäta dessa relativa deformationer kan maskiner med hårda lager använda antingen kraftsensorer eller mycket känsliga vibrationssensorer av olika slag, inklusive beröringsfria vibrationsförskjutningssensorer.

Figur 2.15. Balanseringsmaskin för hårda lager av "K. Schenk""

Som framgår av analysen av kundförfrågningar för instrument i "Balanset"-serien har intresset för att tillverka hårdlagermaskiner för internt bruk kontinuerligt ökat. Detta underlättas av den utbredda spridningen av reklaminformation om designfunktionerna hos inhemska balanseringsmaskiner, vilka används av amatörtillverkare som analoger (eller prototyper) för deras egen utveckling.

Låt oss överväga några varianter av hårdlagermaskiner som tillverkas för interna behov hos ett antal konsumenter av instrument i "Balanset"-serien.

Figurerna 2.16.a - 2.16.d visar fotografier av en hårdlagermaskin konstruerad för balansering av drivaxlar, tillverkad av N. Obyedkov (staden Magnitogorsk). Som framgår av figur 2.16.a består maskinen av en stel ram 1, på vilken stöd 2 (två spindlar och två mellanliggande) är monterade. Maskinens huvudspindel 3 roteras av en asynkron elmotor 4 via en remdrift. En frekvensregulator 6 används för att styra elmotorns 4 rotationshastighet. Maskinen är utrustad med mät- och beräkningssystemet "Balanset 4" 5, vilket inkluderar en mätenhet, en dator, fyra kraftsensorer och en fasvinkelsensor (sensorer visas inte i figur 2.16.a).

Figur 2.16.a. Maskin med hårda lager för balansering av drivaxlar, tillverkad av N. Obyedkov (Magnitogorsk)

Bild 2.16.b visar ett fotografi av maskinens främre stöd med den ledande spindeln 3, vilken, som tidigare nämnts, drivs av en rem från en asynkron elmotor 4. Detta stöd är fast monterat på ramen.

Figur 2.16.b. Främre (ledande) spindelstöd.

Bild 2.16.c visar ett fotografi av ett av maskinens två rörliga mellanstöd. Detta stöd vilar på glidskenor 7, vilket möjliggör förflyttning i längdriktningen längs ramstyrningarna. Detta stöd inkluderar en speciell anordning 8, konstruerad för att installera och justera höjden på mellanlagret på den balanserade drivaxeln.

Figur 2.16.c. Mellanliggande rörligt stöd för maskinen

Bild 2.16.d visar ett fotografi av det bakre (drivna) spindelstödet, vilket, liksom de mellanliggande stöden, möjliggör rörelse längs maskinramens styrningar.

Figur 2.16.d. Stöd för bakre (driven) spindel.

Alla de stöd som diskuterats ovan är vertikala plattor monterade på plana baser. Plattorna har T-formade slitsar (se fig. 2.16.d), som delar upp stödet i en inre del 9 (styvare) och en yttre del 10 (mindre styv). Den olika styvheten hos de inre och yttre delarna av stödet kan resultera i en relativ deformation av dessa delar under påverkan av obalansen från den balanserade rotorn.

Kraftsensorer används vanligtvis för att mäta den relativa deformationen av stöden i hemmagjorda maskiner. Ett exempel på hur en kraftgivare installeras på ett stöd för en balanseringsmaskin för hårda lager visas i figur 2.16.e. Som framgår av denna figur pressas kraftgivaren 11 mot sidoytan på stödets inre del av en bult 12, som passerar genom ett gängat hål i stödets yttre del.

För att säkerställa ett jämnt tryck av bulten 12 över hela planet på kraftgivaren 11, placeras en platt bricka 13 mellan den och givaren.

Figur 2.16.d. Exempel på installation av kraftsensor på ett stöd.

Under maskinens drift verkar obalanskrafterna från den balanserade rotorn genom stödenheterna (spindlar eller mellanlager) på den yttre delen av stödet, vilket börjar röra sig cykliskt (deformeras) i förhållande till sin inre del med rotorns rotationsfrekvens. Detta resulterar i en variabel kraft som verkar på sensor 11, proportionell mot obalanskraften. Under dess inverkan genereras en elektrisk signal proportionell mot rotorns obalans vid kraftsensorns utgång.

Signaler från kraftsensorer, installerade på alla stöd, matas in i maskinens mät- och datorsystem, där de används för att bestämma parametrarna för korrigeringsvikterna.

Figur 2.17.a. visar ett fotografi av en högspecialiserad hårdlagermaskin som används för att balansera "skruvaxlar". Denna maskin tillverkades för internt bruk hos LLC "Ufatverdosplav".

Som framgår av figuren har maskinens spin-up-mekanism en förenklad konstruktion, som består av följande huvudkomponenter:

• Svetsad ram 1, som tjänstgör som säng;
• Två stationära stöd 2, fast monterad på ramen;
• Elektrisk motor 3som driver den balanserade axeln (skruven) 5 via en remdrift 4.

Figur 2.17.a. Hårdlagermaskin för balansering av skruvaxlar, tillverkad av LLC "Ufatverdosplav""

Maskinens stöd 2 är vertikalt monterade stålplattor med T-formade slitsar. Överst på varje stöd finns stödrullar som är tillverkade med rullningslager, på vilka den balanserade axeln 5 roterar.

För att mäta deformationen av stöden, som uppstår under inverkan av rotorns obalans, används kraftsensorer 6 (se Fig. 2.17.b), vilka är installerade i stödens spår. Dessa sensorer är anslutna till enheten "Balanset 1", som används på denna maskin som ett mät- och beräkningssystem.

Trots den relativa enkelheten i maskinens spin-up-mekanism möjliggör den tillräckligt högkvalitativ balansering av skruvar, vilka, som framgår av figur 2.17.a., har en komplex spiralformad yta.

Enligt LLC "Ufatverdosplav" minskade skruvens initiala obalans med nästan 50 gånger på denna maskin under balanseringsprocessen.

Figur 2.17.b. Maskinstöd med hårda lager för balansering av skruvaxlar med kraftsensor

Den uppnådda kvarvarande obalansen var 3552 g*mm (19,2 g vid en radie på 185 mm) i skruvens första plan och 2220 g*mm (12,0 g vid en radie på 185 mm) i det andra planet. För en rotor som väger 500 kg och arbetar med en rotationsfrekvens på 3500 varv/min motsvarar denna obalans klass G6.3 enligt ISO 1940-1-2007, vilket uppfyller kraven i dess tekniska dokumentation.

En originell design (se figur 2.18), som innebär att man använder en enda bas för samtidig installation av stöd för två balanseringsmaskiner för hårda lager i olika storlekar, föreslogs av SV Morozov. De uppenbara fördelarna med denna tekniska lösning, som gör det möjligt att minimera tillverkarens produktionskostnader, inkluderar:

• Spara produktionsutrymme;
• Användning av en elmotor med variabel frekvensomriktare för drift av två olika maskiner;
• Användning av ett mätsystem för drift av två olika maskiner.

Figur 2.18. Balanseringsmaskin för hårda lager ("Tandem"), tillverkad av SV Morozov

3. Krav för konstruktion av grundläggande enheter och mekanismer för balanseringsmaskiner

3.1. Lager

3.1.1. Teoretiska grunder för dimensionering av lager

I föregående avsnitt diskuterades de viktigaste konstruktionsutförandena för mjuka och hårda lagerstöd för balanseringsmaskiner i detalj. En avgörande parameter som konstruktörer måste beakta vid konstruktion och tillverkning av dessa stöd är deras naturliga svängningsfrekvenser. Detta är viktigt eftersom mätning av inte bara vibrationsamplituden (cyklisk deformation) hos stöden utan även vibrationsfasen krävs för att beräkna parametrarna för korrigeringsvikter med maskinens mät- och beräkningssystem.

Om ett stöds egenfrekvens sammanfaller med den balanserade rotorns rotationsfrekvens (stödresonans) är det praktiskt taget omöjligt att mäta vibrationernas amplitud och fas noggrannt. Detta illustreras tydligt i graferna som visar förändringar i amplitud och fas för stödets svängningar som en funktion av den balanserade rotorns rotationsfrekvens (se figur 3.1).

Av dessa diagram framgår att när rotationsfrekvensen för den balanserade rotorn närmar sig egenfrekvensen för stödets svängningar (dvs. när förhållandet fp/fo är nära 1), sker en betydande ökning av amplituden i samband med stödets resonanssvängningar (se fig. 3.1.a). Samtidigt visar figur 3.1.b att det i resonanszonen sker en kraftig förändring av fasvinkeln ∆F°, som kan nå upp till 180°.

Med andra ord, vid balansering av en mekanism i resonanszonen kan även små förändringar i dess rotationsfrekvens leda till betydande instabilitet i mätresultaten för amplitud och fas av dess vibration, vilket leder till fel vid beräkning av parametrarna för korrigeringsvikter och negativt påverkar balanseringens kvalitet.

Ovanstående grafer bekräftar tidigare rekommendationer att för hårdlagermaskiner bör den övre gränsen för rotorns driftsfrekvenser vara (minst) 2-3 gånger lägre än stödets egenfrekvens, fo. För mjuklagermaskiner bör den nedre gränsen för tillåtna driftsfrekvenser för den balanserade rotorn (minst) vara 2-3 gånger högre än stödets egenfrekvens.

Figur 3.1. Grafer som visar Grafer som visar förändringar i relativ amplitud och fas av vibrationer i balanseringsmaskinens stöd som en funktion av rotationsfrekvensförändringar.

• Ад - Amplitud för dynamiska vibrationer i stödet;
• e = m*r / M - Specifik obalans hos den balanserade rotorn;
• m - Rotor med obalanserad massa;
• M - Rotorns massa;
• r - Radie vid vilken den obalanserade massan befinner sig på rotorn;
• fp - Rotorns rotationsfrekvens;
• fo - Stödets naturliga vibrationsfrekvens

Mot bakgrund av den information som presenteras rekommenderas inte att maskinen körs inom stödets resonansområde (markerat med rött i fig. 3.1). Diagrammen i fig. 3.1 visar också att för samma obalanser i rotorn är de faktiska vibrationerna i Soft Bearing-maskinstöden betydligt lägre än de som uppstår på Soft Bearing-maskinstöden.

Av detta följer att sensorer som används för att mäta vibrationer hos stöd i maskiner med hårda lager måste ha högre känslighet än de som används i maskiner med mjuka lager. Denna slutsats stöds väl av den faktiska användningen av sensorer, som visar att absoluta vibrationsgivare (vibroaccelerometrar och/eller vibrovelocitysensorer), som framgångsrikt används i balanseringsmaskiner för mjuka lager, ofta inte kan uppnå den nödvändiga balanseringskvaliteten på maskiner för hårda lager.

På dessa maskiner rekommenderas att man använder relativa vibrationsgivare, t.ex. kraftgivare eller mycket känsliga förskjutningsgivare.

3.1.2. Uppskattning av naturliga frekvenser för stöd med hjälp av beräkningsmetoder

En konstruktör kan utföra en ungefärlig (uppskattande) beräkning av egenfrekvensen för en stödfot med formel 3.1, genom att förenklat behandla den som ett vibrationssystem med en frihetsgrad, som (se fig. 2.19.a) representeras av en massa M, som svänger på en fjäder med styvheten K.

Massan M som används i beräkningen för en symmetrisk mellanlagrad rotor kan approximeras med formel 3.2.

där Mo är massan av den rörliga delen av stödet i kg; Mr är massan av den balanserade rotorn i kg; n är antalet maskinstöd som är involverade i balanseringen.

Stödets styvhet K beräknas med formel 3.3 baserat på resultaten från experimentella studier som innefattar mätning av stödets deformation ΔL när det belastas med en statisk kraft P (se fig. 3.2.a och 3.2.b).

där ΔL är stödets deformation i meter; P är den statiska kraften i Newton.

Storleken på belastningskraften P kan mätas med ett kraftmätningsinstrument (t.ex. en dynamometer). Stödets förskjutning ΔL bestäms med hjälp av en anordning för mätning av linjära förskjutningar (t.ex. en mätklocka).

3.1.3. Experimentella metoder för bestämning av stödets egenfrekvens

Med tanke på att den ovan diskuterade beräkningen av stödens naturliga frekvenser, utförd med en förenklad metod, kan leda till betydande fel, föredrar de flesta amatörutvecklare att bestämma dessa parametrar med experimentella metoder. För detta använder de funktioner som tillhandahålls av moderna vibrationsmätningssystem för balanseringsmaskiner, inklusive instrument i "Balanset"-serien.

3.1.3.1. Bestämning av naturliga frekvenser hos stöd genom slagexciteringsmetod

Stötmetoden är det enklaste och vanligaste sättet att bestämma den naturliga vibrationsfrekvensen för ett stöd eller någon annan maskinkomponent. Den baseras på det faktum att när ett föremål, t.ex. en klocka (se fig. 3.3), stötinduceras, visar sig dess respons som en gradvis avtagande vibrationssignal. Vibrationssignalens frekvens bestäms av objektets strukturella egenskaper och motsvarar frekvensen för dess naturliga vibrationer. För slagaktivering av vibrationer kan vilket tungt verktyg som helst användas, t.ex. en gummiklubba eller en vanlig klubba.

Bild 3.3. Diagram över slagen excitation som används för att bestämma ett objekts naturliga frekvenser

Hammarens massa ska vara ungefär 10% av massan hos det föremål som ska exciteras. För att fånga vibrationsresponsen ska en vibrationssensor installeras på det undersökta föremålet, med mätaxeln i linje med slagets exciteringsriktning. I vissa fall kan en mikrofon från en bullermätare användas som sensor för att uppfatta objektets vibrationsrespons.

Objektets vibrationer omvandlas till en elektrisk signal av sensorn, som sedan skickas till ett mätinstrument, såsom ingången på en spektrumanalysator. Detta instrument registrerar tidsfunktionen och spektrumet för den avklingande vibrationsprocessen (se figur 3.4), vars analys gör det möjligt att bestämma frekvensen (frekvenserna) för objektets naturliga vibrationer.

Figur 3.5. Programgränssnitt som visar tidsfunktionsdiagram och spektrum för avklingande stötvibrationer för den undersökta strukturen

Analysen av spektrumdiagrammet i figur 3.5 (se den nedre delen av arbetsfönstret) visar att huvudkomponenten i den undersökta strukturens naturliga vibrationer, bestämd med hänvisning till diagrammets abscisseaxel, inträffar vid en frekvens på 9,5 Hz. Denna metod kan rekommenderas för studier av naturliga vibrationer hos både mjukt och hårt lagrade stöd för balanseringsmaskiner.

3.1.3.2. Bestämning av naturliga frekvenser för stöd i coasting-läge

I vissa fall kan stödens naturliga frekvenser bestämmas genom att cykliskt mäta vibrationens amplitud och fas "vid kusten". Vid implementering av denna metod accelereras rotorn som är installerad på den undersökta maskinen initialt till sin maximala rotationshastighet, varefter dess drivning kopplas bort, och frekvensen för den störande kraften som är förknippad med rotorns obalans minskar gradvis från maximalt till stopppunkten.

I detta fall kan stödets egenfrekvens bestämmas med hjälp av två egenskaper:

• Genom ett lokalt hopp i vibrationsamplituden som observeras i resonansområdena;
• Genom en kraftig förändring (upp till 180°) av den vibrationsfas som observeras i området för amplitudhoppet.

I enheterna i "Balanset"-serien kan "Vibrometer"-läget ("Balanset 1") eller "Balansering och övervakning"-läget ("Balanset 2C" och "Balanset 4") användas för att detektera egenfrekvenserna hos objekt "vid kusten", vilket möjliggör cykliska mätningar av vibrationsamplitud och fas vid rotorns rotationsfrekvens.

Dessutom inkluderar programvaran "Balanset 1" ett specialiserat läge "Grafer. Frihjulsdrift", vilket möjliggör plottning av grafer över förändringar i amplitud och fas för stödvibrationer vid frihjulsdrift som en funktion av förändrad rotationsfrekvens, vilket avsevärt underlättar processen att diagnostisera resonanser.

Det bör noteras att av uppenbara skäl (se avsnitt 3.1.1) kan metoden att identifiera egenfrekvenser för stöd på kusten endast användas vid studier av balanseringsmaskiner med mjuka lager, där arbetsfrekvenserna för rotorrotation avsevärt överstiger egenfrekvenserna för stöd i tvärgående riktning.

När det gäller maskiner med hårda lager, där arbetsfrekvenserna för rotorrotationen som ger upphov till vibrationer i stöden på kusten ligger betydligt under stödens egenfrekvenser, är det praktiskt taget omöjligt att använda denna metod.

3.1.4. Praktiska rekommendationer för konstruktion och tillverkning av stöd för balanseringsmaskiner

3.1.2. Beräkning av naturliga frekvenser för stöd med beräkningsmetoder

Beräkningar av stödets egenfrekvenser med hjälp av det ovan beskrivna beräkningssystemet kan utföras i två riktningar:

• I stödets tvärriktning, som sammanfaller med riktningen för mätning av deras vibrationer orsakade av krafterna från rotorns obalans;
• I axiell riktning, sammanfallande med rotationsaxeln för den balanserade rotorn som är monterad på maskinens stöd.

Att beräkna stödens egenfrekvenser i vertikal riktning kräver användning av en mer komplex beräkningsteknik, som (utöver parametrarna för stödet och den balanserade rotorn i sig) måste ta hänsyn till ramens parametrar och detaljerna för maskinens installation på fundamentet. Denna metod diskuteras inte i denna publikation. Analys av formel 3.1 möjliggör några enkla rekommendationer som maskinkonstruktörer bör beakta i deras praktiska arbete. I synnerhet kan ett stöds egenfrekvens ändras genom att ändra dess styvhet och/eller massa. Att öka styvheten ökar stödets egenfrekvens, medan en ökning av massan minskar den. Dessa förändringar har ett icke-linjärt, kvadratinverst förhållande. Till exempel ökar en fördubbling av stödets styvhet dess egenfrekvens endast med en faktor 1,4. På liknande sätt minskar en fördubbling av massan för stödets rörliga del dess egenfrekvens endast med en faktor 1,4.

3.1.4.1. Mjuklagrade maskiner med plattfjädring

Flera konstruktionsvariationer av balanseringsmaskinstöd tillverkade med plana fjädrar har diskuterats ovan i avsnitt 2.1 och illustrerats i figurerna 2.7 - 2.9. Enligt vår information används sådana konstruktioner oftast i maskiner avsedda för balansering av drivaxlar.

Som ett exempel kan vi betrakta de fjäderparametrar som används av en av kunderna (LLC "Rost-Service", St. Petersburg) vid tillverkningen av deras egna maskinstöd. Denna maskin var avsedd för balansering av drivaxlar med 2, 3 och 4 stöd, med en massa som inte överstiger 200 kg. De geometriska dimensionerna för fjädrarna (höjd * bredd * tjocklek) som används i stöden för maskinens främre respektive drivna spindlar, valda av kunden, var 300 * 200 * 3 mm respektive.

Den obelastade stödets egenfrekvens, bestämd experimentellt med hjälp av stötexcitationsmetoden med standardmätsystemet för maskinen "Balanset 4", befanns vara 11-12 Hz. Vid en sådan egenfrekvens för stödens vibrationer bör den rekommenderade rotationsfrekvensen för den balanserade rotorn under balansering inte vara lägre än 22-24 Hz (1320-1440 varv/min).

De geometriska måtten på de platta fjädrar som används av samma tillverkare på mellanstöden var 200*200*3 mm. Dessutom, som studierna visade, var egenfrekvenserna för dessa stöd högre och nådde 13–14 Hz.

Baserat på testresultaten rekommenderades maskintillverkarna att justera (utjämna) spindelns och mellanliggande stödens naturliga frekvenser. Detta bör underlätta valet av området för drivaxlarnas rotationsfrekvenser under balansering och undvika potentiell instabilitet i mätsystemets avläsningar på grund av att stöden kommer in i området med resonansvibrationer.

Metoderna för att justera egenfrekvenserna för vibrationer hos stöd på plattfjädrar är uppenbara. Denna justering kan uppnås genom att ändra de geometriska dimensionerna eller formen på de platta fjädrarna, vilket uppnås till exempel genom att fräsa längsgående eller tvärgående slitsar som minskar deras styvhet.

Som tidigare nämnts kan verifiering av resultaten av en sådan justering utföras genom att identifiera stödens naturliga vibrationsfrekvenser med de metoder som beskrivs i avsnitten 3.1.3.1 och 3.1.3.2.

Figur 3.6 presenterar en klassisk version av stödkonstruktionen på platta fjädrar, som används i en av hans maskiner av A. Sinitsyn. Som framgår av figuren innehåller stödet följande komponenter:

• Övre platta 1;
• Två plana fjädrar 2 och 3;
• Nedre platta 4;
• Stoppkonsol 5.

Figur 3.6. Konstruktionsvariant för ett stöd på platta fjädrar

Stödets övre platta 1 kan användas för att montera spindeln eller ett mellanlager. Beroende på stödets användningsområde kan den nedre plattan 4 vara fast monterad i maskinens styrningar eller installerad på rörliga glidskenor, så att stödet kan röra sig längs styrningarna. Konsol 5 används för att installera en låsmekanism för stödet, så att det kan hållas säkert fast under acceleration och inbromsning av den balanserade rotorn.

Platta fjädrar för mjuklagermaskiner bör tillverkas av bladfjädrar eller högkvalitativt legerat stål. Användning av vanliga konstruktionsstål med låg sträckgräns är inte tillrådligt, eftersom de kan utveckla kvarvarande deformation under statiska och dynamiska belastningar under drift, vilket leder till en minskning av maskinens geometriska noggrannhet och till och med till förlust av stödets stabilitet.

För maskiner med en balanserad rotormassa som inte överstiger 300-500 kg kan stödets tjocklek ökas till 30-40 mm, och för maskiner konstruerade för balansering av rotorer med maximala massor från 1000 till 3000 kg kan stödets tjocklek nå 50-60 mm eller mer. Som analysen av de dynamiska egenskaperna hos ovan nämnda stöd visar, överstiger deras naturliga vibrationsfrekvenser, mätta i tvärplanet (mätplanet för relativa deformationer av de "flexibla" och "stela" delarna), vanligtvis 100 Hz eller mer. De naturliga vibrationsfrekvenserna för hårda lagerstöd i frontplanet, mätta i den riktning som sammanfaller med den balanserade rotorns rotationsaxel, är vanligtvis betydligt lägre. Och det är dessa frekvenser som i första hand bör beaktas vid bestämning av den övre gränsen för driftsfrekvensområdet för roterande rotorer balanserade på maskinen. Som nämnts ovan kan bestämningen av dessa frekvenser utföras med den stötexciteringsmetod som beskrivs i avsnitt 3.1.

Figur 3.7. Maskin för balansering av elmotorrotorer, monterad, utvecklad av A. Mokhov.

Figur 3.8. Maskin för balansering av turbopumprotorer. Maskin för balansering av turbopumprotorer, utvecklad av G. Glazov (Bishkek)

3.1.4.2. Mjukt bärande maskinstöd med upphängning på bandfjädrar

Vid konstruktion av bandfjädrar som används för stödupphängningar bör man uppmärksamma valet av tjocklek och bredd på fjäderbandet, som å ena sidan måste motstå den statiska och dynamiska belastningen från rotorn på stödet, och å andra sidan måste förhindra möjligheten till torsionsvibrationer i stödupphängningen, vilket manifesteras som axiell utrullning.

Exempel på strukturell implementering av balanseringsmaskiner med bandfjäderupphängningar visas i figurerna 2.1 - 2.5 (se avsnitt 2.1), samt i figurerna 3.7 och 3.8 i detta avsnitt.

3.1.4.4. Hårda lagerstöd för maskiner

Som vår omfattande erfarenhet med kunder visar har en betydande del av tillverkarna av hemmatillverkade balansblock nyligen börjat föredra hårda lagermaskiner med styva stöd. I avsnitt 2.2 visar figurerna 2.16–2.18 fotografier av olika strukturella konstruktioner av maskiner som använder sådana stöd. En typisk skiss av ett styvt stöd, utvecklat av en av våra kunder för deras maskinkonstruktion, presenteras i figur 3.10. Detta stöd består av en platt stålplatta med ett P-format spår, som konventionellt delar stödet i "styva" och "flexibla" delar. Under påverkan av obalanskraften kan den "flexibla" delen av stödet deformeras i förhållande till sin "styva" del. Storleken på denna deformation, bestämd av stödets tjocklek, spårens djup och bredden på bryggan som förbinder de "flexibla" och "styva" delarna av stödet, kan mätas med hjälp av lämpliga sensorer i maskinens mätsystem. På grund av avsaknaden av en metod för att beräkna den tvärgående styvheten hos sådana stöd, med hänsyn till djupet h på det P-formade spåret, bredden t på bron, samt tjockleken på stödet r (se figur 3.10), bestäms dessa konstruktionsparametrar vanligtvis experimentellt av utvecklare.

För maskiner med en balanserad rotormassa som inte överstiger 300-500 kg kan stödets tjocklek ökas till 30-40 mm, och för maskiner konstruerade för balansering av rotorer med maximala massor från 1000 till 3000 kg kan stödets tjocklek nå 50-60 mm eller mer. Som analysen av de dynamiska egenskaperna hos ovan nämnda stöd visar, överstiger deras naturliga vibrationsfrekvenser, mätta i tvärplanet (mätplanet för relativa deformationer av de "flexibla" och "stela" delarna), vanligtvis 100 Hz eller mer. De naturliga vibrationsfrekvenserna för hårda lagerstöd i frontplanet, mätta i den riktning som sammanfaller med den balanserade rotorns rotationsaxel, är vanligtvis betydligt lägre. Och det är dessa frekvenser som i första hand bör beaktas vid bestämning av den övre gränsen för driftsfrekvensområdet för roterande rotorer balanserade på maskinen.

Figur 3.26. Exempel på användning av en begagnad svarvbädd för tillverkning av en maskin med hårda lager för balansering av skruvar.

Figur 3.27. Exempel på användning av en begagnad svarvbädd för tillverkning av en mjuklagermaskin för balansering av axlar.

Figur 3.28. Exempel på tillverkning av en monterad säng av kanaler

Figur 3.29. Exempel på tillverkning av en svetsad säng av kanaler

Figur 3.30. Exempel på tillverkning av en svetsad säng från kanaler

Figur 3.31. Exempel på en balanseringsmaskinsbädd tillverkad av polymerbetong

Vanligtvis, vid tillverkning av sådana sängar, förstärks deras övre del med stålinsatser som används som styrningar, vilka balanseringsmaskinens stöd är baserade på. Nyligen har sängar tillverkade av polymerbetong med vibrationsdämpande beläggningar blivit allmänt använda. Denna teknik för tillverkning av sängar är väl beskriven online och kan enkelt implementeras av gör-det-själv-tillverkare. På grund av den relativa enkelheten och den låga produktionskostnaden har dessa sängar flera viktiga fördelar jämfört med sina metallmotsvarigheter:

• Högre dämpningskoefficient för vibrationssvängningar;
• Lägre värmeledningsförmåga, vilket ger minimal termisk deformation av bädden;
• Högre korrosionsbeständighet;
• Avsaknad av interna påfrestningar.

3.1.4.3. Maskinstöd med mjuka lager tillverkade av cylindriska fjädrar

Ett exempel på en balanseringsmaskin med mjuka lager, där cylindriska tryckfjädrar används vid konstruktionen av stöden, visas i figur 3.9. Den största nackdelen med denna konstruktionslösning är de varierande graderna av fjäderdeformation i de främre och bakre stöden, som uppstår om belastningarna på stöden är ojämna under balanseringen av asymmetriska rotorer. Detta leder naturligtvis till felinriktning av stöden och snedställning av rotoraxeln i vertikalplanet. En av de negativa konsekvenserna av denna defekt kan vara uppkomsten av krafter som får rotorn att förskjutas axiellt under rotation.

Fig. 3.9. Konstruktionsvariant för mjukt lagerstöd för balanseringsmaskiner med cylindriska fjädrar.

3.1.4.4. Hårda lagerstöd för maskiner

Som vår omfattande erfarenhet med kunder visar har en betydande del av tillverkarna av hemmatillverkade balansblock nyligen börjat föredra hårda lagermaskiner med styva stöd. I avsnitt 2.2 visar figurerna 2.16–2.18 fotografier av olika strukturella konstruktioner av maskiner som använder sådana stöd. En typisk skiss av ett styvt stöd, utvecklat av en av våra kunder för deras maskinkonstruktion, presenteras i figur 3.10. Detta stöd består av en platt stålplatta med ett P-format spår, som konventionellt delar stödet i "styva" och "flexibla" delar. Under påverkan av obalanskraften kan den "flexibla" delen av stödet deformeras i förhållande till sin "styva" del. Storleken på denna deformation, bestämd av stödets tjocklek, spårens djup och bredden på bryggan som förbinder de "flexibla" och "styva" delarna av stödet, kan mätas med hjälp av lämpliga sensorer i maskinens mätsystem. På grund av avsaknaden av en metod för att beräkna den tvärgående styvheten hos sådana stöd, med hänsyn till djupet h på det P-formade spåret, bredden t på bron, samt tjockleken på stödet r (se figur 3.10), bestäms dessa konstruktionsparametrar vanligtvis experimentellt av utvecklare.

Fig. 3.10. Skiss av hårt lagerstöd för balanseringsmaskin

Fotografier som visar olika utföranden av sådana stöd, tillverkade för våra kunders egna maskiner, presenteras i figur 3.11 och 3.12. Genom att sammanfatta data från flera av våra kunder som är maskintillverkare kan krav på stödens tjocklek, som är satta för maskiner av olika storlekar och lastkapaciteter, formuleras. Till exempel, för maskiner avsedda att balansera rotorer som väger från 0,1 till 50-100 kg, kan stödets tjocklek vara 20 mm.

Fig. 3.11. Hårda lagerstöd för balanseringsmaskin, tillverkade av A. Sinitsyn

Fig. 3.12. Hårt lagerstöd för balanseringsmaskin, tillverkat av D. Krasilnikov

För maskiner med en balanserad rotormassa som inte överstiger 300-500 kg kan stödets tjocklek ökas till 30-40 mm, och för maskiner konstruerade för balansering av rotorer med maximala massor från 1000 till 3000 kg kan stödets tjocklek nå 50-60 mm eller mer. Som analysen av de dynamiska egenskaperna hos ovan nämnda stöd visar, överstiger deras naturliga vibrationsfrekvenser, mätta i tvärplanet (mätplanet för relativa deformationer av de "flexibla" och "stela" delarna), vanligtvis 100 Hz eller mer. De naturliga vibrationsfrekvenserna för hårda lagerstöd i frontplanet, mätta i den riktning som sammanfaller med den balanserade rotorns rotationsaxel, är vanligtvis betydligt lägre. Och det är dessa frekvenser som i första hand bör beaktas vid bestämning av den övre gränsen för driftsfrekvensområdet för roterande rotorer balanserade på maskinen. Som nämnts ovan kan bestämningen av dessa frekvenser utföras med den stötexciteringsmetod som beskrivs i avsnitt 3.1.

3.2. Stödenheter för balanseringsmaskiner

3.2.1. Huvudtyper av stödjande enheter

Vid tillverkning av balanseringsmaskiner med både hård och mjuk lagring kan följande välkända typer av stödanordningar rekommenderas, som används för installation och rotation av balanserade rotorer på stöd, inklusive:

• Prismatiska stödanordningar;
• Stöd av enheter med roterande rullar;
• Stödanordningar för spindel.

3.2.1.1. Prismatiska stödenheter

Dessa enheter, med olika designalternativ, installeras vanligtvis på stöd till små och medelstora maskiner, på vilka rotorer med massor som inte överstiger 50-100 kg kan balanseras. Ett exempel på den enklaste versionen av en prismatisk stödenhet presenteras i figur 3.13. Denna stödenhet är tillverkad av stål och används på en turbinbalanseringsmaskin. Ett antal tillverkare av små och medelstora balanseringsmaskiner föredrar att använda icke-metalliska material (dielektriska material), såsom textolit, fluoroplast, kaprolon etc., när de tillverkar prismatiska stödenheter.

3.13. Utförandevariant av prismatisk stödenhet, som används på en balanseringsmaskin för bilturbiner

Liknande stödanordningar (se figur 3.8 ovan) implementeras till exempel av G. Glazov i hans maskin, som också är avsedd för balansering av bilturbiner. Den ursprungliga tekniska lösningen för den prismatiska stödanordningen, tillverkad av fluoroplast (se figur 3.14), föreslås av LLC "Technobalance".

Bild 3.14. Prismatiskt stödaggregat från LLC "Technobalance""

Denna specifika stödanordning är utformad med hjälp av två cylindriska hylsor 1 och 2, monterade i vinkel mot varandra och fixerade på stödaxlar. Den balanserade rotorn är i kontakt med hylsornas ytor längs cylindrarnas genereringslinjer, vilket minimerar kontaktytan mellan rotoraxeln och stödet, vilket följaktligen minskar friktionskraften i stödet. Vid behov, i händelse av slitage eller skada på stödytan i området för dess kontakt med rotoraxeln, tillhandahålls möjligheten till slitagekompensation genom att rotera hylsan runt sin axel med en viss vinkel. Det bör noteras att vid användning av stödanordningar tillverkade av icke-metalliska material är det nödvändigt att tillhandahålla den strukturella möjligheten att jorda den balanserade rotorn till maskinhuset, vilket eliminerar risken för kraftiga statiska elektricitetsladdningar som uppstår under drift. Detta bidrar för det första till att minska elektriska störningar som kan påverka maskinens mätsystems prestanda, och för det andra eliminerar risken för att personal påverkas av statisk elektricitet.

3.2.1.2. Montering av rullstöd

Dessa enheter installeras vanligtvis på stöd till maskiner konstruerade för att balansera rotorer med massor som överstiger 50 kg eller mer. Deras användning minskar friktionskrafterna i stöden avsevärt jämfört med prismatiska stöd, vilket underlättar rotationen av den balanserade rotorn. Som ett exempel visar figur 3.15 en designvariant av en stödenhet där rullar används för positionering av produkten. I denna design används standardrullager som rullar 1 och 2, vars ytterringar roterar på stationära axlar fixerade i maskinens stöd 3. Figur 3.16 visar en skiss av en mer komplex design av en rullstödenhet som implementerats i deras projekt av en av de egentillverkade tillverkarna av balanseringsmaskiner. Som framgår av ritningen är ett par rullager 1 och 2 installerade i rullkroppen 3 för att öka rullens (och följaktligen hela stödkonstruktionens) lastkapacitet. Det praktiska genomförandet av denna konstruktion, trots alla dess uppenbara fördelar, verkar vara en ganska komplex uppgift, förknippad med behovet av oberoende tillverkning av rullkroppen 3, vilket ställs med mycket höga krav på geometrisk noggrannhet och materialets mekaniska egenskaper.

Fig. 3.15. Exempel på utformning av rullstödsenhet

Fig. 3.16. Exempel på utformning av rullstödsenhet med två rullningslager

Figur 3.17 visar en designvariant av en självjusterande rullstödanordning utvecklad av specialisterna på LLC "Technobalance". I denna design uppnås rullarnas självjusterande förmåga genom att ge dem ytterligare två frihetsgrader, vilket gör att rullarna kan göra små vinkelrörelser runt X- och Y-axlarna. Sådana stödanordningar, som säkerställer hög precision vid installation av balanserade rotorer, rekommenderas vanligtvis för användning på stöd för tunga balanseringsmaskiner.

Fig. 3.17. Exempel på utformning av självjusterande rullstödsenhet

Som tidigare nämnts har rullstödsenheter vanligtvis ganska höga krav på precisionstillverkning och styvhet. I synnerhet bör toleranserna för rullarnas radiella avrullning inte överstiga 3-5 mikrometer.

I praktiken uppnås detta inte alltid, inte ens av välkända tillverkare. Till exempel, under författarens testning av den radiella rundgången på en uppsättning nya rullstödenheter, köpta som reservdelar till balanseringsmaskinmodellen H8V, märket "K. Shenk", nådde den radiella rundgången på deras rullar 10-11 mikron.

3.2.1.3. Stödjande enheter för spindel

Vid balansering av rotorer med flänsmontering (t.ex. kardanaxlar) på balanseringsmaskiner används spindlar som stödanordningar för positionering, montering och rotation av de balanserade produkterna.

Spindlar är en av de mest komplexa och kritiska komponenterna i balanseringsmaskiner, med stort ansvar för att uppnå den balanseringskvalitet som krävs.

Teorin och praktiken kring design och tillverkning av spindlar är ganska välutvecklade och återspeglas i en mängd olika publikationer, bland vilka monografin "Detaljer och mekanismer för metallbearbetningsmaskiner" [1], redigerad av Dr. Ingenjör D.N. Reshetov, framstår som den mest användbara och tillgängliga för utvecklare.

Bland de viktigaste kraven som bör beaktas vid konstruktion och tillverkning av balanseringsmaskinspindlar bör följande prioriteras:

a) Tillhandahålla hög styvhet i spindelns struktur som är tillräcklig för att förhindra oacceptabla deformationer som kan uppstå under påverkan av obalanserade krafter från den balanserade rotorn;

b) Säkerställande av stabiliteten hos spindelns rotationsaxelposition, karakteriserad av tillåtna värden för spindelns radiella, axiella och axiella rundgång;

c) Säkerställa korrekt slitstyrka hos spindeltapparna, liksom hos dessas säte och stödytor som används för montering av balanserade produkter.

Det praktiska genomförandet av dessa krav beskrivs i detalj i avsnitt VI "Spindlar och deras stöd" i arbetet [1].

I synnerhet finns det metoder för att verifiera spindelns styvhet och rotationsnoggrannhet, rekommendationer för val av lager, val av spindelmaterial och metoder för dess härdning, samt mycket annan användbar information om detta ämne.

Work [1] noterar att vid konstruktion av spindlar för de flesta typer av verktygsmaskiner för metallskärning används huvudsakligen ett system med två lager.

Ett exempel på konstruktionsvarianten av ett sådant tvålagerssystem som används i fräsmaskinspindlar (detaljer finns i arbetet [1]) visas i fig. 3.18.

Detta system är mycket lämpligt för tillverkning av spindlar till balanseringsmaskiner, av vilka exempel på konstruktionsvarianter visas nedan i figurerna 3.19-3.22.

Fig. 3.18. Skiss av en tvålagrad fräsmaskinsspindel

Figur 3.19 visar en av konstruktionsvarianterna av den ledande spindelenheten i en balanseringsmaskin, roterande på två radiella trycklager, som vart och ett har sitt eget oberoende hölje 1 och 2. En fläns 4, avsedd för flänsmontering av en kardanaxel, och en remskiva 5, som används för att överföra rotation till spindeln från elmotorn med hjälp av en kilremsdrift, är monterade på spindelaxeln 3.

Figur 3.19. Exempel på spindelkonstruktion på två oberoende lagerhållare

Figurerna 3.20 och 3.21 visar två närbesläktade konstruktioner av ledande spindelenheter. I båda fallen är spindellagren monterade i ett gemensamt hus 1, som har ett genomgående axiellt hål som är nödvändigt för montering av spindelaxeln. Vid ingången och utgången av detta hål har huset speciella hål (visas inte i figurerna), utformade för att rymma radiella trycklager (rull- eller kullager) och speciella flänslock 5, som används för att säkra lagrens ytterringar.

Figur 3.20. Exempel 1 på en ledande spindelkonstruktion på två lagerstöd installerade i ett gemensamt hus

Figur 3.21. Exempel 2 på en ledande spindelkonstruktion på två lagerstöd installerade i ett gemensamt hus

Liksom i den tidigare versionen (se fig. 3.19) är en frontplatta 2 installerad på spindelaxeln, avsedd för flänsmontering av drivaxeln, och en remskiva 3, som används för att överföra rotation till spindeln från elmotorn via en remdrift. En lem 4 är också fäst på spindelaxeln, som används för att bestämma spindelns vinkelposition, som används vid installation av test- och korrigeringsvikter på rotorn under balansering.

Figur 3.22. Exempel på utformning av en driven (bakre) spindel

Figur 3.22 visar en konstruktionsvariant av den drivna (bakre) spindelenheten på en maskin, som skiljer sig från den ledande spindeln endast genom avsaknaden av drivskiva och lem, eftersom de inte behövs.

Figur 3.23. Exempel på konstruktionsutförande av en driven (bakre) spindel

Som framgår av Figurerna 3.20 - 3.22De spindelenheter som beskrivs ovan fästs på balanseringsmaskinernas mjuklagerstöd med hjälp av speciella klämmor (spännband) 6. Andra metoder för fastsättning kan också användas vid behov, vilket säkerställer korrekt styvhet och precision vid positionering av spindelenheten på stödet.

Figur 3.23 visar en utformning av flänsmonteringen som liknar den spindel som kan användas för montering på ett hårdlagerstöd i en balanseringsmaskin.

3.2.1.3.4. Beräkning av spindelstyvhet och radiell rundgång

För att bestämma spindelstyvhet och förväntad radiell rundkastning kan formel 3.4 användas (se beräkningsschema i figur 3.24):

var:

• Y - elastisk förskjutning av spindeln vid änden av spindelkonsolen, cm;
• P - beräknad belastning som verkar på spindelkonsolen, kg;
• A - bakre lagerstöd för spindeln;
• B - främre lagerstöd för spindeln;
• g - spindelkonsolens längd, cm;
• c - avstånd mellan spindelns stöd A och B, cm;
• J1 - genomsnittligt tröghetsmoment för spindelsektionen mellan stöden, cm⁴;
• J2 - genomsnittligt tröghetsmoment för spindelkonsolsektionen, cm⁴;
• jB och jA - lagerstyvhet för spindelns främre respektive bakre stöd, kg/cm.

Genom att omvandla formel 3.4, det önskade beräknade värdet av spindelenhetens styvhet jшп kan bestämmas:

Med hänsyn till rekommendationerna i arbetet [1] för medelstora balanseringsmaskiner bör detta värde inte understiga 50 kg/µm.

För beräkning av radiell kastning används formel 3.5:

var:

• ∆ är den radiella rundgången vid spindelkonsolens ände, µm;
• ∆B är det främre spindellagrets radiella rundgång, µm;
• ∆A är det bakre spindellagrets radiella rundgång, µm;
• g är spindelkonsolens längd, cm;
• c är avståndet mellan spindelns stöd A och B, cm.

3.2.1.3.5. Säkerställande av krav på spindelbalans

Spindelaggregaten i balanseringsmaskiner måste vara välbalanserade, eftersom eventuell faktisk obalans kommer att överföras till rotorn som balanseras som ytterligare fel. Vid inställning av tekniska toleranser för spindelns kvarvarande obalans rekommenderas det generellt att precisionsklassen för dess balansering ska vara minst 1-2 klasser högre än den för produkten som balanseras på maskinen.

Med tanke på spindlarnas konstruktionsegenskaper som diskuterats ovan bör balanseringen utföras i två plan.

3.2.1.3.6. Säkerställande av krav på lagerbelastningskapacitet och hållbarhet för spindellager

Vid konstruktion av spindlar och val av lagerstorlekar är det lämpligt att preliminärt bedöma lagrens hållbarhet och belastningskapacitet. Metoden för att utföra dessa beräkningar kan beskrivas i ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Rolling Bearings - Dynamic Load Ratings and Rating Life" [3], såväl som i ett flertal (inklusive digitala) handböcker för rullningslager.

3.2.1.3.7. Säkerställande av krav för godtagbar uppvärmning av spindellager

Enligt rekommendationer från arbetet [1] bör den maximalt tillåtna uppvärmningen av spindellagrens ytterringar inte överstiga 70°C. För att säkerställa högkvalitativ balansering bör dock den rekommenderade uppvärmningen av de yttre ringarna inte överstiga 40 - 45°C.

3.2.1.3.8. Välja typ av remdrift och utformning av drivskiva för spindeln

När man konstruerar drivspindeln till en balanseringsmaskin rekommenderas det att säkerställa dess rotation med hjälp av en flat remdrift. Ett exempel på korrekt användning av en sådan drivning för spindeldrift presenteras i Figurerna 3.20 och 3.23. Det är inte önskvärt att använda kilrems- eller tandremsdrift, eftersom de kan belasta spindeln ytterligare dynamiskt på grund av geometriska felaktigheter i remmarna och remskivorna, vilket i sin tur kan leda till ytterligare mätfel vid balansering. Rekommenderade krav för remskivor för platta drivremmar beskrivs i ISO 17383-73 "Remskivor för platta drivremmar" [4].

Drivskivan skall placeras vid spindelns bakre ände, så nära lagerenheten som möjligt (med minsta möjliga överhäng). Konstruktionsbeslutet för den överhängande placeringen av remskivan, gjordes vid tillverkningen av spindeln som visas i Figur 3.19, kan anses vara misslyckad, eftersom den avsevärt ökar momentet för den dynamiska drivbelastningen som verkar på spindelstöden.

En annan betydande nackdel med denna konstruktion är användningen av en kilremsdrivning, vars tillverknings- och monteringsfelaktigheter också kan vara en källa till oönskad extra belastning på spindeln.

3.3. Säng (ram)

Bädden är balanseringsmaskinens huvudsakliga stödstruktur, på vilken dess huvudelement är baserade, inklusive stödstolparna och drivmotorn. Vid val eller tillverkning av en balanseringsmaskins säng är det nödvändigt att säkerställa att den uppfyller flera krav, inklusive nödvändig styvhet, geometrisk precision, vibrationsmotstånd och slitstyrka hos dess styrningar.

Praxis visar att följande sängalternativ oftast används vid tillverkning av maskiner för eget behov:

• Gjutjärnsbäddar från begagnade metallbearbetningsmaskiner (svarvar, träbearbetningsmaskiner etc.);
• monterade sängar baserade på kanaler, monterade med skruvförband;
• svetsade sängar baserade på kanaler;
• polymerbetongbäddar med vibrationsdämpande beläggningar.

Figur 3.25. Exempel på användning av en begagnad träbearbetningsmaskinsbädd för tillverkning av en maskin för balansering av kardanaxlar.

3.4. Drivningar för balanseringsmaskiner

Analysen av de konstruktionslösningar som våra kunder använder vid tillverkningen av balanseringsmaskiner visar att de huvudsakligen fokuserar på att använda AC-motorer utrustade med frekvensomriktare vid konstruktionen av frekvensomriktarna. Detta tillvägagångssätt möjliggör ett brett spektrum av justerbara rotationshastigheter för de balanserade rotorerna med minimal kostnad. Effekten hos de huvuddrivmotorer som används för att snurra de balanserade rotorerna väljs vanligtvis baserat på massan hos dessa rotorer och kan ungefär vara:

• 0,25–0,72 kW för maskiner konstruerade för balansering av rotorer med en massa ≤ 5 kg;
• 0,72–1,2 kW för maskiner konstruerade för balansering av rotorer med en massa > 5 ≤ 50 kg;
• 1,2–1,5 kW för maskiner konstruerade för balansering av rotorer med en massa > 50 ≤ 100 kg;
• 1,5–2,2 kW för maskiner konstruerade för balansering av rotorer med en massa > 100 ≤ 500 kg;
• 2,2–5 kW för maskiner konstruerade för balansering av rotorer med en massa > 500 ≤ 1000 kg;
• 5–7,5 kW för maskiner konstruerade för balansering av rotorer med en massa > 1000 ≤ 3000 kg.

Dessa motorer skall vara stadigt monterade på maskinbädden eller dess fundament. Före installation på maskinen (eller på installationsplatsen) bör huvuddrivmotorn, tillsammans med remskivan som är monterad på dess utgående axel, balanseras noggrant. För att minska de elektromagnetiska störningar som orsakas av frekvensomriktaren rekommenderas att nätverksfilter installeras på dess in- och utgång. Dessa kan vara standardprodukter som tillhandahålls av tillverkarna av frekvensomriktarna eller hemmagjorda filter tillverkade med ferritringar.

4. Mätsystem för balanseringsmaskiner

De flesta amatörtillverkare av balanseringsmaskiner som kontaktar LLC "Kinematics" (Vibromera) planerar att använda mätsystemen i "Balanset"-serien som tillverkas av vårt företag i sina konstruktioner. Det finns dock också vissa kunder som planerar att tillverka sådana mätsystem självständigt. Därför är det vettigt att diskutera konstruktionen av ett mätsystem för en balanseringsmaskin mer i detalj. Huvudkravet för dessa system är behovet av att tillhandahålla högprecisionsmätningar av amplituden och fasen hos rotationskomponenten i vibrationssignalen, som uppträder vid rotationsfrekvensen för den balanserade rotorn. Detta mål uppnås vanligtvis genom att använda en kombination av tekniska lösningar, inklusive:

• Användning av vibrationsgivare med hög signalomvandlingskoefficient;
• Användning av moderna laserfasvinkelsensorer;
• Skapande (eller användning) av hårdvara som möjliggör förstärkning och digital omvandling av sensorsignaler (primär signalbehandling);
• Implementering av mjukvarubehandling av vibrationssignalen, vilket bör möjliggöra högupplöst och stabil extraktion av vibrationssignalens rotationskomponent, manifesterande vid den balanserade rotorns rotationsfrekvens (sekundär bearbetning).

Nedan betraktar vi kända varianter av sådana tekniska lösningar, implementerade i ett antal välkända balanseringsinstrument.

4.1. Val av vibrationssensorer

I mätsystemen för balanseringsmaskiner kan olika typer av vibrationsgivare (transducers) användas, t.ex:

• Sensorer för vibrationsacceleration (accelerometrar);
• Sensorer för vibrationshastighet;
• Vibrationssensorer för förskjutning;
• Kraftsensorer.

4.1.1. Sensorer för vibrationsacceleration

Bland vibrationsaccelerationssensorer är piezo- och kapacitiva (chip) accelerometrar de mest använda, vilka effektivt kan användas i balanseringsmaskiner av mjuklagertyp. I praktiken är det generellt tillåtet att använda vibrationsaccelerationssensorer med omvandlingskoefficienter (Kpr) som sträcker sig från 10 till 30 mV/(m/s²). I balanseringsmaskiner som kräver särskilt hög balanseringsnoggrannhet är det lämpligt att använda accelerometrar med Kpr som når nivåer på 100 mV/(m/s²) och högre. Som ett exempel på piezoaccelerometrar som kan användas som vibrationssensorer för balanseringsmaskiner visar figur 4.1 piezoaccelerometrarna DN3M1 och DN3M1V6 tillverkade av LLC "Izmeritel".

Bild 4.1. Piezo-accelerometrar DN 3M1 och DN 3M1V6

För att ansluta sådana sensorer till vibrationsmätinstrument och system är det nödvändigt att använda externa eller inbyggda laddningsförstärkare.

Figur 4.2. Kapacitiva accelerometrar AD1 Tillverkade av LLC "Kinematics" (Vibromera)

Det bör noteras att dessa sensorer, som inkluderar de på marknaden allmänt använda korten med kapacitiva accelerometrar ADXL 345 (se figur 4.3), har flera betydande fördelar jämfört med piezoaccelerometrar. De är t.ex. 4 till 8 gånger billigare med liknande tekniska egenskaper. Dessutom behöver man inte använda de kostsamma och känsliga laddningsförstärkare som krävs för piezoaccelerometrar.

I de fall där båda typerna av accelerometrar används i balanseringsmaskinernas mätsystem utförs vanligtvis hårdvaruintegration (eller dubbelintegration) av sensorsignalerna.

Figur 4.2. Kapacitiva accelerometrar AD 1, monterade.

Figur 4.2. Kapacitiva accelerometrar AD1 Tillverkade av LLC "Kinematics" (Vibromera)

Det bör noteras att dessa sensorer, som inkluderar de på marknaden allmänt använda korten med kapacitiva accelerometrar ADXL 345 (se figur 4.3), har flera betydande fördelar jämfört med piezoaccelerometrar. De är t.ex. 4 till 8 gånger billigare med liknande tekniska egenskaper. Dessutom behöver man inte använda de kostsamma och känsliga laddningsförstärkare som krävs för piezoaccelerometrar.

Bild 4.3. Kort med kapacitiv accelerometer ADXL 345.

I detta fall omvandlas den ursprungliga sensorsignalen, som är proportionell mot vibrationsaccelerationen, till en signal som är proportionell mot vibrationshastigheten eller förskjutningen. Förfarandet med dubbel integrering av vibrationssignalen är särskilt relevant när accelerometrar används som en del av mätsystemen för balanseringsmaskiner med låg hastighet, där det lägre rotorrotationsfrekvensområdet under balansering kan nå 120 varv per minut och lägre. Vid användning av kapacitiva accelerometrar i mätsystem för balanseringsmaskiner bör man beakta att deras signaler efter integrering kan innehålla lågfrekventa störningar som uppträder i frekvensområdet 0,5 till 3 Hz. Detta kan begränsa det lägre frekvensområdet för balansering på maskiner som är avsedda att använda dessa sensorer.

4.1.2. Sensorer för vibrationshastighet

4.1.2.1. Induktiva vibrationshastighetsgivare.

Dessa sensorer består av en induktiv spole och en magnetisk kärna. När spolen vibrerar i förhållande till en stationär kärna (eller kärnan i förhållande till en stationär spole) induceras en EMF i spolen, vars spänning är direkt proportionell mot vibrationshastigheten hos det rörliga elementet i sensorn. Omvandlingskoefficienterna (Кпр) för induktiva sensorer är vanligtvis ganska höga och når flera tiotals eller till och med hundratals mV/mm/sek. Omvandlingskoefficienten för Schencks sensor modell T77 är 80 mV/mm/sek och för IRD Mechanalysis sensor modell 544M är den 40 mV/mm/sek. I vissa fall (t.ex. i Schenck balanseringsmaskiner) används speciella högkänsliga induktiva vibrationshastighetssensorer med en mekanisk förstärkare, där Кпр kan överstiga 1000 mV/mm/sek. Om induktiva vibrationshastighetssensorer används i mätsystem för balanseringsmaskiner, kan hårdvaruintegration av den elektriska signal som är proportionell mot vibrationshastigheten också utföras, vilket omvandlar den till en signal som är proportionell mot vibrationsförskjutningen.

Bild 4.4. Modell 544M sensor från IRD Mekananalys.

Bild 4.5. Modell T77 sensor av Schenck

Det bör noteras att på grund av arbetsintensiteten i deras produktion är induktiva vibrationshastighetssensorer ganska knappa och dyra föremål. Därför, trots de uppenbara fördelarna med dessa sensorer, använder amatörtillverkare av balanseringsmaskiner dem mycket sällan.

4.2. Sensorer för fasvinkel

För att synkronisera vibrationsmätningsprocessen med den balanserade rotorns rotationsvinkel används fasvinkelsensorer, såsom laser- (fotoelektriska) eller induktiva sensorer. Dessa sensorer tillverkas i olika utföranden av både inhemska och internationella tillverkare. Prisintervallet för dessa sensorer kan variera avsevärt, från cirka 40 till 200 dollar. Ett exempel på en sådan anordning är fasvinkelsensorn som tillverkas av "Diamex", som visas i figur 4.11.

Figur 4.11: Fasvinkelsensor från "Diamex""

Som ett annat exempel visar figur 4.12 en modell implementerad av LLC "Kinematics" (Vibromera), som använder lasertakometrar av modellen DT 2234C tillverkad i Kina som fasvinkelsensorer. De uppenbara fördelarna med denna sensor är bl.a:

• Ett brett arbetsområde som möjliggör mätning av rotorns rotationsfrekvens från 2,5 till 99 999 varv per minut, med en upplösning på minst ett varv;
• Digital display;
• Enkel inställning av varvräknaren för mätningar;
• Prisvärd och låg marknadskostnad;
• Relativt enkel modifiering för integrering i mätsystemet på en balanseringsmaskin.

Figur 4.12: Laser-drevmätare modell DT 2234C

I vissa fall, när användningen av optiska lasersensorer av någon anledning inte är önskvärd, kan de ersättas med induktiva beröringsfria förskjutningssensorer, såsom den tidigare nämnda ISAN E41A-modellen eller liknande produkter från andra tillverkare.

4.3. Funktioner för signalbehandling i vibrationssensorer

För exakt mätning av amplitud och fas hos vibrationssignalens rotationskomponent i balanseringsutrustning används vanligtvis en kombination av hård- och mjukvaruverktyg. Dessa verktyg möjliggör:

• Bredbandshårdvarufiltrering av sensorns analoga signal;
• Förstärkning av sensorns analoga signal;
• Integrering och/eller dubbel integrering (om nödvändigt) av den analoga signalen;
• Smalbandsfiltrering av den analoga signalen med hjälp av ett spårningsfilter;
• Analog-till-digital omvandling av signalen;
• Synkron filtrering av den digitala signalen;
• Harmonisk analys av den digitala signalen.

4.3.1. Filtrering av bredbandssignaler

Denna procedur är avgörande för att rensa vibrationssensorsignalen från potentiella störningar som kan uppstå både vid den nedre och övre gränsen av enhetens frekvensområde. Det är lämpligt att mätanordningen i en balanseringsmaskin ställer in den nedre gränsen för bandpassfiltret på 2-3 Hz och den övre gränsen på 50 (100) Hz. "Nedre" filtrering hjälper till att undertrycka lågfrekventa brus som kan uppstå vid utgången från olika typer av sensormätförstärkare. "Övre" filtrering eliminerar risken för störningar på grund av kombinationsfrekvenser och potentiella resonanta vibrationer från enskilda mekaniska komponenter i maskinen.

4.3.2. Förstärkning av den analoga signalen från sensorn

Om det finns behov av att öka känsligheten hos balanseringsmaskinens mätsystem kan signalerna från vibrationssensorerna till mätenhetens ingång förstärkas. Både standardförstärkare med konstant förstärkning och flerstegsförstärkare, vars förstärkning kan ändras programmatiskt beroende på den faktiska signalnivån från sensorn, kan användas. Ett exempel på en programmerbar flerstegsförstärkare inkluderar förstärkare implementerade i spänningsmätningskonverterare som E154 eller E14-140 från LLC "L-Card".

4.3.3. Integration

Som tidigare nämnts rekommenderas hårdvaruintegration och/eller dubbelintegration av vibrationssensorsignaler i mätsystem för balanseringsmaskiner. Således kan den ursprungliga accelerometersignalen, som är proportionell mot vibroaccelerationen, omvandlas till en signal som är proportionell mot vibrohastigheten (integration) eller vibroförskjutningen (dubbelintegration). På samma sätt kan vibrohastighetssensorns signal efter integration omvandlas till en signal som är proportionell mot vibroförskjutningen.

4.3.4. Smalbandsfiltrering av den analoga signalen med hjälp av ett spårningsfilter

För att minska störningar och förbättra kvaliteten på vibrationssignalbehandlingen i mätsystemen i balanseringsmaskiner kan smalbandiga spårningsfilter användas. Den centrala frekvensen för dessa filter justeras automatiskt till den balanserade rotorns rotationsfrekvens med hjälp av rotorns varvtalssensorsignal. Moderna integrerade kretsar, såsom MAX263, MAX264, MAX267, MAX268 från "MAXIM", kan användas för att skapa sådana filter.

4.3.5. Analog-till-digital omvandling av signaler

Analog-till-digital-omvandling är en avgörande procedur som säkerställer möjligheten att förbättra kvaliteten på vibrationssignalbehandlingen vid mätning av amplitud och fas. Denna procedur implementeras i alla moderna mätsystem för balanseringsmaskiner. Ett exempel på effektiv implementering av sådana ADC:er inkluderar spänningsmätningskonverterarna av typ E154 eller E14-140 från LLC "L-Card", som används i flera mätsystem för balanseringsmaskiner tillverkade av LLC "Kinematics" (Vibromera). Dessutom har LLC "Kinematics" (Vibromera) erfarenhet av att använda billigare mikroprocessorsystem baserade på "Arduino"-styrenheter, PIC18F4620-mikrokontrollern från "Microchip" och liknande enheter.

4.1.2.2. Vibrationshastighetssensorer baserade på piezoelektriska accelerometrar

En sensor av denna typ skiljer sig från en vanlig piezoelektrisk accelerometer genom att ha en inbyggd laddningsförstärkare och integrator i sitt hölje, vilket gör att den kan mata ut en signal proportionell mot vibrationshastigheten. Till exempel visas piezoelektriska vibrationshastighetssensorer tillverkade av inhemska tillverkare (företaget ZETLAB och LLC "Vibropribor") i figur 4.6 och 4.7.

Bild 4.6. Modell AV02 sensor från ZETLAB (Ryssland)

Figur 4.7. Modell DVST 2-sensor från LLC "Vibropribor""

Sådana sensorer tillverkas av olika tillverkare (både inhemska och utländska) och används för närvarande i stor utsträckning, särskilt i bärbar vibrationsutrustning. Kostnaden för dessa sensorer är ganska hög och kan uppgå till 20 000 till 30 000 rubel styck, även från inhemska tillverkare.

4.1.3. Sensorer för förskjutning

I mätsystem för balanseringsmaskiner kan även beröringsfria förskjutningssensorer – kapacitiva eller induktiva – användas. Dessa sensorer kan arbeta i statiskt läge, vilket möjliggör registrering av vibrationsprocesser från 0 Hz. Deras användning kan vara särskilt effektiv vid balansering av lågvarviga rotorer med rotationshastigheter på 120 rpm och lägre. Omvandlingskoefficienterna för dessa sensorer kan nå 1000 mV/mm och högre, vilket ger hög noggrannhet och upplösning vid mätning av förskjutning, även utan ytterligare förstärkning. En uppenbar fördel med dessa sensorer är deras relativt låga kostnad, som för vissa inhemska tillverkare inte överstiger 1000 rubel. Vid användning av dessa sensorer i balanseringsmaskiner är det viktigt att beakta att det nominella arbetsavståndet mellan sensorns känsliga element och ytan på det vibrerande objektet begränsas av sensorspolens diameter. Till exempel, för sensorn som visas i figur 4.8, modell ISAN E41A från "TEKO", är det angivna arbetsavståndet vanligtvis 3,8 till 4 mm, vilket möjliggör mätning av förskjutning av det vibrerande objektet i intervallet ±2,5 mm.

Figur 4.8. Induktiv förskjutningssensor Induktiv förskjutningssensor modell ISAN E41A från TEKO (Ryssland)

4.1.4. Kraftgivare

Som tidigare nämnts används kraftsensorer i de mätsystem som är installerade på balanseringsmaskiner för hårda lager. Dessa sensorer, särskilt på grund av deras enkla tillverkning och relativt låga kostnad, är vanligen piezoelektriska kraftsensorer. Exempel på sådana givare visas i figurerna 4.9 och 4.10.

Bild 4.9. Kraftsensor SD 1 från Kinematika LLC

Figur 4.10: Kraftsensor för balanseringsmaskiner för fordon, såld av "STO Market""

Kraftgivare med trådtöjningsgivare, som tillverkas av ett stort antal inhemska och utländska tillverkare, kan också användas för att mäta relativa deformationer i stöden på balanseringsmaskiner för hårda lager.

4.4. Funktionsschema för mätsystemet i balanseringsmaskinen "Balanset 2""

Mätsystemet "Balanset 2" representerar ett modernt tillvägagångssätt för att integrera mät- och beräkningsfunktioner i balanseringsmaskiner. Systemet tillhandahåller automatisk beräkning av korrektionsvikter med hjälp av influenskoefficientmetoden och kan anpassas för olika maskinkonfigurationer.

Funktionsschemat inkluderar signalkonditionering, analog-till-digital-omvandling, digital signalbehandling och automatiska beräkningsalgoritmer. Systemet kan hantera både tvåplans- och flerplansbalanseringsscenarier med hög precision.

4.5. Beräkning av parametrar för korrektionsvikter som används vid rotorbalansering

Beräkningen av korrigeringsvikter baseras på influenskoefficientmetoden, som avgör hur rotorn reagerar på testvikter i olika plan. Denna metod är grundläggande för alla moderna balanseringssystem och ger noggranna resultat för både styva och flexibla rotorer.

4.5.1. Uppgiften att balansera dubbelstödda rotorer och metoder för att lösa den

För rotorer med dubbla stöd (den vanligaste konfigurationen) innebär balanseringsuppgiften att man bestämmer två korrigeringsvikter – en för varje korrigeringsplan. Influenskoefficientmetoden använder följande metod:

1. Initial mätning (körning 0): Mät vibrationer utan provvikter
2. Första provkörning (körning 1): Lägg till känd testvikt till plan 1, mät responsen
3. Andra provkörningen (körning 2): Flytta provvikten till plan 2, mät responsen
4. Beräkning: Programvaran beräknar permanenta korrigeringsvikter baserat på uppmätta svar

Den matematiska grunden innebär att lösa ett system av linjära ekvationer som relaterar provvikternas inverkan till de erforderliga korrigeringarna i båda planen samtidigt.

Figurerna 3.26 och 3.27 visar exempel på användning av svarvbäddar, baserade på vilka en specialiserad hårdlagrad maskin för balansering av skruvar och en universell mjuklagrad balanseringsmaskin för cylindriska rotorer tillverkades. För DIY-tillverkare gör sådana lösningar det möjligt att skapa ett styvt stödsystem för balanseringsmaskinen med minimal tid och kostnad, på vilket stödstativ av olika typer (både hårdlagrade och mjuklagrade) kan monteras. Tillverkarens huvuduppgift i det här fallet är att säkerställa (och vid behov återställa) den geometriska precisionen hos de maskinstyrningar som stödstativen ska baseras på. Vid DIY-produktion används vanligtvis finskrapning för att återställa den geometriska noggrannhet som krävs för styrningarna.

Figur 3.28 visar en version av en monterad säng tillverkad av två kanaler. Vid tillverkningen av denna säng används löstagbara skruvförband som gör att deformationen av sängen kan minimeras eller helt elimineras under monteringen utan ytterligare tekniska åtgärder. För att säkerställa korrekt geometrisk noggrannhet hos styrningarna i den specificerade sängen kan mekanisk bearbetning (slipning, finfräsning) av de övre flänsarna på de använda kanalerna krävas.

Figurerna 3.29 och 3.30 presentera varianter av svetsade sängar, även gjorda av två kanaler. Tillverkningstekniken för sådana sängar kan kräva en rad ytterligare operationer, såsom värmebehandling för att lindra inre spänningar som uppstår vid svetsning. För att säkerställa korrekt geometrisk noggrannhet hos styrningarna i svetsade sängar bör man, precis som för monterade sängar, planera mekanisk bearbetning (slipning, finfräsning) av de övre flänsarna på de kanaler som används.

4.5.2. Metodik för dynamisk balansering av flerbärande rotorer

Rotorer med flera stöd (tre eller fyra lagerpunkter) kräver mer komplexa balanseringsprocedurer. Varje stödpunkt bidrar till det övergripande dynamiska beteendet, och korrigeringen måste ta hänsyn till interaktioner mellan alla plan.

Metoden utökar tvåplansmetoden genom att:

• Mätning av vibrationer vid alla stödpunkter
• Använda flera provviktspositioner
• Lösa större system av linjära ekvationer
• Optimering av korrektionsviktfördelning

För kardanaxlar och liknande långa rotorer uppnår denna metod vanligtvis kvarvarande obalansnivåer motsvarande ISO-kvalitetsgraderna G6.3 eller bättre.

4.5.3. Kalkylatorer för balansering av flerbärande rotorer

Specialiserade beräkningsalgoritmer har utvecklats för rotorkonfigurationer med tre och fyra stöd. Dessa kalkylatorer är implementerade i Balanset-4-programvaran och kan hantera komplexa rotorgeometrier automatiskt.

Kalkylatorerna tar hänsyn till:

• Variabel stödstyvhet
• Korskoppling mellan korrigeringsplan
• Optimering av viktplacering för tillgänglighet
• Verifiering av beräknade resultat

5. Rekommendationer för kontroll av balanseringsmaskiners funktion och noggrannhet

Noggrannheten och tillförlitligheten hos en balanseringsmaskin beror på många faktorer, inklusive den geometriska noggrannheten hos dess mekaniska komponenter, dynamiska egenskaper hos stöden och mätsystemets driftskapacitet. Regelbunden verifiering av dessa parametrar säkerställer en jämn balanseringskvalitet och hjälper till att identifiera potentiella problem innan de påverkar produktionen.

5.1. Kontroll av maskinens geometriska noggrannhet

Verifiering av geometrisk noggrannhet inkluderar kontroll av stödens uppriktning, styrningarnas parallellitet och spindelaggregatens koncentricitet. Dessa kontroller bör utföras under den initiala installationen och regelbundet under drift för att säkerställa bibehållen noggrannhet.

5.2. Kontroll av maskinens dynamiska egenskaper

Verifiering av dynamiska egenskaper innebär att mäta egenfrekvenser hos stöd och ramkomponenter för att säkerställa att de är korrekt separerade från driftsfrekvenser. Detta förhindrar resonansproblem som kan äventyra balanseringsnoggrannheten.

5.3. Kontroll av mätsystemets funktionsduglighet

Verifieringen av mätsystemet inkluderar sensorkalibrering, verifiering av fasjustering och noggrannhetskontroller av signalbehandlingen. Detta säkerställer tillförlitlig mätning av vibrationsamplitud och fas vid alla driftshastigheter.

5.4. Kontroll av noggrannhetsegenskaper enligt ISO 20076-2007

ISO 20076-2007 tillhandahåller standardiserade procedurer för att verifiera balanseringsmaskiners noggrannhet med hjälp av kalibrerade testrotorer. Dessa procedurer hjälper till att validera maskinens prestanda mot internationellt erkända standarder.

Litteratur

1. Reshetov DN (redaktör). "Detaljer och mekanismer för metallbearbetningsmaskiner." Moskva: Mashinostroenie, 1972.
2. Kellenberger W. "Spiralslipning av cylindriska ytor." Maskiner, 1963.
3. ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Rullningslager - Dynamiska belastningsvärden och nominell livslängd.""
4. ISO 17383-73 "Remskivor för platta drivremmar.""
5. ISO 1940-1-2007 "Vibration. Krav för balanskvaliteten hos styva rotorer.""
6. ISO 20076-2007 "Verifiering av noggrannhet i balanseringsmaskiner.""