1. Вступ

(Чому виникла потреба написати цю роботу?)

Аналіз структури споживання балансувальних пристроїв виробництва ТОВ "Кінематика" (Вібромера) показує, що близько 301ТП3Т з них закуповується для використання в якості стаціонарних вимірювально-обчислювальних систем для балансувальних верстатів та/або стендів. Можна виділити дві групи споживачів (замовників) нашого обладнання.

До першої групи належать підприємства, які спеціалізуються на серійному виробництві балансувальних верстатів і продажі їх зовнішнім замовникам. На цих підприємствах працюють висококваліфіковані фахівці з глибокими знаннями і великим досвідом проектування, виробництва та експлуатації різних типів балансувальних верстатів. Проблеми, які виникають при взаємодії з цією групою споживачів, найчастіше пов'язані з адаптацією наших вимірювальних систем і програмного забезпечення до існуючих або знову розроблюваних верстатів, без вирішення питань їх конструктивного виконання.

Другу групу складають споживачі, які розробляють і виготовляють верстати (стенди) для власних потреб. Такий підхід здебільшого пояснюється бажанням незалежних виробників зменшити власні виробничі витрати, які в деяких випадках можуть знижуватися в два-три рази і більше. Ця група споживачів часто не має належного досвіду у створенні верстатів і, як правило, покладається у своїй роботі на здоровий глузд, інформацію з інтернету та будь-які доступні аналоги.

Взаємодія з ними викликає багато питань, які, крім додаткової інформації про вимірювальні системи балансувальних верстатів, охоплюють широке коло питань, пов'язаних з конструктивним виконанням верстатів, способами їх установки на фундамент, вибором приводів, досягненням належної точності балансування і т.д.

Враховуючи значний інтерес, який виявляє велика група наших споживачів до питань самостійного виготовлення балансувальних верстатів, фахівці ТОВ "Кінематика" (Вібромера) підготували збірку з коментарями та рекомендаціями щодо найчастіших запитань.

2. Типи балансувальних верстатів (стендів) та їх конструктивні особливості

Балансувальна машина — це технологічний пристрій, призначений для усунення статичного або динамічного дисбалансу роторів різного призначення. Вона містить механізм, який розганяє збалансований ротор до заданої частоти обертання, та спеціалізовану вимірювально-обчислювальну систему, яка визначає маси та розташування коригувальних вантажів, необхідних для компенсації дисбалансу ротора.

Конструкція механічної частини машини зазвичай складається з рами, на якій встановлені опорні стійки (підшипники). Вони використовуються для кріплення збалансованого виробу (ротора) та включають привід, призначений для обертання ротора. Під час процесу балансування, який виконується під час обертання виробу, датчики вимірювальної системи (тип яких залежить від конструкції машини) реєструють або коливання в підшипниках, або сили в підшипниках.

Отримані таким чином дані дозволяють визначити масу і місця встановлення коригувальних вантажів, необхідних для компенсації дисбалансу.

В даний час найбільш поширеними є два типи конструкцій балансувальних верстатів (стендів):

• Машини з м'якими підшипниками (з гнучкими опорами);
• Верстати з жорсткими підшипниками (з жорсткими опорами).

2.1. Верстати та стенди для м'яких підшипників

Принциповою особливістю балансувальних верстатів (стендів) Soft Bearing є те, що вони мають відносно гнучкі опори, виконані на основі пружинних підвісок, підпружинених кареток, плоских або циліндричних пружинних опор тощо. Власна частота цих опор як мінімум в 2-3 рази нижче частоти обертання збалансованого ротора, встановленого на них. Класичним прикладом конструктивного виконання гнучких опор на м'яких підшипниках є опора верстата моделі DB-50, фотографія якої наведена на рисунку 2.1.

Малюнок 2.1. Опора балансувального верстата моделі DB-50.

Як показано на рисунку 2.1, рухома каретка (повзун) 2 кріпиться до нерухомих стійок 1 опори за допомогою підвіски на стрічкових пружинах 3. Під дією відцентрової сили, викликаної дисбалансом ротора, встановленого на опорі, каретка (повзун) 2 може здійснювати горизонтальні коливання відносно нерухомої стійки 1, які вимірюються за допомогою датчика вібрації.

Конструктивне виконання цієї опори забезпечує досягнення низької власної частоти коливань каретки, яка може становити близько 1-2 Гц. Це дозволяє здійснювати балансування ротора в широкому діапазоні частот його обертання, починаючи з 200 об/хв. Ця особливість, поряд з відносною простотою виготовлення таких опор, робить дану конструкцію привабливою для багатьох наших споживачів, які виготовляють балансувальні верстати для власних потреб різного призначення.

Рисунок 2.2. М'яка опора підшипника балансувального верстата, виробництва ТОВ "Полімер", Махачкала

На рисунку 2.2 показано фотографію балансувального верстата для м'яких підшипників з опорами з пружин підвіски, виготовленого для власних потреб на ТОВ "Полімер" у Махачкалі. Верстат призначений для балансування роликів, що використовуються у виробництві полімерних матеріалів.

Рисунок 2.3 представлено фотографію балансувального верстата з аналогічною стрічковою підвіскою для каретки, призначеного для балансування спеціалізованих інструментів.

Рисунки 2.4.a та 2.4.b показують фотографії саморобного верстата Soft Bearing для балансування приводних валів, опори якого також виготовлені з використанням стрічкових підвісних пружин.

Рисунок 2.5 представлено фотографію верстата з м'якими підшипниками, призначеного для балансування турбокомпресорів, з опорами його кареток, також підвішеними на стрічкових пружинах. Верстат, виготовлений для приватного використання А. Шахгуняном (Санкт-Петербург), оснащений вимірювальною системою "Balanset 1".

За даними виробника (див. рис. 2.6), цей верстат забезпечує можливість балансування турбін із залишковим дисбалансом, що не перевищує 0,2 г*мм.

Малюнок 2.3. М'який підшипниковий верстат для балансування інструментів з опорною підвіскою на стрічкових пружинах

Рисунок 2.4.a. Верстат з м'яким підшипником для балансування приводних валів (верстат у зборі)

Рисунок 2.4.b. Верстат з м'яким підшипником для балансування приводних валів з опорами каретки, підвішеними на стрічкових пружинах. (Провідна опора шпинделя з пружинною підвіскою)

Рисунок 2.5. М'якопідшипниковий верстат для балансування турбокомпресорів з опорами на стрічкових пружинах виробництва А. Шахгуняна (Санкт-Петербург)

Рисунок 2.6. Знімок екрана вимірювальної системи 'Balanset 1', що показує результати балансування ротора турбіни на машині А. Шахгуняна

Крім класичного варіанту опор балансувальних верстатів Soft Bearing, розглянутого вище, широкого поширення набули й інші конструктивні рішення.

Рисунок 2.7 та 2.8 представлені фотографії балансувальних верстатів для карданних валів, опори яких виготовлені на основі плоских (тарілчастих) пружин. Ці верстати були виготовлені для власних потреб приватного підприємства "Дергачева" та ТОВ "Таткардан" ("Кінетика-М") відповідно.

Балансувальні машини для м'яких підшипників з такими опорами часто відтворюються виробниками-аматорами через їхню відносну простоту та технологічність. Ці прототипи, як правило, є або машинами серії VBRF від "K. Schenck", або аналогічними машинами вітчизняного виробництва.

Верстати, показані на рисунках 2.7 і 2.8, призначені для балансування двоопорних, триопорних і чотириопорних карданних валів. Вони мають схожу конструкцію, в тому числі:

• зварна рама 1, що базується на двох двотаврових балках, з'єднаних між собою поперечними ребрами;
• стаціонарна (передня) опора шпинделя 2;
• рухома (задня) опора шпинделя 3;
• одна або дві рухомі (проміжні) опори 4. На опорах 2 і 3 розміщені шпиндельні вузли 5 і 6, призначені для кріплення збалансованого приводного валу 7 на верстаті.

Рисунок 2.7. Верстат з м'якими підшипниками для балансування карданних валів приватного підприємства "Дергачева" з опорами на плоских (тарілчастих) пружинах

Рисунок 2.8. Верстат з м'якими підшипниками для балансування карданних валів виробництва ТОВ "Таткардан" ("Кінетика-М") з опорами на плоских пружинах

На всіх опорах встановлені датчики вібрації 8, які використовуються для вимірювання поперечних коливань опор. Ведучий шпиндель 5, встановлений на опорі 2, обертається електродвигуном через пасову передачу.

Рисунки 2.9.a та 2.9.b показують фотографії опори балансувального верстата, яка базується на плоских пружинах.

Малюнок 2.9. Опора балансувального верстата з м'якими підшипниками з плоскими пружинами

• а) Вид збоку;
• б) Вид спереду

З огляду на те, що самодіяльні виробники часто використовують такі опори у своїх конструкціях, корисно розглянути особливості їхньої побудови докладніше. Як показано на рисунку 2.9.а, така опора складається з трьох основних компонентів:

• Нижня опорна пластина 1: Для передньої опори шпинделя плита жорстко прикріплена до напрямних; для проміжних опор або задньої опори шпинделя нижня плита виконана у вигляді каретки, яка може переміщатися по напрямних станини.
• Верхня опорна плита 2, на яких встановлені опорні вузли (роликові опори 4, шпинделі, проміжні підшипники і т.д.).
• Дві плоскі пружини 3, з'єднує нижню і верхню підшипникові пластини.

Для запобігання ризику підвищеної вібрації опор під час роботи, яка може виникнути при розгоні або гальмуванні збалансованого ротора, опори можуть містити механізм блокування (див. рис. 2.9.б). Цей механізм складається з жорсткого кронштейна 5, який може бути зачеплений ексцентриковим замком 6, з'єднаним з однією з плоских пружин опори. Коли замок 6 і кронштейн 5 зачеплені, опора блокується, усуваючи ризик підвищеної вібрації при прискоренні і гальмуванні.

При проектуванні опор, виконаних з плоскими (пластинчастими) пружинами, виробник машини повинен оцінити частоту їх власних коливань, яка залежить від жорсткості пружин і маси збалансованого ротора. Знання цього параметра дозволяє конструктору свідомо вибирати діапазон робочих частот обертання ротора, уникаючи небезпеки резонансних коливань опор при балансуванні.

Рекомендації щодо розрахунку та експериментального визначення власних частот коливань опор, а також інших компонентів балансувальних верстатів розглянуті в розділі 3.

Як зазначалося раніше, простота і технологічність конструкції опори з використанням плоских (пластинчастих) пружин приваблює самодіяльних розробників балансувальних верстатів різного призначення, в тому числі верстатів для балансування колінчастих валів, роторів автомобільних турбокомпресорів і т.д.

Як приклад, на рисунках 2.10.а та 2.10.б представлено загальний ескіз верстата, призначеного для балансування роторів турбокомпресора. Цей верстат був виготовлений та використовується для власних потреб на ТОВ "СураТурбо" в Пензі.

2.10.a. Верстат для балансування роторів турбокомпресора (вид збоку)

2.10.b. Верстат для балансування роторів турбокомпресора (вигляд з боку передньої опори)

Крім розглянутих раніше балансувальних верстатів Soft Bearing, іноді створюють відносно прості стенди Soft Bearing. Такі стенди дозволяють проводити якісне балансування роторних механізмів різного призначення з мінімальними витратами.

Нижче розглянуто кілька таких стендів, побудованих на основі плоскої пластини (або рами), встановленої на циліндричні пружини стиску. Ці пружини зазвичай вибираються таким чином, щоб власна частота коливань пластини з встановленим на ній збалансованим механізмом була в 2-3 рази нижчою за частоту обертання ротора цього механізму під час балансування.

Рисунок 2.11 показано фото стенду для балансування абразивних кругів, виготовленого для власного виробництва П. Ашаріним.

Рисунок 2.11. Стенд для балансування абразивних кругів

Стенд складається з таких основних компонентів:

• Тарілка 1встановлений на чотирьох циліндричних пружинах 2;
• Електродвигун 3ротор якого також виконує функцію шпинделя, на якому закріплена оправка 4, що служить для установки і закріплення абразивного круга на шпинделі.

Ключовою особливістю цього стенду є наявність імпульсного датчика 5 кута повороту ротора електродвигуна, який використовується у складі вимірювальної системи стенду ("Balanset 2C") для визначення кутового положення зняття коригувальної маси з абразивного круга.

Рисунок 2.12 зображено фотографію стенду, що використовується для балансування вакуумних насосів. Цей стенд був розроблений на замовлення ВАТ "Вимірювальний завод".

Рисунок 2.12. Стенд для балансування вакуумних насосів виробництва ВАТ "Вимірювальний завод"

В основі цього стенду також використані Тарілка 1встановлених на циліндричних пружинах 2. На плиті 1 встановлено вакуумний насос 3, який має власний електропривод, здатний змінювати частоту обертання в широкому діапазоні від 0 до 60 000 об/хв. На корпусі насоса встановлені датчики вібрації 4, які використовуються для вимірювання вібрацій в двох різних перерізах на різній висоті.

Для синхронізації процесу вимірювання вібрації з кутом повороту ротора насоса на стенді використовується лазерний датчик фазового кута 5. Незважаючи на, здавалося б, спрощену зовнішню конструкцію таких стендів, він дозволяє досягти дуже якісного балансування робочого колеса насоса.

Наприклад, на субкритичних частотах обертання залишковий дисбаланс ротора насоса відповідає вимогам, встановленим для класу якості балансування G0.16 згідно з ISO 1940-1-2007 "Вібрація. Вимоги до якості балансування жорстких роторів. Частина 1. Визначення допустимого дисбалансу"."

Залишкова вібрація корпусу насоса, що досягається під час балансування при швидкості обертання до 8 000 об/хв, не перевищує 0,01 мм/сек.

Балансувальні стенди, виготовлені за описаною вище схемою, також ефективні для балансування інших механізмів, наприклад, вентиляторів. Приклади стендів, призначених для балансування вентиляторів, показані на рисунках 2.13 і 2.14.

Рисунок 2.13. Стенд для балансування крильчаток вентиляторів

Якість балансування вентиляторів, що досягається на таких стендах, досить висока. За словами фахівців ТОВ "Атлант-проект", на стенді, розробленому ними на основі рекомендацій ТОВ "Кінематика" (див. рис. 2.14), рівень залишкової вібрації, досягнутий при балансуванні вентиляторів, становив 0,8 мм/с. Це більш ніж утричі краще за допуск, встановлений для вентиляторів категорії BV5 згідно з ISO 31350-2007 "Вібрація. Промислові вентилятори. Вимоги до створюваної вібрації та якості балансування"."

Рисунок 2.14. Стенд для балансування робочих коліс вентиляторів вибухобезпечного обладнання ТОВ "Атлант-проект", м. Подольськ

Аналогічні дані, отримані на ВАТ "Завод вентиляторів Ліссант", показують, що такі стенди, що використовуються в серійному виробництві канальних вентиляторів, стабільно забезпечували залишкову вібрацію, що не перевищує 0,1 мм/с.

2.2. Верстати з жорсткими підшипниками

Балансувальні верстати на жорстких підшипниках відрізняються від раніше розглянутих верстатів на м'яких підшипниках конструкцією своїх опор. Їх опори виконані у вигляді жорстких пластин зі складними пазами (вирізами). Власні частоти цих опор значно (як мінімум в 2-3 рази) перевищують максимальну частоту обертання ротора, що балансується на верстаті.

Верстати з жорсткими підшипниками є більш універсальними, ніж верстати з м'якими підшипниками, оскільки вони, як правило, дозволяють якісно балансувати ротори в більш широкому діапазоні їх масових і габаритних характеристик. Важливою перевагою цих верстатів є також те, що вони дозволяють виконувати високоточне балансування роторів при відносно низьких швидкостях обертання, які можуть бути в діапазоні 200-500 об/хв і нижче.

Рисунок 2.15 На рисунку показано фотографію типового балансувального верстата для твердих підшипників виробництва компанії "K. Schenk". З цього рисунка видно, що окремі частини опори, утворені складними пазами, мають різну жорсткість. Під впливом сил дисбалансу ротора це може призвести до деформацій (зміщень) одних частин опори відносно інших. (На рисунку 2.15 жорсткіша частина опори виділена червоною пунктирною лінією, а її відносно податлива частина - синім кольором).

Для вимірювання зазначених відносних деформацій в машинах з жорсткими підшипниками можуть використовуватися або датчики сили, або високочутливі датчики вібрації різних типів, включаючи безконтактні датчики вібраційного переміщення.

Рисунок 2.15. Балансувальний верстат для твердих підшипників від "К. Шенка""

Як показує аналіз запитів, отриманих від замовників на інструменти серії "Balanset", інтерес до виробництва балансувальних верстатів для власного використання постійно зростає. Цьому сприяє широке поширення рекламної інформації про конструктивні особливості вітчизняних балансувальних верстатів, які використовуються виробниками-аматорами як аналоги (або прототипи) для власних розробок.

Розглянемо деякі варіації машин для твердих підшипників, що виготовляються для власних потреб низки споживачів інструментів серії "Balanset".

Рисунки 2.16.a - 2.16.d показано фотографії верстата Hard Bearing, призначеного для балансування карданних валів, виготовленого Н. Об'єдковим (місто Магнітогорськ). Як видно на рис. 2.16.а, верстат складається з жорсткої рами 1, на якій встановлені опори 2 (дві шпиндельні та дві проміжні). Головний шпиндель 3 верстата обертається асинхронним електродвигуном 4 через ремінну передачу. Для керування швидкістю обертання електродвигуна 4 використовується частотний регулятор 6. Верстат оснащений вимірювально-обчислювальною системою 5 "Balanset 4", що включає вимірювальний блок, комп'ютер, чотири датчики сили та датчик фазового кута (датчики на рис. 2.16.а не показані).

Рисунок 2.16.a. Верстат для балансування карданних валів на жорстких підшипниках виробництва Н. Обєдкова (Магнітогорськ)

Рисунок 2.16.b показана фотографія передньої опори верстата з ведучим шпинделем 3, який приводиться в рух, як зазначалося раніше, пасовою передачею від асинхронного електродвигуна 4. Ця опора жорстко закріплена на станині.

Рисунок 2.16.b. Передня (провідна) опора шпинделя.

Рисунок 2.16.c представлено фотографію однієї з двох рухомих проміжних опор верстата. Ця опора спирається на ковзанки 7, що забезпечують її поздовжнє переміщення по напрямних станини. Ця опора включає в себе спеціальний пристрій 8, призначений для установки і регулювання висоти проміжного підшипника збалансованого приводного валу.

Рисунок 2.16.c. Проміжна рухома опора машини

Рисунок 2.16.d показано фотографію задньої (веденої) опори шпинделя, яка, як і проміжні опори, забезпечує рух по напрямних рами верстата.

Рисунок 2.16.d. Задня (привідна) опора шпинделя.

Всі розглянуті вище опори являють собою вертикальні пластини, встановлені на плоскій основі. Пластини мають Т-подібні пази (див. рис. 2.16.d), які поділяють опору на внутрішню частину 9 (більш жорстку) і зовнішню частину 10 (менш жорстку). Різна жорсткість внутрішньої і зовнішньої частин опори може призвести до відносної деформації цих частин під дією сил дисбалансу від збалансованого ротора.

Датчики сили зазвичай використовуються для вимірювання відносної деформації опор в саморобних верстатах. Приклад встановлення датчика сили на опору балансувального верстата з жорстким підшипником показаний на рисунку 2.16.д. Як видно на цьому рисунку, датчик сили 11 притискається до бічної поверхні внутрішньої частини опори болтом 12, який проходить через різьбовий отвір у зовнішній частині опори.

Для забезпечення рівномірного тиску болта 12 по всій площині датчика сили 11 між ним і датчиком розміщена плоска шайба 13.

Рисунок 2.16.d. Приклад встановлення датчика сили на опорі.

Під час роботи машини сили дисбалансу від збалансованого ротора діють через опорні вузли (шпинделі або проміжні підшипники) на зовнішню частину опори, яка починає циклічно рухатися (деформуватися) відносно своєї внутрішньої частини з частотою обертання ротора. В результаті на датчик 11 діє змінна сила, пропорційна силі дисбалансу. Під її впливом на виході датчика сили генерується електричний сигнал, пропорційний величині дисбалансу ротора.

Сигнали від датчиків сили, встановлених на всіх опорах, подаються у вимірювально-обчислювальну систему машини, де використовуються для визначення параметрів коригувальних гир.

Рисунок 2.17.a. представлено фотографію вузькоспеціалізованого верстата для твердих підшипників, що використовується для балансування гвинтових валів. Цей верстат був виготовлений для власного використання на ТОВ "Уфатвердосплав".

Як видно на малюнку, механізм віджиму машини має спрощену конструкцію, яка складається з наступних основних компонентів:

• Зварна рама 1що слугує ліжком;
• Дві стаціонарні опори 2жорстко закріплений на рамі;
• Електродвигун 3який через ремінну передачу 4 приводить в рух збалансований вал (гвинт) 5.

Рисунок 2.17.a. Верстат для балансування гвинтових валів з твердим підшипником, виробництва ТОВ "Уфатвердосплав"

Опорами 2 машини є вертикально встановлені сталеві пластини з Т-подібними прорізами. У верхній частині кожної опори встановлені опорні ролики, виготовлені на підшипниках кочення, на яких обертається збалансований вал 5.

Для вимірювання деформації опор, що виникає під дією дисбалансу ротора, використовуються датчики сили 6 (див. рис. 2.17.б), які встановлені в пазах опор. Ці датчики підключені до приладу "Балансет 1", який використовується на цій машині як вимірювально-обчислювальна система.

Незважаючи на відносну простоту механізму розкручування машини, він дозволяє досить якісно балансувати гвинти, які, як видно на рис. 2.17.а., мають складну гвинтову поверхню.

За даними ТОВ "Уфатвердосплав", на цьому верстаті початковий дисбаланс шнека в процесі балансування зменшився майже в 50 разів.

Рисунок 2.17.b. Верстатна опора з жорстким підшипником для балансування гвинтових валів з датчиком сили

Досягнутий залишковий дисбаланс становив 3552 г*мм (19,2 г на радіусі 185 мм) у першій площині гвинта та 2220 г*мм (12,0 г на радіусі 185 мм) у другій площині. Для ротора масою 500 кг, що працює з частотою обертання 3500 об/хв, цей дисбаланс відповідає класу G6.3 згідно з ISO 1940-1-2007, що відповідає вимогам, викладеним у його технічній документації.

Оригінальну конструкцію (див. рис. 2.18), яка передбачає використання єдиної бази для одночасного встановлення опор для двох балансувальних верстатів Hard Bearing різних розмірів, запропонував С. В. Морозов. До очевидних переваг цього технічного рішення, що дозволяють мінімізувати виробничі витрати виробника, належать:

• Економія виробничих площ;
• Використання одного електродвигуна з частотно-регульованим приводом для керування двома різними машинами;
• Використання однієї вимірювальної системи для роботи двох різних машин.

Рисунок 2.18. Верстат для балансування твердих підшипників ("Тандем"), виробництва С. В. Морозова

3. Вимоги до конструкції основних вузлів і механізмів балансувальних машин

3.1. Підшипники

3.1.1. Теоретичні основи проектування підшипників

У попередньому розділі детально розглянуто основні конструктивні виконання м'яких та твердих опор для балансувальних верстатів. Вирішальним параметром, який конструктори повинні враховувати під час проектування та виготовлення цих опор, є їхні власні частоти коливань. Це важливо, оскільки для розрахунку параметрів коригувальних вантажів вимірювальними та обчислювальними системами машини необхідне вимірювання не лише амплітуди коливань (циклічної деформації) опор, але й фази коливань.

Якщо власна частота опори збігається з частотою обертання збалансованого ротора (резонанс опори), точне вимірювання амплітуди та фази коливань практично неможливе. Це чітко ілюструють графіки, що показують зміни амплітуди та фази коливань опори як функції частоти обертання збалансованого ротора (див. рис. 3.1).

З цих графіків випливає, що при наближенні частоти обертання зрівноваженого ротора до власної частоти коливань опори (тобто, коли відношення fp/fo наближається до 1) відбувається значне зростання амплітуди, пов'язане з резонансними коливаннями опори (див. рис. 3.1.а). Одночасно з цим, з рис. 3.1.б видно, що в зоні резонансу відбувається різка зміна фазового кута ∆F°, яка може досягати до 180°.

Іншими словами, при балансуванні будь-якого механізму в резонансній зоні навіть невеликі зміни частоти його обертання можуть призвести до значної нестабільності результатів вимірювання амплітуди і фази його коливань, що призводить до помилок в розрахунку параметрів коригувальних вантажів і негативно впливає на якість балансування.

Наведені вище графіки підтверджують попередні рекомендації щодо того, що для машин з твердими підшипниками верхня межа робочих частот ротора повинна бути (принаймні) в 2-3 рази нижчою за власну частоту опори. Для машин з м'якими підшипниками нижня межа допустимих робочих частот збалансованого ротора повинна бути (принаймні) в 2-3 рази вищою за власну частоту опори.

Рисунок 3.1. Графіки зміни відносної амплітуди та фази коливань опори балансувального верстата в залежності від зміни частоти обертання.

• Пекло - Амплітуда динамічних коливань опори;
• e = m*r / M - Питомий дисбаланс збалансованого ротора;
• m - Незбалансована маса ротора;
• M - Маса ротора;
• r - Радіус, на якому знаходиться незрівноважена маса на роторі;
• fp - Частота обертання ротора;
• фо - Власна частота коливань опори

З огляду на представлену інформацію, експлуатація машини в резонансній зоні її опор (виділена червоним кольором на рис. 3.1) не рекомендується. Графіки, наведені на рис. 3.1, також демонструють, що при однакових дисбалансах ротора фактичні вібрації опор машини на м'яких підшипниках значно нижчі, ніж ті, що виникають на опорах машини на м'яких підшипниках.

З цього випливає, що датчики, які використовуються для вимірювання вібрацій опор в машинах з жорсткими підшипниками, повинні мати вищу чутливість, ніж в машинах з м'якими підшипниками. Цей висновок добре підтверджується реальною практикою використання датчиків, яка показує, що датчики абсолютної вібрації (віброакселерометри та/або датчики віброшвидкості), які успішно застосовуються в балансувальних верстатах з м'якими опорами, часто не можуть досягти необхідної якості балансування на верстатах з жорсткими опорами.

На цих машинах рекомендується використовувати датчики відносної вібрації, такі як датчики сили або високочутливі датчики переміщення.

3.1.2. Визначення власних частот опор за допомогою розрахункових методів

Проектувальник може виконати наближений (оціночний) розрахунок власної частоти опори fo за формулою 3.1, спрощено розглядаючи її як коливальну систему з одним ступенем вільності, яка (див. рис. 2.19.а) представлена масою M, що коливається на пружині з жорсткістю K.

Маса M, що використовується в розрахунках для симетричного міжопорного ротора, може бути апроксимована формулою 3.2.

де Mo – маса рухомої частини опори в кг; Mr – маса збалансованого ротора в кг; n – кількість опор машини, що беруть участь у балансуванні.

Жорсткість K опори розраховується за формулою 3.3 на основі результатів експериментальних досліджень, які передбачають вимірювання деформації ΔL опори при навантаженні її статичною силою P (див. рис. 3.2.а і 3.2.б).

де ΔL – деформація опори в метрах; P – статична сила в ньютонах.

Величину сили навантаження P можна виміряти за допомогою приладу для вимірювання сили (наприклад, динамометра). Переміщення опори ΔL визначається за допомогою приладу для вимірювання лінійних переміщень (наприклад, стрілочного індикатора).

3.1.3. Експериментальні методи визначення власних частот опор

З огляду на те, що розглянутий вище розрахунок власних частот опор, виконаний спрощеним методом, може призвести до значних похибок, більшість розробників-аматорів воліють визначати ці параметри експериментальними методами. Для цього вони використовують можливості, що надаються сучасними системами вимірювання вібрації балансувальних машин, зокрема приладами серії "Balanset".

3.1.3.1. Визначення власних частот опор методом ударного збудження

Метод ударного збудження є найпростішим і найпоширенішим способом визначення власної частоти коливань опори або будь-якого іншого компонента машини. Він ґрунтується на тому, що при ударному збудженні будь-якого об'єкта, наприклад, дзвону (див. рис. 3.3), його реакція проявляється у вигляді поступово затухаючого вібраційного відгуку. Частота коливального сигналу визначається структурними характеристиками об'єкта і відповідає частоті його власних коливань. Для ударного збудження коливань можна використовувати будь-який важкий інструмент, наприклад, гумову киянку або звичайний молоток.

Рисунок 3.3. Схема ударного збудження для визначення власних частот об'єкта

Маса молотка повинна приблизно становити 10% маси об'єкта, що збуджується. Для фіксації вібраційного відгуку на досліджуваний об'єкт слід встановити датчик вібрації, вісь вимірювання якого повинна співпадати з напрямком ударного збудження. У деяких випадках в якості датчика для сприйняття вібраційного відгуку об'єкта може бути використаний мікрофон від шумоміра.

Вібрації об'єкта перетворюються датчиком на електричний сигнал, який потім надсилається на вимірювальний прилад, наприклад, на вхід аналізатора спектру. Цей прилад реєструє функцію часу та спектр затухання коливального процесу (див. рис. 3.4), аналіз яких дозволяє визначити частоту (частоти) власних коливань об'єкта.

Рисунок 3.5. Інтерфейс програми, що показує графіки часових функцій та спектр затухаючих ударних коливань досліджуваної конструкції

Аналіз спектрального графіка, представленого на рисунку 3.5 (див. нижню частину робочого вікна), показує, що основна складова власних коливань досліджуваної конструкції, визначена відносно осі абсцис графіка, відбувається на частоті 9,5 Гц. Цей метод можна рекомендувати для дослідження власних коливань опор балансувальних верстатів як з м'якими, так і з жорсткими підшипниками.

3.1.3.2. Визначення власних частот опор в режимі вибігу

У деяких випадках власні частоти опор можна визначити, циклічно вимірюючи амплітуду та фазу коливань "на березі". При реалізації цього методу ротор, встановлений на досліджуваній машині, спочатку розганяється до максимальної швидкості обертання, після чого його привід відключається, і частота збурюючої сили, пов'язаної з дисбалансом ротора, поступово зменшується від максимуму до точки зупинки.

У цьому випадку власні частоти опор можна визначити за двома характеристиками:

• За локальним стрибком амплітуди коливань, що спостерігається в резонансних зонах;
• За різкою зміною (до 180°) фази коливань, що спостерігається в зоні стрибка амплітуди.

У пристроях серії "Balanset" режим "Віброметр" ("Balanset 1") або режим "Балансування. Моніторинг" ("Balanset 2C" та "Balanset 4") може використовуватися для виявлення власних частот об'єктів "на березі", що дозволяє проводити циклічні вимірювання амплітуди та фази коливань на частоті обертання ротора.

Крім того, програмне забезпечення "Balanset 1" додатково включає спеціалізований режим "Графіки. Вибіг", який дозволяє будувати графіки зміни амплітуди та фази коливань опори на вибіг як функції зміни частоти обертання, що значно спрощує процес діагностики резонансів.

Слід зазначити, що зі зрозумілих причин (див. розділ 3.1.1) метод визначення власних частот опор на березі може бути використаний лише у випадку дослідження балансувальних машин з м'яким підшипником, де робочі частоти обертання ротора значно перевищують власні частоти опор в поперечному напрямку.

У випадку машин з жорстким підшипником, де робочі частоти обертання ротора, що збуджують коливання опор на березі, значно нижчі за власні частоти опор, використання цього методу практично неможливе.

3.1.4. Практичні рекомендації щодо проектування та виготовлення опор для балансувальних верстатів

3.1.2. Обчислення власних частот опор розрахунковими методами

Розрахунки власних частот опор за розглянутою вище розрахунковою схемою можна виконувати у двох напрямках:

• У поперечному напрямку опор, який збігається з напрямком вимірювання їх вібрацій, викликаних силами дисбалансу ротора;
• В осьовому напрямку, що збігається з віссю обертання збалансованого ротора, встановленого на опорах машини.

Розрахунок власних частот опор у вертикальному напрямку вимагає використання складнішої розрахункової методики, яка (окрім параметрів самої опори та збалансованого ротора) повинна враховувати параметри рами та особливості встановлення машини на фундаменті. У цій публікації цей метод не розглядається. Аналіз формули 3.1 дозволяє дати деякі прості рекомендації, які повинні враховуватися конструкторам машин у їхній практичній діяльності. Зокрема, власну частоту опори можна змінювати, змінюючи її жорсткість та/або масу. Збільшення жорсткості збільшує власну частоту опори, а збільшення маси – зменшує її. Ці зміни мають нелінійну, обернено-квадратичну залежність. Наприклад, подвоєння жорсткості опори збільшує її власну частоту лише в 1,4 раза. Аналогічно, подвоєння маси рухомої частини опори зменшує її власну частоту лише в 1,4 раза.

3.1.4.1. Машини з м'якими підшипниками з плоскими пластинчастими пружинами

Кілька варіантів конструкції опор балансувальних машин, виготовлених з плоскими пружинами, були розглянуті вище в розділі 2.1 та проілюстровані на рисунках 2.7 - 2.9. За нашою інформацією, такі конструкції найчастіше використовуються в машинах, призначених для балансування карданних валів.

Як приклад, розглянемо параметри пружин, що використовуються одним із клієнтів (ТОВ "Рост-Сервіс", Санкт-Петербург) при виготовленні власних опор верстата. Цей верстат призначався для балансування 2-х, 3-х та 4-опорних приводних валів, масою не більше 200 кг. Геометричні розміри пружин (висота * ширина * товщина), що використовуються в опорах ведучого та веденого шпинделів верстата, обраних клієнтом, становили відповідно 300*200*3 мм.

Власна частота ненавантаженої опори, визначена експериментально методом ударного збудження з використанням стандартної вимірювальної системи машини "Balanset 4", становила 11 - 12 Гц. При такій власній частоті коливань опор рекомендована частота обертання збалансованого ротора під час балансування не повинна бути нижчою за 22-24 Гц (1320 – 1440 об/хв).

Геометричні розміри плоских пружин, що використовуються тим самим виробником на проміжних опорах, становили відповідно 200*200*3 мм. Більше того, як показали дослідження, власні частоти цих опор були вищими, сягаючи 13-14 Гц.

На основі результатів випробувань виробникам верстата було рекомендовано вирівняти (зрівняти) власні частоти шпинделя та проміжних опор. Це має полегшити вибір діапазону робочих частот обертання приводних валів під час балансування та уникнути потенційної нестабільності показань вимірювальної системи через потрапляння опор у область резонансних коливань.

Методи регулювання власних частот коливань опор на плоских пружинах очевидні. Такого регулювання можна досягти шляхом зміни геометричних розмірів або форми плоских пружин, що досягається, наприклад, фрезеруванням поздовжніх або поперечних прорізів, які зменшують їхню жорсткість.

Як зазначалося раніше, перевірка результатів такого регулювання може бути проведена шляхом визначення власних частот коливань опор за допомогою методів, описаних у розділах 3.1.3.1 та 3.1.3.2.

Рисунок 3.6 представлено класичний варіант конструкції опори на пласких пружинах, який використовував в одній зі своїх машин А. Синіцин. Як показано на рисунку, опора складається з наступних компонентів:

• Верхня плита 1;
• Дві плоскі пружини 2 і 3;
• Нижня тарілка 4;
• Стопорний кронштейн 5.

Рисунок 3.6. Варіант конструкції опори на плоских пружинах

Верхня плита 1 опори може бути використана для кріплення шпинделя або проміжного підшипника. Залежно від призначення опори, нижня плита 4 може бути жорстко закріплена на напрямних верстата або встановлена на рухомих напрямних, що дозволяє переміщати опору по напрямних. Кронштейн 5 служить для встановлення механізму фіксації опори, що дозволяє надійно зафіксувати її під час розгону і гальмування збалансованого ротора.

Плоскі пружини для опор машин з м'якими підшипниками повинні бути виготовлені з листової пружини або високоякісної легованої сталі. Використання звичайних конструкційних сталей з низькою межею текучості не рекомендується, оскільки вони можуть розвивати залишкову деформацію під статичними та динамічними навантаженнями під час експлуатації, що призводить до зниження геометричної точності машини та навіть до втрати стійкості опори.

Для машин з масою збалансованого ротора, що не перевищує 300 - 500 кг, товщину опори можна збільшити до 30 – 40 мм, а для машин, призначених для балансування роторів з максимальними масами від 1000 до 3000 кг, товщина опори може досягати 50 – 60 мм і більше. Як показує аналіз динамічних характеристик вищезгаданих опор, їх власні частоти коливань, виміряні в поперечній площині (площині вимірювання відносних деформацій "гнучкої" та "жорсткої" частин), зазвичай перевищують 100 Гц і більше. Власні частоти коливань стійок Hard Bearing у фронтальній площині, виміряні в напрямку, що збігається з віссю обертання збалансованого ротора, зазвичай значно нижчі. І саме ці частоти слід в першу чергу враховувати при визначенні верхньої межі робочого діапазону частот для обертових роторів, збалансованих на машині. Як зазначалося вище, визначення цих частот можна виконати методом ударного збудження, описаним у розділі 3.1.

Рисунок 3.7. Верстат для балансування роторів електродвигунів у зборі, розроблений А. Моховим.

Рисунок 3.8. Машина для балансування роторів турбонасосів, розроблена Г. Глазовим (м. Бішкек)

3.1.4.2. М'які підшипникові опори верстатів з підвіскою на стрічкових пружинах

При проектуванні стрічкових пружин, що використовуються для опорних підвісок, слід звернути увагу на вибір товщини і ширини пружинної стрічки, яка, з одного боку, повинна витримувати статичне і динамічне навантаження ротора на опору, а з іншого боку, повинна запобігати можливості виникнення крутильних коливань опорної підвіски, що проявляються у вигляді осьового биття.

Приклади конструктивної реалізації балансувальних машин з використанням стрічкових пружинних підвісок наведено на рисунках 2.1 - 2.5 (див. розділ 2.1), а також на рисунках 3.7 та 3.8 цього розділу.

3.1.4.4. Тверді опори підшипників для машин

Як показує наш великий досвід роботи з клієнтами, значна частина виробників саморобних балансирів останнім часом почали віддавати перевагу машинам з твердими підшипниками та жорсткими опорами. У розділі 2.2, на рисунках 2.16–2.18 зображено фотографії різних конструктивних виконання машин, що використовують такі опори. Типовий ескіз жорсткої опори, розроблений одним із наших клієнтів для їхнього машинобудування, представлено на рис. 3.10. Ця опора складається з плоскої сталевої пластини з П-подібною канавкою, що умовно поділяє опору на "жорстку" та "гнучку" частини. Під впливом сили дисбалансу "гнучка" частина опори може деформуватися відносно її "жорсткої" частини. Величину цієї деформації, що визначається товщиною опори, глибиною канавок та шириною перемички, що з'єднує "гнучку" та "жорстку" частини опори, можна виміряти за допомогою відповідних датчиків вимірювальної системи машини. Через відсутність методу розрахунку поперечної жорсткості таких опор, що враховує глибину h П-подібного паза, ширину t перемички, а також товщину опори r (див. рис. 3.10), ці конструктивні параметри зазвичай визначаються розробниками експериментально.

Для машин з масою збалансованого ротора, що не перевищує 300 - 500 кг, товщину опори можна збільшити до 30 – 40 мм, а для машин, призначених для балансування роторів з максимальними масами від 1000 до 3000 кг, товщина опори може досягати 50 – 60 мм і більше. Як показує аналіз динамічних характеристик вищезгаданих опор, їх власні частоти коливань, виміряні в поперечній площині (площині вимірювання відносних деформацій "гнучкої" та "жорсткої" частин), зазвичай перевищують 100 Гц і більше. Власні частоти коливань стійок Hard Bearing у фронтальній площині, виміряні в напрямку, що збігається з віссю обертання збалансованого ротора, зазвичай значно нижчі. І саме ці частоти слід враховувати в першу чергу при визначенні верхньої межі робочого діапазону частот для обертових роторів, збалансованих на машині.

Малюнок 3.26. Приклад використання вживаної токарної станини для виготовлення верстата з жорстким підшипником для балансування шнеків.

Малюнок 3.27. Приклад використання вживаної токарної станини для виготовлення верстата з м'яким підшипником для балансування валів.

Рисунок 3.28. Приклад виготовлення збірного ліжка з швелерів

Рисунок 3.29. Приклад виготовлення зварної станини з швелерів

Рисунок 3.30. Приклад виготовлення зварного ложа з швелерів

Малюнок 3.31. Приклад станини балансувального верстата з полімербетону

Зазвичай, при виготовленні таких ліжок, їх верхня частина посилюється сталевими вставками, що використовуються як напрямні, на яких базуються опорні стійки балансувального верстата. Останнім часом широкого поширення набули ліжка з полімербетону з віброгасящими покриттями. Ця технологія виготовлення ліжок добре описана в Інтернеті та може бути легко впроваджена виробниками-амортизаторами. Завдяки відносній простоті та низькій вартості виробництва, ці ліжка мають кілька ключових переваг перед своїми металевими аналогами:

• Вищий коефіцієнт демпфування вібраційних коливань;
• Низька теплопровідність, що забезпечує мінімальну теплову деформацію ліжка;
• Підвищена корозійна стійкість;
• Відсутність внутрішніх стресів.

3.1.4.3. Опори верстатів з м'якими підшипниками, виготовлені з використанням циліндричних пружин

Приклад балансувального верстата Soft Bearing, в якому в конструкції опор застосовані циліндричні пружини стиснення, показаний на рисунку 3.9. Основний недолік цього конструктивного рішення пов'язаний з різним ступенем деформації пружин в передній і задній опорах, що виникає при неоднакових навантаженнях на опори під час балансування несиметричних роторів. Це закономірно призводить до перекосу опор і перекосу осі ротора у вертикальній площині. Одним з негативних наслідків цього дефекту може бути виникнення сил, що викликають осьовий зсув ротора під час обертання.

Рис. 3.9. Варіант конструкції м'якої підшипникової опори для балансувальних верстатів з використанням циліндричних пружин.

3.1.4.4. Тверді опори підшипників для машин

Як показує наш великий досвід роботи з клієнтами, значна частина виробників саморобних балансирів останнім часом почали віддавати перевагу машинам з твердими підшипниками та жорсткими опорами. У розділі 2.2, на рисунках 2.16–2.18 зображено фотографії різних конструктивних виконання машин, що використовують такі опори. Типовий ескіз жорсткої опори, розроблений одним із наших клієнтів для їхнього машинобудування, представлено на рис. 3.10. Ця опора складається з плоскої сталевої пластини з П-подібною канавкою, що умовно поділяє опору на "жорстку" та "гнучку" частини. Під впливом сили дисбалансу "гнучка" частина опори може деформуватися відносно її "жорсткої" частини. Величину цієї деформації, що визначається товщиною опори, глибиною канавок та шириною перемички, що з'єднує "гнучку" та "жорстку" частини опори, можна виміряти за допомогою відповідних датчиків вимірювальної системи машини. Через відсутність методу розрахунку поперечної жорсткості таких опор, що враховує глибину h П-подібного паза, ширину t перемички, а також товщину опори r (див. рис. 3.10), ці конструктивні параметри зазвичай визначаються розробниками експериментально.

Рис. 3.10. Ескіз опори жорсткого підшипника для балансувального верстата

Фотографії різних реалізацій таких опор, виготовлених для власних машин наших клієнтів, представлені на рисунках 3.11 та 3.12. Узагальнюючи дані, отримані від кількох наших клієнтів – виробників машин, можна сформулювати вимоги до товщини опор, встановлені для машин різних розмірів та вантажопідйомності. Наприклад, для машин, призначених для балансування роторів вагою від 0,1 до 50-100 кг, товщина опори може становити 20 мм.

Рис. 3.11. Жорсткі підшипникові опори для балансувального верстата, виготовлені А. Сініциним

Рис. 3.12. Жорстка підшипникова опора для балансувального верстата, виготовлена Д. Красильниковим

Для машин з масою збалансованого ротора, що не перевищує 300 - 500 кг, товщину опори можна збільшити до 30 – 40 мм, а для машин, призначених для балансування роторів з максимальними масами від 1000 до 3000 кг, товщина опори може досягати 50 – 60 мм і більше. Як показує аналіз динамічних характеристик вищезгаданих опор, їх власні частоти коливань, виміряні в поперечній площині (площині вимірювання відносних деформацій "гнучкої" та "жорсткої" частин), зазвичай перевищують 100 Гц і більше. Власні частоти коливань стійок Hard Bearing у фронтальній площині, виміряні в напрямку, що збігається з віссю обертання збалансованого ротора, зазвичай значно нижчі. І саме ці частоти слід в першу чергу враховувати при визначенні верхньої межі робочого діапазону частот для обертових роторів, збалансованих на машині. Як зазначалося вище, визначення цих частот можна виконати методом ударного збудження, описаним у розділі 3.1.

3.2. Опорні вузли балансувальних верстатів

3.2.1. Основні типи допоміжних зборів

При виготовленні балансувальних верстатів як з жорсткими, так і з м'якими підшипниками можна рекомендувати наступні відомі типи опорних вузлів, що використовуються для установки і обертання збалансованих роторів на опорах:

• Призматичні опорні вузли;
• Опорні вузли з обертовими роликами;
• Опорні вузли шпинделя.

3.2.1.1. Призматичні опорні вузли

Ці вузли, маючи різні варіанти конструкції, зазвичай встановлюються на опорах малих та середніх машин, на яких можна збалансувати ротори масою, що не перевищує 50 - 100 кг. Приклад найпростішого варіанту призматичного опорного вузла представлено на рисунку 3.13. Цей опорний вузол виготовлений зі сталі та використовується на балансувальній машині турбін. Ряд виробників балансувальних машин малих та середніх розмірів при виготовленні призматичних опорних вузлів віддають перевагу використанню неметалевих матеріалів (діелектриків), таких як текстоліт, фторопласт, капролон тощо.

3.13. Варіант виконання призматичного опорного вузла, що використовується на балансувальному верстаті для автомобільних турбін

Подібні опорні вузли (див. рис. 3.8 вище) реалізовані, наприклад, Г. Глазовим у його машині, також призначеній для балансування автомобільних турбін. Оригінальне технічне рішення призматичного опорного вузла, виготовленого з фторопласту (див. рис. 3.14), запропоновано ТОВ "Технобаланс".

Рис. 3.14. Збірка призматичної опори від ТОВ "Технобаланс"

Цей конкретний опорний вузол утворений за допомогою двох циліндричних втулок 1 та 2, встановлених під кутом одна до одної та закріплених на опорних осях. Збалансований ротор контактує з поверхнями втулок вздовж твірних ліній циліндрів, що мінімізує площу контакту між валом ротора та опорою, відповідно зменшуючи силу тертя в опорі. За необхідності, у разі зносу або пошкодження опорної поверхні в зоні її контакту з валом ротора, забезпечується можливість компенсації зносу шляхом повороту втулки навколо своєї осі на деякий кут. Слід зазначити, що при використанні опорних вузлів з неметалевих матеріалів необхідно передбачити конструктивну можливість заземлення збалансованого ротора до корпусу машини, що виключає ризик виникнення потужних зарядів статичної електрики під час роботи. Це, по-перше, сприяє зменшенню електричних перешкод та збурень, які можуть вплинути на працездатність вимірювальної системи машини, а по-друге, усуває ризик впливу статичної електрики на персонал.

3.2.1.2. Опорні вузли роликів

Ці вузли зазвичай встановлюються на опорах машин, призначених для балансування роторів масою понад 50 кілограмів і більше. Їх використання значно зменшує сили тертя в опорах порівняно з призматичними опорами, що полегшує обертання збалансованого ротора. Як приклад, на рисунку 3.15 показано варіант конструкції опорного вузла, де для позиціонування виробу використовуються ролики. У цій конструкції як ролики 1 і 2 використовуються стандартні підшипники кочення, зовнішні кільця яких обертаються на нерухомих осях, закріплених у корпусі опори машини 3. На рисунку 3.16 зображено ескіз більш складної конструкції опорного вузла роликів, реалізованої у своєму проекті одним із саморобних виробників балансувальних верстатів. Як видно з креслення, для збільшення вантажопідйомності ролика (а отже, і опорного вузла в цілому) у корпусі ролика 3 встановлено пару підшипників кочення 1 та 2. Практична реалізація цієї конструкції, незважаючи на всі її очевидні переваги, видається досить складним завданням, пов'язаним з необхідністю самостійного виготовлення корпусу ролика 3, до якого пред'являються дуже високі вимоги щодо геометричної точності та механічних характеристик матеріалу.

Рис. 3.15. Приклад конструкції вузла опори ролика

Рис. 3.16. Приклад конструкції роликоопорного вузла з двома підшипниками кочення

На рисунку 3.17 представлено варіант конструкції самоцентрувального опорного вузла роликів, розробленого фахівцями ТОВ "Технобаланс". У цій конструкції здатність роликів до самоцентрування досягається шляхом надання їм двох додаткових ступенів свободи, що дозволяють роликам здійснювати невеликі кутові переміщення навколо осей X та Y. Такі опорні вузли, що забезпечують високу точність встановлення збалансованих роторів, зазвичай рекомендуються для використання на опорах важких балансувальних верстатів.

Рис. 3.17. Приклад конструкції самовирівнювального роликового опорного вузла

Як згадувалося раніше, до роликових опорних вузлів зазвичай висуваються досить високі вимоги щодо точності виготовлення та жорсткості. Зокрема, допуски на радіальне биття роликів не повинні перевищувати 3-5 мкм.

На практиці цього не завжди вдається досягти навіть відомим виробникам. Наприклад, під час авторських випробувань радіального биття комплекту нових вузлів опори роликів, придбаних як запасні частини для балансувального верстата моделі H8V марки "K. Shenk", радіальне биття їх роликів досягло 10-11 мкм.

3.2.1.3. Опорні вузли шпинделя

При балансуванні роторів з фланцевим кріпленням (наприклад, карданних валів) на балансувальних верстатах шпинделі використовуються як опорні вузли для позиціонування, кріплення і обертання виробів, що балансуються.

Шпинделі є одними з найскладніших і найвідповідальніших компонентів балансувальних верстатів, які значною мірою відповідають за досягнення необхідної якості балансування.

Теорія та практика проектування та виготовлення шпинделів досить добре розроблені та відображені в широкому колі публікацій, серед яких найбільш корисною та доступною для розробників виділяється монографія "Деталі та механізми металорізальних верстатів" [1] за редакцією доктора технічних наук Д. Н. Решетова.

Серед основних вимог, які слід враховувати при проектуванні та виготовленні балансувальних шпинделів верстатів, слід виділити наступні:

a) Забезпечення високої жорсткості конструкції шпиндельного вузла, достатньої для запобігання неприпустимим деформаціям, які можуть виникнути під впливом сил дисбалансу збалансованого ротора;

б) Забезпечення стабільності положення осі обертання шпинделя, що характеризується допустимими значеннями радіального, осьового та осьового биття шпинделя;

c) Забезпечення належної зносостійкості шийок шпинделя, а також його посадочних і опорних поверхонь, що використовуються для кріплення збалансованих виробів.

Практична реалізація цих вимог детально описана в розділі VI "Шпинделі та їх опори" роботи [1].

Зокрема, є методики перевірки жорсткості і точності обертання шпинделів, рекомендації з підбору підшипників, вибору матеріалу шпинделя і методів його загартування, а також багато іншої корисної інформації на цю тему.

В роботі [1] зазначається, що в конструкції шпинделів для більшості типів металорізальних верстатів в основному використовується двопідшипникова схема.

Приклад конструктивного варіанту такої двопідшипникової схеми, що використовується в шпинделях фрезерних верстатів (докладніше можна ознайомитися в роботі [1]), показаний на рис. 3.18.

Ця схема цілком придатна для виготовлення балансувальних шпинделів верстатів, приклади варіантів конструкції яких наведені нижче на рисунках 3.19-3.22.

Рис. 3.18. Ескіз шпинделя двопідшипникового фрезерного верстата

На рисунку 3.19 показаний один з варіантів конструкції ведучого шпинделя балансувального верстата, що обертається на двох радіально-упорних підшипниках, кожен з яких має свій незалежний корпус 1 і 2. На валу шпинделя 3 встановлені фланець 4, призначений для фланцевого кріплення карданного валу, і шків 5, що служить для передачі обертання на шпиндель від електродвигуна за допомогою клинопасової передачі.

Рисунок 3.19. Приклад конструкції шпинделя на двох незалежних підшипникових опорах

Рисунки 3.20 та 3.21 показано дві близькі конструкції провідних шпиндельних вузлів. В обох випадках підшипники шпинделя встановлені в загальному корпусі 1, який має наскрізний осьовий отвір, необхідний для встановлення вала шпинделя. На вході і виході з цього отвору в корпусі є спеціальні отвори (на рисунках не показані), призначені для розміщення радіальних упорних підшипників (роликових або кулькових) і спеціальні фланцеві кришки 5, що використовуються для закріплення зовнішніх кілець підшипників.

Рисунок 3.20. Приклад 1 конструкції ведучого шпинделя на двох підшипникових опорах, встановлених у спільному корпусі

Рисунок 3.21. Приклад 2 конструкції ведучого шпинделя на двох підшипникових опорах, встановлених у спільному корпусі

Як і в попередньому варіанті (див. рис. 3.19), на валу шпинделя встановлюється планшайба 2, призначена для фланцевого кріплення приводного вала, і шків 3, що служить для передачі обертання на шпиндель від електродвигуна за допомогою пасової передачі. На валу шпинделя також закріплений лімб 4, який служить для визначення кутового положення шпинделя, що використовується при установці контрольних і коригувальних вантажів на ротор під час балансування.

Рисунок 3.22. Приклад конструкції приводного (заднього) шпинделя

Рисунок 3.22 показано варіант конструкції веденого (заднього) шпинделя верстата, який відрізняється від ведучого шпинделя лише відсутністю приводного шківа і лімба, оскільки вони не потрібні.

Рисунок 3.23. Приклад виконання конструкції приводного (заднього) шпинделя

Як видно з Рисунки 3.20 - 3.22Описані вище шпиндельні вузли кріпляться до опор на м'яких підшипниках балансувальних верстатів за допомогою спеціальних затискачів (хомутів) 6. При необхідності можна використовувати й інші способи кріплення, що забезпечують належну жорсткість і точність позиціонування шпиндельного вузла на опорі.

Рисунок 3.23 ілюструє конструкцію фланцевого кріплення, подібного до шпинделя, яке може бути використане для його встановлення на опору з жорстким підшипником балансувального верстата.

3.2.1.3.4. Розрахунок жорсткості шпинделя та радіального биття

Для визначення жорсткості шпинделя та очікуваного радіального биття можна використовувати формулу 3.4 (див. схему розрахунку на рисунку 3.24):

де:

• Y - пружне переміщення шпинделя на кінці консолі шпинделя, см;
• P - розрахункове навантаження, що діє на консоль шпинделя, кг;
• A - задня опора підшипника шпинделя;
• B - передня опора підшипника шпинделя;
• g - довжина шпиндельної консолі, см;
• c - відстань між опорами А та В шпинделя, см;
• J1 - усереднений момент інерції шпиндельного перерізу між опорами, см⁴;
• J2 - усереднений момент інерції консольної секції шпинделя, см⁴;
• jB та jA - жорсткість підшипників для передньої та задньої опор шпинделя відповідно, кг/см.

Перетворивши формулу 3.4, отримаємо потрібне розрахункове значення жорсткості шпиндельного вузла jшп можна визначити:

Враховуючи рекомендації роботи [1] для середніх балансувальних верстатів, це значення не повинно бути нижче 50 кг/мкм.

Для розрахунку радіального биття використовується формула 3.5:

де:

• ∆ - радіальне биття на кінці шпиндельної консолі, мкм;
• ∆B - радіальне биття переднього підшипника шпинделя, мкм;
• ∆A - радіальне биття заднього підшипника шпинделя, мкм;
• g - довжина консолі шпинделя, см;
• c - відстань між опорами A і B шпинделя, см.

3.2.1.3.5. Забезпечення вимог до балансування шпинделя

Шпиндельні вузли балансувальних верстатів повинні бути добре збалансовані, оскільки будь-який фактичний дисбаланс передасть балансуваному ротору як додаткова похибка. Під час встановлення технологічних допусків на залишковий дисбаланс шпинделя зазвичай рекомендується, щоб клас точності його балансування був щонайменше на 1-2 класи вищим, ніж у виробу, що балансується на верстаті.

Враховуючи конструктивні особливості шпинделів, розглянуті вище, їх балансування слід виконувати в двох площинах.

3.2.1.3.6. Забезпечення вимог до вантажопідйомності та довговічності шпиндельних підшипників

Під час проектування шпинделів та вибору розмірів підшипників доцільно попередньо оцінити довговічність та вантажопідйомність підшипників. Методологію виконання цих розрахунків можна детально описати в ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Підшипники кочення - Номінальні динамічні навантаження та термін служби" [3], а також у численних (включаючи цифрові) довідниках з підшипників кочення.

3.2.1.3.7. Забезпечення вимог до допустимого нагріву підшипників шпинделя

Згідно з рекомендаціями з роботи [1], максимально допустимий нагрів зовнішніх кілець шпиндельних підшипників не повинен перевищувати 70°C. Однак для забезпечення якісного балансування рекомендований нагрів зовнішніх кілець не повинен перевищувати 40 - 45°C.

3.2.1.3.8. Вибір типу пасової передачі та конструкції приводного шківа шпинделя

При проектуванні ведучого шпинделя балансувального верстата рекомендується забезпечувати його обертання за допомогою плоскопасової передачі. Приклад правильного використання такого приводу для роботи шпинделя представлений в Рисунки 3.20 та 3.23. Використання клиноподібних або зубчастих ремінних передач небажане, оскільки вони можуть створювати додаткові динамічні навантаження на шпиндель через геометричні неточності ременів і шківів, що, у свою чергу, може призвести до додаткових похибок вимірювання під час балансування. Рекомендовані вимоги до шківів для плоских приводних ременів викладені в ISO 17383-73 "Шківи для плоских приводних ременів" [4].

Приводний шків повинен розташовуватися на задньому кінці шпинделя, якомога ближче до підшипникового вузла (з мінімально можливим вильотом). Конструктивне рішення по висячому розміщенню шківа, прийняте при виготовленні шпинделя, показано на Рисунок 3.19можна вважати невдалим, оскільки він значно збільшує момент динамічного навантаження приводу, що діє на опори шпинделя.

Ще одним суттєвим недоліком такої конструкції є використання клинопасової передачі, неточності виготовлення та складання якої також можуть бути джерелом небажаного додаткового навантаження на шпиндель.

3.3. Ліжко (рама)

Станина є основною несучою конструкцією балансувального верстата, на якій базуються його основні елементи, включаючи опорні стійки і приводний двигун. При виборі або виготовленні станини балансувального верстата необхідно переконатися, що вона відповідає ряду вимог, включаючи необхідну жорсткість, геометричну точність, вібростійкість і зносостійкість її напрямних.

Практика показує, що при виготовленні верстатів для власних потреб найчастіше використовують такі варіанти станин:

• чавунні ліжка з використаних металорізальних верстатів (токарних, деревообробних тощо);
• збірні ліжка на основі швелерів, зібрані за допомогою болтових з'єднань;
• зварні ліжка на основі швелерів;
• полімербетонні ліжка з вібропоглинаючими покриттями.

Малюнок 3.25. Приклад використання станини вживаного деревообробного верстата для виготовлення верстата для балансування карданних валів.

3.4. Приводи для балансувальних верстатів

Як показує аналіз конструктивних рішень, які застосовують наші клієнти при виготовленні балансувальних верстатів, в основному при проектуванні приводів вони орієнтуються на використання двигунів змінного струму, оснащених частотно-регульованими електроприводами. Такий підхід дозволяє забезпечити широкий діапазон регульованих швидкостей обертання роторів, що балансуються, з мінімальними витратами. Потужність головних приводних двигунів, що використовуються для обертання врівноважених роторів, зазвичай вибирається виходячи з маси цих роторів і може бути приблизно такою:

• 0,25 - 0,72 кВт для машин, призначених для балансування роторів масою ≤ 5 кг;
• 0,72 - 1,2 кВт для машин, призначених для балансування роторів масою > 5 ≤ 50 кг;
• 1,2 - 1,5 кВт для машин, призначених для балансування роторів масою > 50 ≤ 100 кг;
• 1,5 - 2,2 кВт для машин, призначених для балансування роторів масою > 100 ≤ 500 кг;
• 2,2 - 5 кВт для машин, призначених для балансування роторів масою > 500 ≤ 1000 кг;
• 5 - 7,5 кВт для машин, призначених для балансування роторів масою > 1000 ≤ 3000 кг.

Ці двигуни повинні бути жорстко закріплені на станині верстата або його фундаменті. Перед установкою на верстат (або на місці установки) головний приводний двигун разом зі шківом, встановленим на його вихідному валу, повинен бути ретельно збалансований. Для зменшення електромагнітних перешкод, спричинених частотно-регульованим приводом, рекомендується встановити мережеві фільтри на його вході та виході. Це можуть бути стандартні готові вироби, що поставляються виробниками приводів, або саморобні фільтри, виготовлені з використанням феритових кілець.

4. Вимірювальні системи балансувальних верстатів

Більшість виробників балансувальних верстатів-аматорів, які звертаються до ТОВ "Кінематика" (Вібромера), планують використовувати у своїх конструкціях вимірювальні системи серії "Балансет", що виробляються нашою компанією. Однак є й деякі замовники, які планують виготовляти такі вимірювальні системи самостійно. Тому має сенс детальніше обговорити побудову вимірювальної системи для балансувального верстата. Основною вимогою до цих систем є необхідність забезпечення високоточних вимірювань амплітуди та фази обертової складової вібраційного сигналу, що з'являється на частоті обертання збалансованого ротора. Ця мета зазвичай досягається за допомогою комбінації технічних рішень, що включають:

• Використання датчиків вібрації з високим коефіцієнтом перетворення сигналу;
• Використання сучасних лазерних датчиків фазового кута;
• Створення (або використання) апаратних засобів, що дозволяють підсилювати та перетворювати в цифрову форму сигнали датчиків (первинна обробка сигналів);
• Реалізація програмної обробки вібраційного сигналу, яка повинна забезпечити високороздільну та стабільну експозицію обертальної складової вібраційного сигналу, що проявляється на частоті обертання збалансованого ротора (вторинна обробка).

Нижче ми розглянемо відомі варіанти таких технічних рішень, реалізовані в ряді відомих балансувальних приладів.

4.1. Вибір датчиків вібрації

У вимірювальних системах балансувальних верстатів можуть використовуватися різні типи датчиків (перетворювачів) вібрації, в тому числі:

• Датчики віброприскорення (акселерометри);
• Датчики віброшвидкості;
• Вібраційні датчики переміщення;
• Датчики сили.

4.1.1. Датчики віброприскорення

Серед датчиків віброприскорення найбільшого поширення набули п'єзо- та ємнісні (чіпові) акселерометри, які можна ефективно використовувати в балансувальних машинах типу Soft Bearing. На практиці, як правило, допустимо використовувати датчики віброприскорення з коефіцієнтами перетворення (Kpr) від 10 до 30 мВ/(м/с²). У балансувальних машинах, що вимагають особливо високої точності балансування, доцільно використовувати акселерометри з Kpr, що досягає рівнів 100 мВ/(м/с²) і вище. Як приклад п'єзо-акселерометрів, які можна використовувати як датчики вібрації для балансувальних машин, на рисунку 4.1 наведено п'єзо-акселерометри DN3M1 та DN3M1V6 виробництва ТОВ "Вимірювач".

Рисунок 4.1. П'єзоакселерометри DN 3M1 та DN 3M1V6

Для підключення таких датчиків до вібровимірювальних приладів і систем необхідно використовувати зовнішні або вбудовані підсилювачі заряду.

Рисунок 4.2. Ємнісні акселерометри АД1 виробництва ТОВ "Кінематика" (Вібромера)

Слід зазначити, що ці датчики, до яких відносяться широко розповсюджені на ринку плати ємнісних акселерометрів ADXL 345 (див. рис. 4.3), мають кілька суттєвих переваг перед п'єзоакселерометрами. Зокрема, вони в 4-8 разів дешевші при схожих технічних характеристиках. Крім того, вони не потребують використання дорогих і вибагливих підсилювачів заряду, необхідних для п'єзоакселерометрів.

У випадках, коли обидва типи акселерометрів використовуються у вимірювальних системах балансувальних верстатів, зазвичай виконується апаратне інтегрування (або подвійне інтегрування) сигналів датчиків.

Рисунок 4.2. Ємнісні акселерометри AD 1 в зборі.

Рисунок 4.2. Ємнісні акселерометри АД1 виробництва ТОВ "Кінематика" (Вібромера)

Слід зазначити, що ці датчики, до яких відносяться широко розповсюджені на ринку плати ємнісних акселерометрів ADXL 345 (див. рис. 4.3), мають кілька суттєвих переваг перед п'єзоакселерометрами. Зокрема, вони в 4-8 разів дешевші при схожих технічних характеристиках. Крім того, вони не потребують використання дорогих і вибагливих підсилювачів заряду, необхідних для п'єзоакселерометрів.

Рисунок 4.3. Плата ємнісного акселерометра ADXL 345.

При цьому вихідний сигнал датчика, пропорційний віброприскоренню, відповідно перетворюється в сигнал, пропорційний віброшвидкості або переміщенню. Процедура подвійного інтегрування сигналу вібрації особливо актуальна при використанні акселерометрів у складі вимірювальних систем низькошвидкісних балансувальних верстатів, де нижній діапазон частот обертання ротора при балансуванні може досягати 120 об/хв і нижче. При використанні ємнісних акселерометрів у вимірювальних системах балансувальних верстатів слід враховувати, що після інтегрування їх сигнали можуть містити низькочастотні завади, що проявляються в діапазоні частот від 0,5 до 3 Гц. Це може обмежити нижній частотний діапазон балансування на верстатах, призначених для використання цих датчиків.

4.1.2. Датчики віброшвидкості

4.1.2.1. Індуктивні датчики віброшвидкості.

Ці датчики складаються з індуктивної котушки та магнітного осердя. Коли котушка вібрує відносно нерухомого осердя (або осердя відносно нерухомої котушки), в котушці індукується ЕРС, напруга якої прямо пропорційна швидкості вібрації рухомого елемента датчика. Коефіцієнти перетворення (Кпр) індуктивних датчиків зазвичай досить високі, досягаючи декількох десятків і навіть сотень мВ/мм/сек. Зокрема, коефіцієнт перетворення датчика Schenck моделі T77 становить 80 мВ/мм/сек, а для датчика IRD Mechanalysis моделі 544M - 40 мВ/мм/сек. У деяких випадках (наприклад, в балансувальних верстатах Schenck) використовуються спеціальні високочутливі індуктивні датчики віброшвидкості з механічним підсилювачем, де Кпр може перевищувати 1000 мВ/мм/сек. При використанні індуктивних датчиків віброшвидкості у вимірювальних системах балансувальних верстатів можна також виконувати апаратне інтегрування електричного сигналу, пропорційного віброшвидкості, з перетворенням його в сигнал, пропорційний вібропереміщенню.

Рисунок 4.4. Датчик моделі 544M компанії IRD Mechanalysis.

Рисунок 4.5. Датчик моделі T77 фірми Schenck

Слід зазначити, що через трудомісткість виробництва індуктивні датчики віброшвидкості є досить дефіцитними і дорогими елементами. Тому, незважаючи на очевидні переваги цих датчиків, самодіяльні виробники балансувальних верстатів використовують їх дуже рідко.

4.2. Датчики фазового кута

Для синхронізації процесу вимірювання вібрації з кутом повороту збалансованого ротора використовуються датчики фазового кута, такі як лазерні (фотоелектричні) або індуктивні датчики. Ці датчики виготовляються в різних конструкціях як вітчизняними, так і міжнародними виробниками. Ціновий діапазон на ці датчики може суттєво варіюватися, приблизно від 40 до 200 доларів. Прикладом такого пристрою є датчик фазового кута виробництва компанії "Diamex", показаний на рисунку 4.11.

Рисунок 4.11: Датчик фазового кута від "Diamex""

Як інший приклад, на рисунку 4.12 показано модель, реалізовану ТОВ "Кінематика" (Вібромера), яка використовує лазерні тахометри моделі DT 2234C китайського виробництва як датчики фазового кута. До очевидних переваг цього датчика можна віднести

• Широкий робочий діапазон, що дозволяє вимірювати частоту обертання ротора від 2,5 до 99 999 обертів на хвилину, з роздільною здатністю не менше одного оберту;
• Цифровий дисплей;
• Простота налаштування тахометра для проведення вимірювань;
• Доступність та низька ринкова вартість;
• Відносна простота модифікації для інтеграції у вимірювальну систему балансувального верстата.

Рисунок 4.12: Лазерний тахометр моделі DT 2234C

У деяких випадках, коли використання оптичних лазерних датчиків небажане з будь-яких причин, їх можна замінити індуктивними безконтактними датчиками переміщення, такими як раніше згадана модель ISAN E41A або аналогічними продуктами інших виробників.

4.3. Особливості обробки сигналів у датчиках вібрації

Для точного вимірювання амплітуди і фази обертальної складової сигналу вібрації в балансувальному обладнанні зазвичай використовується комбінація апаратних і програмних засобів обробки. Ці інструменти дозволяють:

• Широкосмугова апаратна фільтрація аналогового сигналу датчика;
• Підсилення аналогового сигналу датчика;
• Інтегрування та/або подвійне інтегрування (за необхідності) аналогового сигналу;
• Вузькосмугова фільтрація аналогового сигналу за допомогою трекінг-фільтра;
• Аналого-цифрове перетворення сигналу;
• Синхронна фільтрація цифрового сигналу;
• Гармонійний аналіз цифрового сигналу.

4.3.1. Фільтрація широкосмугового сигналу

Ця процедура є важливою для очищення сигналу датчика вібрації від потенційних перешкод, які можуть виникати як на нижній, так і на верхній межі частотного діапазону пристрою. Для вимірювального пристрою балансувального верстата бажано встановити нижню межу смугового фільтра на 2-3 Гц, а верхню – на 50 (100) Гц. "Нижня" фільтрація допомагає придушити низькочастотні шуми, які можуть з'являтися на виході вимірювальних підсилювачів різних типів датчиків. "Верхня" фільтрація усуває можливість виникнення перешкод, спричинених комбінаційними частотами та потенційними резонансними коливаннями окремих механічних компонентів верстата.

4.3.2. Підсилення аналогового сигналу з датчика

Якщо є потреба підвищити чутливість вимірювальної системи балансувального верстата, сигнали від датчиків вібрації на вхід вимірювального блоку можуть бути посилені. Можуть бути використані як стандартні підсилювачі з постійним коефіцієнтом посилення, так і багатокаскадні підсилювачі, коефіцієнт посилення яких можна програмно змінювати залежно від реального рівня сигналу від датчика. Прикладом програмованого багатокаскадного підсилювача є підсилювачі, реалізовані в перетворювачах вимірювання напруги типу Е154 або Е14-140 виробництва ТОВ "Л-Кард".

4.3.3. Інтеграція

Як зазначалося раніше, у вимірювальних системах балансувальних верстатів рекомендується застосовувати апаратне інтегрування та/або подвійне інтегрування сигналів датчиків вібрації. Таким чином, початковий сигнал акселерометра, пропорційний віброприскоренню, може бути перетворений в сигнал, пропорційний віброшвидкості (інтегрування) або вібропереміщенню (подвійне інтегрування). Аналогічно, сигнал датчика віброшвидкості після інтегрування може бути перетворений на сигнал, пропорційний вібропереміщенню.

4.3.4. Вузькосмугова фільтрація аналогового сигналу за допомогою стежачого фільтра

Для зменшення перешкод та покращення якості обробки вібраційних сигналів у вимірювальних системах балансувальних верстатів можна використовувати вузькосмугові слідкуючі фільтри. Центральна частота цих фільтрів автоматично налаштовується на частоту обертання збалансованого ротора за допомогою сигналу датчика обертів ротора. Для створення таких фільтрів можна використовувати сучасні інтегральні схеми, такі як MAX263, MAX264, MAX267, MAX268 виробництва "MAXIM".

4.3.5. Аналого-цифрове перетворення сигналів

Аналого-цифрове перетворення є вирішальною процедурою, яка забезпечує можливість покращення якості обробки вібраційних сигналів під час вимірювання амплітуди та фази. Ця процедура реалізована в усіх сучасних вимірювальних системах балансувальних машин. Прикладом ефективного впровадження таких АЦП є перетворювачі вимірювання напруги типу Е154 або Е14-140 виробництва ТОВ "Л-Кард", що використовуються в кількох вимірювальних системах балансувальних машин виробництва ТОВ "Кінематика" (Вібромера). Крім того, ТОВ "Кінематика" (Вібромера) має досвід використання дешевших мікропроцесорних систем на базі контролерів "Arduino", мікроконтролера PIC18F4620 виробництва "Microchip" та аналогічних пристроїв.

4.1.2.2. Датчики швидкості вібрації на основі п'єзоелектричних акселерометрів

Датчик цього типу відрізняється від стандартного п'єзоелектричного акселерометра наявністю вбудованого підсилювача заряду та інтегратора в корпусі, що дозволяє йому видавати сигнал, пропорційний швидкості вібрації. Наприклад, п'єзоелектричні датчики швидкості вібрації, виготовлені вітчизняними виробниками (компанією ZETLAB та ТОВ "Віброприлад"), показані на рисунках 4.6 та 4.7.

Рисунок 4.6. Датчик моделі AV02 компанії ZETLAB (Росія)

Рисунок 4.7. Датчик моделі DVST 2 виробництва ТОВ "Віброприлад"

Такі датчики випускаються різними виробниками (як вітчизняними, так і зарубіжними) і в даний час широко використовуються, особливо в портативному віброобладнанні. Вартість таких датчиків досить висока і може досягати 20 000 - 30 000 рублів за штуку навіть у вітчизняних виробників.

4.1.3. Датчики переміщення

У вимірювальних системах балансувальних верстатів також можуть використовуватися безконтактні датчики переміщень – ємнісні або індуктивні. Ці датчики можуть працювати в статичному режимі, що дозволяє реєструвати коливальні процеси, починаючи з 0 Гц. Їх використання може бути особливо ефективним у випадку балансування низькошвидкісних роторів зі швидкістю обертання 120 об/хв і нижче. Коефіцієнти перетворення цих датчиків можуть досягати 1000 мВ/мм і вище, що забезпечує високу точність і роздільну здатність вимірювання переміщень навіть без додаткового підсилення. Очевидною перевагою цих датчиків є їх відносно низька вартість, яка у деяких вітчизняних виробників не перевищує 1000 рублів. При використанні цих датчиків у балансувальних верстатах важливо враховувати, що номінальний робочий зазор між чутливим елементом датчика та поверхнею вібруючого об'єкта обмежений діаметром котушки датчика. Наприклад, для датчика, показаного на рисунку 4.8, моделі ISAN E41A компанії "TEKO", заданий робочий зазор зазвичай становить від 3,8 до 4 мм, що дозволяє вимірювати переміщення вібруючого об'єкта в діапазоні ±2,5 мм.

Рисунок 4.8. Індуктивний датчик переміщення моделі ISAN E41A фірми "ТЕКО" (Росія)

4.1.4. Датчики сили

Як зазначалося раніше, датчики сили використовуються у вимірювальних системах, встановлених на балансувальних верстатах з жорсткими підшипниками. Ці датчики, зокрема, завдяки простоті виготовлення та відносно низькій вартості, зазвичай є п'єзоелектричними датчиками сили. Приклади таких датчиків показані на рисунках 4.9 і 4.10.

Рисунок 4.9. Датчик сили SD 1 виробництва ТОВ "Кінематика

Рисунок 4.10: Датчик сили для балансувальних машин для автомобілів, що продається компанією "STO Market"

Для вимірювання відносних деформацій в опорах балансувальних верстатів з жорсткими підшипниками також можуть використовуватися тензометричні датчики сили, які випускаються широким спектром вітчизняних і зарубіжних виробників.

4.4. Функціональна схема вимірювальної системи балансувального верстата "Balanset 2""

Вимірювальна система "Balanset 2" являє собою сучасний підхід до інтеграції вимірювальних та обчислювальних функцій у балансувальних машинах. Ця система забезпечує автоматичний розрахунок коригувальних гир за методом коефіцієнта впливу та може бути адаптована для різних конфігурацій машин.

Функціональна схема включає формування сигналу, аналого-цифрове перетворення, цифрову обробку сигналів та алгоритми автоматичного розрахунку. Система може з високою точністю обробляти як двоплощинні, так і багатоплощинні сценарії балансування.

4.5. Розрахунок параметрів коригувальних вантажів, що використовуються при балансуванні ротора

Розрахунок коригувальних вантажів базується на методі коефіцієнта впливу, який визначає, як ротор реагує на випробувальні вантажі в різних площинах. Цей метод є фундаментальним для всіх сучасних систем балансування та забезпечує точні результати як для жорстких, так і для гнучких роторів.

4.5.1. Задача балансування двоопорних роторів та методи її розв'язання

Для роторів з двома опорами (найпоширеніша конфігурація) завдання балансування включає визначення двох коригувальних вантажів – по одному для кожної площини корекції. Метод коефіцієнта впливу використовує наступний підхід:

1. Початкове вимірювання (Виконання 0): Вимірювання вібрації без будь-яких пробних ваг
2. Перший пробний запуск (Запуск 1): Додайте відому пробну вагу до площини 1, виміряйте реакцію
3. Другий пробний запуск (Запуск 2): Перемістіть пробну вагу в площину 2, виміряйте реакцію
4. Розрахунок: Програмне забезпечення розраховує постійні коригувальні ваги на основі виміряних відповідей

Математична основа полягає у розв'язанні системи лінійних рівнянь, що пов'язують вплив пробної ваги з необхідними корекціями в обох площинах одночасно.

Рисунки 3.26 та 3.27 показані приклади використання токарних столів, на базі яких були виготовлені спеціалізований верстат Hard Bearing для балансування шнеків і універсальний верстат Soft Bearing для балансування циліндричних роторів. Для виробників "зроби сам" такі рішення дозволяють з мінімальними витратами часу і коштів створити жорстку опорну систему для балансувального верстата, на яку можна змонтувати опорні стійки різних типів (як Hard Bearing, так і Soft Bearing). Основне завдання для виробника в цьому випадку - забезпечити (і відновити при необхідності) геометричну точність напрямних верстата, на яких будуть базуватися опорні стійки. В умовах кустарного виробництва для відновлення необхідної геометричної точності напрямних зазвичай використовують тонке шабрування.

Рисунок 3.28 показано варіант зібраного ліжка з двох швелерів. При виготовленні цієї станини використовуються роз'ємні болтові з'єднання, що дозволяє мінімізувати або повністю виключити деформацію станини при складанні без додаткових технологічних операцій. Для забезпечення належної геометричної точності напрямних зазначеної станини може знадобитися механічна обробка (шліфування, тонке фрезерування) верхніх фланців використовуваних швелерів.

Рисунки 3.29 та 3.30 представлені варіації зварних станин, також виготовлених з двох швелерів. Технологія виготовлення таких станин може вимагати ряду додаткових операцій, таких як термічна обробка для зняття внутрішніх напружень, що виникають під час зварювання. Як і у випадку зі збірними станинами, для забезпечення належної геометричної точності напрямних зварних станин слід передбачити механічну обробку (шліфування, тонке фрезерування) верхніх фланців швелерів, що використовуються.

4.5.2. Методика динамічного балансування багатоопорних роторів

Багатоопорні ротори (три або чотири опорні точки) вимагають складніших процедур балансування. Кожна опорна точка робить свій внесок у загальну динамічну поведінку, і корекція повинна враховувати взаємодію між усіма площинами.

Методологія розширює двоплощинний підхід шляхом:

• Вимірювання вібрації у всіх точках опори
• Використання кількох положень пробної ваги
• Розв'язання більших систем лінійних рівнянь
• Оптимізація розподілу корекційної ваги

Для карданних валів та подібних довгих роторів цей підхід зазвичай дозволяє досягти рівнів залишкового дисбалансу, що відповідають класам якості ISO G6.3 або вище.

4.5.3. Калькулятори для балансування багатоопорних роторів

Для триопорних та чотириопорних конфігурацій ротора було розроблено спеціалізовані алгоритми розрахунку. Ці калькулятори реалізовані в програмному забезпеченні Balanset-4 та можуть автоматично обробляти складні геометрії роторів.

Калькулятори враховують:

• Змінна жорсткість опори
• Перехресне зв'язування між площинами корекції
• Оптимізація розміщення ваги для доступності
• Перевірка розрахункових результатів

5. Рекомендації щодо перевірки роботи та точності балансувальних верстатів

Точність і надійність балансувального верстата залежать від багатьох факторів, включаючи геометричну точність його механічних компонентів, динамічні характеристики опор та експлуатаційні можливості вимірювальної системи. Регулярна перевірка цих параметрів забезпечує стабільну якість балансування та допомагає виявити потенційні проблеми, перш ніж вони вплинуть на виробництво.

5.1. Перевірка геометричної точності верстата

Перевірка геометричної точності включає перевірку вирівнювання опор, паралельності напрямних та концентричності шпиндельних вузлів. Ці перевірки слід виконувати під час початкового налаштування та періодично під час роботи, щоб забезпечити підтримку точності.

5.2. Перевірка динамічних характеристик машини

Перевірка динамічних характеристик включає вимірювання власних частот опор і компонентів рами, щоб переконатися, що вони належним чином відокремлені від робочих частот. Це запобігає проблемам резонансу, які можуть погіршити точність балансування.

5.3. Перевірка працездатності вимірювальної системи

Перевірка вимірювальної системи включає калібрування датчиків, перевірку фазового вирівнювання та перевірку точності обробки сигналів. Це забезпечує надійне вимірювання амплітуди та фази коливань на всіх робочих швидкостях.

5.4. Перевірка характеристик точності відповідно до ISO 20076-2007

Стандарт ISO 20076-2007 пропонує стандартизовані процедури перевірки точності балансувальних машин за допомогою каліброваних випробувальних роторів. Ці процедури допомагають перевірити відповідність продуктивності машини міжнародно визнаним стандартам.

Література

1. Решетов Д.Н. (ред.). "Деталі та механізми металорізальних верстатів". Москва: Машинобудування, 1972.
2. Келленбергер В. "Спіральне шліфування циліндричних поверхонь". Машинобудування, 1963.
3. ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Підшипники кочення – номінальні динамічні навантаження та термін служби"."
4. ISO 17383-73 "Шківи для плоских приводних ременів"."
5. ISO 1940-1-2007 "Вібрація. Вимоги до якості балансування жорстких роторів"."
6. ISO 20076-2007 "Процедури перевірки точності балансувальних машин"."