Tự tay cân bằng máy móc

1. Giới thiệu

(Tại sao lại cần phải viết tác phẩm này?)

Phân tích cơ cấu tiêu thụ các thiết bị cân bằng do LLC "Kinematics" (Vibromera) sản xuất cho thấy khoảng 301.000 chiếc được mua để sử dụng làm hệ thống đo lường và tính toán cố định cho máy móc và/hoặc giá đỡ cân bằng. Có thể xác định được hai nhóm người tiêu dùng (khách hàng) của thiết bị này.

Nhóm đầu tiên bao gồm các doanh nghiệp chuyên sản xuất hàng loạt máy cân bằng và bán cho khách hàng bên ngoài. Các doanh nghiệp này tuyển dụng các chuyên gia có trình độ cao, sở hữu kiến thức chuyên sâu và kinh nghiệm dày dặn trong việc thiết kế, sản xuất và vận hành các loại máy cân bằng khác nhau. Những thách thức nảy sinh trong quá trình hợp tác với nhóm khách hàng này chủ yếu liên quan đến việc điều chỉnh hệ thống đo lường và phần mềm của chúng tôi cho phù hợp với các máy móc hiện có hoặc mới được phát triển, mà không can thiệp vào các vấn đề liên quan đến cấu trúc kỹ thuật của chúng.

Nhóm thứ hai bao gồm những người tiêu dùng tự thiết kế và chế tạo máy móc (giá đỡ) để phục vụ nhu cầu riêng của mình. Phương pháp này chủ yếu xuất phát từ mong muốn của các nhà sản xuất độc lập nhằm giảm chi phí sản xuất của chính họ, trong một số trường hợp có thể giảm xuống còn một nửa hoặc một phần ba, thậm chí ít hơn nữa. Nhóm người tiêu dùng này thường thiếu kinh nghiệm chuyên môn trong việc chế tạo máy móc và thường dựa vào kinh nghiệm thực tiễn, thông tin từ internet cũng như các mẫu tương tự sẵn có trong quá trình làm việc.

Việc trao đổi với họ đặt ra nhiều câu hỏi, ngoài những thông tin bổ sung về hệ thống đo lường của máy cân bằng, còn bao quát một loạt các vấn đề liên quan đến thiết kế cấu trúc của máy, phương pháp lắp đặt máy trên móng, việc lựa chọn hệ thống truyền động, cũng như việc đạt được độ chính xác cân bằng phù hợp, v.v.

Nhận thấy sự quan tâm đáng kể từ một nhóm lớn khách hàng của chúng tôi đối với vấn đề tự sản xuất máy cân bằng, các chuyên gia từ Công ty TNHH "Kinematics" (Vibromera) đã biên soạn một bản tổng hợp các nhận xét và khuyến nghị về những câu hỏi thường gặp nhất.

2. Các loại máy cân bằng (giá đỡ) và các đặc điểm thiết kế của chúng

Máy cân bằng là một thiết bị công nghệ được thiết kế để loại bỏ sự mất cân bằng tĩnh hoặc động của rôto cho nhiều mục đích khác nhau. Nó bao gồm một cơ chế làm tăng tốc rôto đã được cân bằng đến một tần số quay xác định và một hệ thống đo lường và tính toán chuyên dụng để xác định khối lượng và vị trí của các quả cân hiệu chỉnh cần thiết để bù lại sự mất cân bằng của rôto.

Cấu tạo phần cơ khí của máy thường bao gồm một khung máy, trên đó lắp đặt các trụ đỡ (ổ trục). Các trụ này được sử dụng để gắn sản phẩm đã được cân bằng (rôto) và bao gồm một bộ truyền động dùng để quay rôto. Trong quá trình cân bằng, được thực hiện khi sản phẩm đang quay, các cảm biến của hệ thống đo (loại cảm biến tùy thuộc vào thiết kế của máy) sẽ ghi nhận độ rung trong các ổ trục hoặc lực tác dụng lên các ổ trục.

Dữ liệu thu được theo cách này giúp xác định khối lượng và vị trí lắp đặt của các khối cân chỉnh cần thiết để bù đắp sự mất cân bằng.

Hiện nay, có hai loại thiết kế máy cân bằng (giá đỡ) được sử dụng phổ biến nhất:

• Máy móc ổ trục mềm (có giá đỡ linh hoạt);
• Máy móc ổ trục cứng (có khung đỡ cứng).

2.1. Máy và giá đỡ ổ trục mềm

Đặc điểm cơ bản của các máy cân bằng (giá đỡ) sử dụng ổ đỡ mềm là chúng có các bộ phận đỡ tương đối linh hoạt, được chế tạo dựa trên hệ thống treo lò xo, xe đẩy gắn lò xo, bộ phận đỡ lò xo phẳng hoặc hình trụ, v.v. Tần số tự nhiên của các bộ phận đỡ này thấp hơn ít nhất 2-3 lần so với tần số quay của rôto được cân bằng gắn trên đó. Một ví dụ điển hình về cấu trúc thực hiện của các giá đỡ linh hoạt Soft Bearing có thể được thấy trong giá đỡ của mẫu máy DB-50, ảnh chụp được thể hiện trong Hình 2.1.

Hình 2.1. Khung đỡ của máy cân bằng mẫu DB-50.

Như được thể hiện trong Hình 2.1, khung di động (khung trượt) 2 được gắn vào các cột cố định 1 của giá đỡ thông qua hệ thống treo bằng lò xo dải 3. Dưới tác động của lực ly tâm do sự mất cân bằng của rô-to được lắp đặt trên giá đỡ, khung trượt 2 có thể thực hiện các dao động ngang so với cột cố định 1, và các dao động này được đo bằng cảm biến rung.

Cấu trúc của bộ phận đỡ này đảm bảo tần số tự nhiên của dao động khung đỡ ở mức thấp, khoảng 1-2 Hz. Điều này cho phép cân bằng rô-to trong một dải tần số quay rộng, bắt đầu từ 200 vòng/phút. Đặc điểm này, cùng với quy trình sản xuất tương đối đơn giản của các bộ phận đỡ này, khiến thiết kế này trở nên hấp dẫn đối với nhiều khách hàng của chúng tôi – những người tự sản xuất máy cân bằng để phục vụ các nhu cầu đa dạng của riêng mình.

Hình 2.2. Giá đỡ ổ mềm của máy cân bằng, do công ty "Polymer LTD", Makhachkala sản xuất.

Hình 2.2 là ảnh chụp một máy cân bằng ổ trục mềm với các giá đỡ được làm từ lò xo giảm xóc, được sản xuất cho nhu cầu nội bộ của công ty "Polymer LTD" ở Makhachkala. Máy này được thiết kế để cân bằng các con lăn được sử dụng trong sản xuất vật liệu polymer.

Hình 2.3 trình bày một bức ảnh về một máy cân bằng có hệ thống treo dạng dải tương tự cho khung máy, được thiết kế để cân bằng các dụng cụ chuyên dụng.

Hình 2.4.a và 2.4.b hiển thị các bức ảnh về một máy cân bằng trục truyền động tự chế sử dụng ổ trục mềm, trong đó các giá đỡ cũng được chế tạo từ lò xo treo dạng dải.

Hình 2.5 Hình ảnh hiển thị một chiếc máy Soft Bearing được thiết kế để cân bằng bộ tăng áp, với các giá đỡ của xe trượt cũng được treo trên các lò xo dải. Chiếc máy này, được chế tạo để sử dụng riêng cho A. Shahgunyan (St. Petersburg), được trang bị hệ thống đo "Balanset 1".

Theo nhà sản xuất (xem Hình 2.6), máy này có khả năng cân bằng tuabin với độ lệch cân bằng dư không vượt quá 0,2 g*mm.

Hình 2.3. Máy đỡ mềm dùng để cân bằng dụng cụ với hệ thống treo hỗ trợ trên lò xo dải

Hình 2.4.a. Máy cân bằng trục truyền động bằng ổ trục mềm (Máy đã lắp ráp)

Hình 2.4.b. Máy cân bằng trục truyền động bằng ổ trục mềm với các giá đỡ được treo trên lò xo dải. (Bộ đỡ trục chính chính với hệ thống treo bằng thanh lò xo)

Hình 2.5. Máy cân bằng tuabin tăng áp bằng ổ trục mềm với các giá đỡ trên lò xo dải, do A. Shahgunyan (St. Petersburg) sản xuất

Hình 2.6. Ảnh chụp màn hình hệ thống đo 'Balanset 1' hiển thị kết quả cân bằng rôto tuabin trên máy của A. Shahgunyan.

Ngoài phiên bản cổ điển của giá đỡ máy cân bằng trục mềm đã đề cập ở trên, các giải pháp kết cấu khác cũng đã trở nên phổ biến.

Hình 2.7 và 2.8 Bài viết này giới thiệu các bức ảnh về máy cân bằng trục truyền động, với các bộ phận đỡ được chế tạo dựa trên lò xo phẳng (tấm). Những máy móc này được sản xuất theo yêu cầu riêng của doanh nghiệp tư nhân "Dergacheva" và công ty TNHH "Tatcardan" ("Kinetics-M"), tương ứng.

Các máy cân bằng ổ trục mềm với các giá đỡ như vậy thường được các nhà sản xuất nghiệp dư chế tạo lại do tính đơn giản và dễ sản xuất của chúng. Các nguyên mẫu này thường là máy dòng VBRF của "K. Schenck" hoặc các máy sản xuất trong nước tương tự.

Các máy được trình bày trong Hình 2.7 và 2.8 được thiết kế để cân bằng trục truyền động hai điểm tựa, ba điểm tựa và bốn điểm tựa. Chúng có cấu tạo tương tự nhau, bao gồm:

• khung giường hàn 1, được tạo thành từ hai dầm chữ I nối với nhau bằng các thanh ngang;
• một giá đỡ trục chính cố định (phía trước) 2;
• một giá đỡ trục (phía sau) có thể di chuyển 3;
• một hoặc hai giá đỡ di động (giữa) 4. Các giá đỡ 2 và 3 đỡ các cụm trục chính 5 và 6, dùng để lắp trục truyền động cân bằng 7 vào máy.

Hình 2.7. Máy ổ đỡ mềm để cân bằng trục truyền động của doanh nghiệp tư nhân "Dergacheva" với các giá đỡ trên lò xo phẳng (tấm).

Hình 2.8. Máy ổ đỡ mềm để cân bằng trục truyền động của LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M") với giá đỡ trên lò xo phẳng.

Các cảm biến rung 8 được lắp đặt trên tất cả các giá đỡ, dùng để đo dao động ngang của các giá đỡ. Trục chính 5, được lắp trên giá đỡ 2, được quay bởi một động cơ điện thông qua hệ thống truyền động bằng dây đai.

Hình 2.9.a và 2.9.b hiển thị các hình ảnh về cấu trúc đỡ của máy cân bằng, được thiết kế dựa trên các lò xo phẳng.

Hình 2.9. Giá đỡ máy cân bằng ổ trục mềm với lò xo phẳng

• a) Hình nhìn từ bên;
• b) Mặt trước

Vì các nhà sản xuất nghiệp dư thường sử dụng các giá đỡ như vậy trong thiết kế của họ, nên việc xem xét kỹ hơn các đặc điểm cấu tạo của chúng là điều hữu ích. Như được thể hiện trong Hình 2.9.a, giá đỡ này bao gồm ba thành phần chính:

• Tấm đỡ dưới 1: Đối với giá đỡ trục trước, tấm được gắn cố định vào các thanh dẫn; đối với các giá đỡ giữa hoặc giá đỡ trục sau, tấm dưới được thiết kế dưới dạng một bộ phận trượt có thể di chuyển dọc theo các thanh dẫn của khung.
• Tấm đỡ trên 2, trên đó các bộ phận đỡ được lắp đặt (bộ đỡ con lăn 4, trục chính, ổ trục trung gian, v.v.).
• Hai lò xo phẳng 3, nối tấm đỡ trên và tấm đỡ dưới lại với nhau.

Để ngăn ngừa nguy cơ gia tăng độ rung của các giá đỡ trong quá trình vận hành – hiện tượng có thể xảy ra khi rô-to cân bằng tăng tốc hoặc giảm tốc – các giá đỡ có thể được trang bị cơ chế khóa (xem Hình 2.9.b). Cơ chế này bao gồm một giá đỡ cứng 5, có thể được khóa bằng một chốt khóa lệch tâm 6 được kết nối với một trong các lò xo phẳng của giá đỡ. Khi chốt khóa 6 và giá đỡ 5 được khóa lại, giá đỡ sẽ được khóa chặt, loại bỏ nguy cơ rung động tăng cao trong quá trình tăng tốc và giảm tốc.

Khi thiết kế các giá đỡ sử dụng lò xo phẳng (lò xo tấm), nhà sản xuất máy móc phải đánh giá tần số dao động tự nhiên của chúng, vốn phụ thuộc vào độ cứng của lò xo và khối lượng của rô-to đã được cân bằng. Việc nắm rõ thông số này giúp nhà thiết kế có thể chủ động lựa chọn dải tần số quay hoạt động của rô-to, từ đó tránh được nguy cơ xảy ra dao động cộng hưởng ở các giá đỡ trong quá trình cân bằng.

Các khuyến nghị về việc tính toán và xác định thực nghiệm tần số tự nhiên của dao động ở các điểm tựa, cũng như các bộ phận khác của máy cân bằng, được trình bày trong Phần 3.

Như đã đề cập trước đó, sự đơn giản và khả năng sản xuất của thiết kế giá đỡ sử dụng lò xo phẳng (tấm) thu hút các nhà phát triển nghiệp dư chế tạo máy cân bằng cho nhiều mục đích khác nhau, bao gồm máy cân bằng trục khuỷu, rô-to bộ tăng áp ô tô, v.v.

Ví dụ, Hình 2.10.a và 2.10.b trình bày bản phác thảo tổng quan của một máy được thiết kế để cân bằng rôto của bộ tăng áp. Máy này được sản xuất và sử dụng nội bộ tại LLC "SuraTurbo" ở Penza.

2.10.a. Máy cân bằng rô-to bộ tăng áp (Nhìn từ bên hông)

2.10.b. Máy cân bằng rô-to bộ tăng áp (Góc nhìn từ phía giá đỡ trước)

Ngoài các máy cân bằng sử dụng ổ trục mềm đã được đề cập trước đó, đôi khi người ta còn chế tạo các giá đỡ ổ trục mềm tương đối đơn giản. Những giá đỡ này cho phép thực hiện việc cân bằng các cơ cấu quay với chất lượng cao cho nhiều mục đích khác nhau với chi phí tối thiểu.

Một số loại giá đỡ như vậy được xem xét dưới đây, được chế tạo dựa trên một tấm phẳng (hoặc khung) đặt trên các lò xo nén hình trụ. Các lò xo này thường được lựa chọn sao cho tần số dao động tự nhiên của tấm có cơ cấu cân bằng được lắp đặt trên đó thấp hơn từ 2 đến 3 lần so với tần số quay của rôto của cơ cấu này trong quá trình cân bằng.

Hình 2.11 hiển thị một bức ảnh về giá đỡ dùng để cân bằng đĩa mài, được sản xuất nội bộ bởi P. Asharin.

Hình 2.11. Giá đỡ để cân bằng đĩa mài

Giá đỡ bao gồm các bộ phận chính sau:

• Tấm 1, được gắn trên bốn lò xo hình trụ 2;
• Động cơ điện 3, trong đó rô-to cũng đóng vai trò là trục chính, trên đó được lắp một trục gá 4, dùng để lắp đặt và cố định đĩa mài vào trục chính.

Một đặc điểm quan trọng của giá đỡ này là việc tích hợp cảm biến xung 5 để đo góc quay của rôto động cơ điện, được sử dụng như một phần của hệ thống đo lường của giá đỡ ("Balanset 2C") nhằm xác định vị trí góc để loại bỏ khối lượng hiệu chỉnh khỏi bánh mài.

Hình 2.12 Ảnh chụp một giá đỡ dùng để cân bằng máy bơm chân không. Giá đỡ này được sản xuất theo đơn đặt hàng bởi Công ty cổ phần "Nhà máy Đo lường".

Hình 2.12. Giá đỡ máy bơm chân không cân bằng của Công ty cổ phần "Nhà máy đo lường""

Phần chân đế của giá đỡ này cũng sử dụng Tấm 1, được lắp trên các lò xo hình trụ 2. Trên Bảng 1, một máy bơm chân không 3 được lắp đặt, có bộ truyền động điện riêng có khả năng điều chỉnh tốc độ trong phạm vi rộng từ 0 đến 60.000 vòng/phút. Các cảm biến rung 4 được lắp trên vỏ máy bơm, dùng để đo độ rung ở hai vị trí khác nhau ở các độ cao khác nhau.

Để đồng bộ hóa quá trình đo độ rung với góc quay của rôto bơm, một cảm biến góc pha laser 5 được sử dụng trên giá đỡ. Mặc dù cấu tạo bên ngoài của các giá đỡ như vậy có vẻ đơn giản, nhưng nó cho phép đạt được sự cân bằng cánh quạt bơm với chất lượng rất cao.

Ví dụ, ở tần số quay dưới mức tới hạn, độ mất cân bằng dư của rôto bơm đáp ứng các yêu cầu đặt ra cho cấp chất lượng cân bằng G0.16 theo tiêu chuẩn ISO 1940-1-2007 "Rung động. Yêu cầu về chất lượng cân bằng của rôto cứng. Phần 1. Xác định độ mất cân bằng cho phép.""

Dao động dư của vỏ bơm đạt được trong quá trình cân bằng ở tốc độ quay lên đến 8.000 vòng/phút không vượt quá 0,01 mm/giây.

Các giá cân bằng được chế tạo theo sơ đồ mô tả ở trên cũng có hiệu quả trong việc cân bằng các cơ cấu khác, chẳng hạn như quạt. Các ví dụ về giá cân bằng được thiết kế dành cho quạt được trình bày trong Hình 2.13 và 2.14.

Hình 2.13. Giá đỡ để cân bằng cánh quạt

Chất lượng cân bằng quạt đạt được trên các giá đỡ như vậy khá cao. Theo các chuyên gia từ công ty TNHH "Atlant-project", trên giá đỡ do họ thiết kế dựa trên các khuyến nghị từ công ty TNHH "Kinematics" (xem Hình 2.14), mức độ rung dư đạt được khi cân bằng quạt là 0,8 mm/giây. Con số này tốt hơn gấp ba lần so với dung sai quy định cho quạt loại BV5 theo tiêu chuẩn ISO 31350-2007 "Rung động. Quạt công nghiệp. Yêu cầu về độ rung tạo ra và chất lượng cân bằng"."

Hình 2.14. Giá đỡ để cân bằng cánh quạt của thiết bị chống cháy nổ do công ty TNHH "Atlant-project", Podolsk sản xuất.

Dữ liệu tương tự thu được tại Công ty Cổ phần "Nhà máy Quạt Lissant" cho thấy rằng các giá đỡ như vậy, được sử dụng trong sản xuất hàng loạt quạt ống dẫn, luôn đảm bảo độ rung dư không vượt quá 0,1 mm/s.

2.2. Máy có ổ trục cứng

Máy cân bằng trục cứng khác với các máy cân bằng trục mềm đã đề cập trước đó ở thiết kế của các giá đỡ. Các giá đỡ này được chế tạo dưới dạng các tấm cứng có các khe rãnh phức tạp (các lỗ cắt). Tần số tự nhiên của các giá đỡ này cao hơn đáng kể (ít nhất gấp 2-3 lần) so với tần số quay tối đa của rô-to được cân bằng trên máy.

Máy cân bằng trục cứng có tính linh hoạt cao hơn so với máy cân bằng trục mềm, vì chúng thường cho phép thực hiện việc cân bằng rô-to với độ chính xác cao trong phạm vi rộng hơn về khối lượng và kích thước. Một ưu điểm quan trọng khác của các máy này là chúng cho phép cân bằng rô-to với độ chính xác cao ở tốc độ quay tương đối thấp, có thể nằm trong khoảng 200–500 vòng/phút hoặc thấp hơn.

Hình 2.15 Hình ảnh hiển thị một máy cân bằng ổ trục cứng điển hình do "K. Schenk" sản xuất. Từ hình này, có thể thấy rõ rằng các bộ phận riêng lẻ của giá đỡ, được tạo thành bởi các rãnh phức tạp, có độ cứng khác nhau. Dưới tác động của lực mất cân bằng rôto, điều này có thể dẫn đến biến dạng (dịch chuyển) của một số bộ phận của giá đỡ so với các bộ phận khác. (Trong Hình 2.15, phần cứng hơn của giá đỡ được đánh dấu bằng đường chấm đỏ, và phần tương đối mềm hơn của nó được thể hiện bằng màu xanh lam).

Để đo các biến dạng tương đối nói trên, các máy Hard Bearing có thể sử dụng cảm biến lực hoặc các loại cảm biến rung động có độ nhạy cao, bao gồm cả cảm biến dịch chuyển rung động không tiếp xúc.

Hình 2.15. Máy cân bằng ổ trục cứng của "K. Schenk""

Theo phân tích các yêu cầu nhận được từ khách hàng đối với dòng sản phẩm "Balanset", sự quan tâm đến việc sản xuất máy cân bằng ổ trục cứng để sử dụng nội bộ đang ngày càng tăng. Điều này được thúc đẩy bởi việc phổ biến rộng rãi thông tin quảng cáo về các đặc điểm thiết kế của máy cân bằng trong nước, được các nhà sản xuất nghiệp dư sử dụng làm mô hình tương tự (hoặc nguyên mẫu) cho các phát triển của riêng họ.

Hãy cùng xem xét một số biến thể của máy ổ trục cứng được sản xuất để đáp ứng nhu cầu nội bộ của một số khách hàng sử dụng dòng sản phẩm "Balanset".

Hình 2.16.a – 2.16.d Hình 2.16.a hiển thị ảnh chụp một máy cân bằng trục cứng được thiết kế để cân bằng các trục truyền động, do N. Obyedkov (thành phố Magnitogorsk) sản xuất. Như thể hiện trong Hình 2.16.a, máy bao gồm một khung cứng 1, trên đó lắp đặt các giá đỡ 2 (hai trục chính và hai giá đỡ trung gian). Trục chính 3 của máy được quay bởi một động cơ điện không đồng bộ 4 thông qua hệ thống truyền động bằng dây đai. Bộ điều khiển tần số 6 được sử dụng để điều khiển tốc độ quay của động cơ điện 4. Máy được trang bị hệ thống đo lường và tính toán "Balanset 4" 5, bao gồm một bộ phận đo, một máy tính, bốn cảm biến lực và một cảm biến góc pha (các cảm biến không được hiển thị trong Hình 2.16.a).

Hình 2.16.a. Máy cân bằng trục truyền động bằng ổ cứng, do N. Obyedkov (Magnitogorsk) sản xuất

Hình 2.16.b Hình ảnh cho thấy giá đỡ phía trước của máy với trục chính phía trước số 3, được truyền động, như đã đề cập trước đó, bằng hệ thống truyền động bằng dây đai từ động cơ điện không đồng bộ số 4. Giá đỡ này được lắp cố định trên khung máy.

Hình 2.16.b. Giá đỡ trục chính phía trước (trục dẫn hướng).

Hình 2.16.c trình bày hình ảnh của một trong hai giá đỡ trung gian có thể di chuyển của máy. Giá đỡ này được đặt trên các thanh trượt 7, cho phép nó di chuyển theo chiều dọc dọc theo các thanh dẫn của khung máy. Giá đỡ này bao gồm một thiết bị đặc biệt 8, được thiết kế để lắp đặt và điều chỉnh độ cao của ổ trục trung gian trên trục truyền động cân bằng.

Hình 2.16.c. Giá đỡ di động trung gian của máy

Hình 2.16.d Hình ảnh này cho thấy bộ phận đỡ trục chính phía sau (trục dẫn động), giống như các bộ phận đỡ trung gian, cho phép chuyển động dọc theo các thanh dẫn hướng của khung máy.

Hình 2.16.d. Giá đỡ trục sau (trục truyền động).

Tất cả các giá đỡ được đề cập ở trên đều là các tấm thẳng đứng được lắp đặt trên các đế phẳng. Các tấm này có các khe hình chữ T (xem Hình 2.16.d), chia giá đỡ thành phần trong 9 (cứng hơn) và phần ngoài 10 (mềm hơn). Sự khác biệt về độ cứng giữa phần trong và phần ngoài của giá đỡ có thể dẫn đến sự biến dạng tương đối của các phần này dưới tác động của các lực mất cân bằng từ rô-to đã được cân bằng.

Cảm biến lực thường được sử dụng để đo độ biến dạng tương đối của các giá đỡ trong các máy móc tự chế. Hình 2.16.e minh họa cách lắp đặt cảm biến lực trên giá đỡ của máy cân bằng ổ cứng. Như có thể thấy trong hình này, cảm biến lực 11 được ép sát vào bề mặt bên của phần trong của giá đỡ bằng một bu-lông 12, đi qua lỗ ren ở phần ngoài của giá đỡ.

Để đảm bảo lực ép của bu-lông 12 được phân bố đều trên toàn bộ mặt phẳng của cảm biến lực 11, một miếng đệm phẳng 13 được đặt giữa bu-lông và cảm biến.

Hình 2.16.d. Ví dụ về việc lắp đặt cảm biến lực trên giá đỡ.

Trong quá trình vận hành máy, lực mất cân bằng từ rôto cân bằng tác động thông qua các bộ phận đỡ (trục chính hoặc ổ trục trung gian) lên phần ngoài của giá đỡ, khiến phần này bắt đầu chuyển động (biến dạng) theo chu kỳ so với phần trong của nó với tần số quay của rôto. Điều này dẫn đến một lực thay đổi tác động lên cảm biến 11, tỷ lệ thuận với lực mất cân bằng. Dưới tác động của lực này, một tín hiệu điện tỷ lệ thuận với độ lớn của sự mất cân bằng rôto được tạo ra ở đầu ra của cảm biến lực.

Các tín hiệu từ cảm biến lực, được lắp đặt trên tất cả các điểm đỡ, được truyền vào hệ thống đo lường và tính toán của máy, nơi chúng được sử dụng để xác định các thông số của trọng lượng hiệu chỉnh.

Hình 2.17.a. Hình ảnh hiển thị một máy ổ trục cứng chuyên dụng cao cấp dùng để cân bằng các trục vít. Máy này được sản xuất để sử dụng nội bộ tại công ty TNHH "Ufatverdosplav".

Như hình vẽ cho thấy, cơ chế khởi động của máy có cấu tạo đơn giản, bao gồm các bộ phận chính sau:

• Khung hàn 1, dùng làm giường;
• Hai giá đỡ cố định 2, được cố định chắc chắn vào khung;
• Động cơ điện 3, bộ phận này truyền động trục cân bằng (trục vít) 5 thông qua hệ thống truyền động bằng dây đai 4.

Hình 2.17.a. Máy ổ trục cứng để cân bằng trục vít, do Công ty TNHH "Ufatverdosplav" sản xuất."

Hai giá đỡ 2 của máy là các tấm thép được lắp đặt theo phương thẳng đứng, có các rãnh hình chữ T. Ở phần trên cùng của mỗi giá đỡ có các con lăn đỡ được chế tạo bằng ổ lăn, trên đó trục cân bằng 5 quay.

Để đo độ biến dạng của các giá đỡ xảy ra dưới tác động của sự mất cân bằng rôto, người ta sử dụng 6 cảm biến lực (xem Hình 2.17.b), được lắp đặt trong các rãnh của giá đỡ. Các cảm biến này được kết nối với thiết bị "Balanset 1", được sử dụng trên máy này như một hệ thống đo lường và tính toán.

Mặc dù cơ chế quay của máy tương đối đơn giản, nó vẫn cho phép cân bằng các vít với chất lượng khá cao, như thể hiện trong Hình 2.17.a., các vít này có bề mặt xoắn ốc phức tạp.

Theo LLC "Ufatverdosplav", độ mất cân bằng ban đầu của trục vít đã được giảm gần 50 lần trên máy này trong quá trình cân bằng.

Hình 2.17.b. Giá đỡ máy có ổ cứng để cân bằng trục vít với cảm biến lực

Độ mất cân bằng dư đạt được là 3552 g*mm (19,2 g ở bán kính 185 mm) ở mặt phẳng thứ nhất của vít và 2220 g*mm (12,0 g ở bán kính 185 mm) ở mặt phẳng thứ hai. Đối với rôto nặng 500 kg và hoạt động ở tần số quay 3500 vòng/phút, độ mất cân bằng này tương ứng với cấp G6.3 theo tiêu chuẩn ISO 1940-1-2007, đáp ứng các yêu cầu được nêu trong tài liệu kỹ thuật của tiêu chuẩn này.

Một thiết kế độc đáo (xem Hình 2.18), sử dụng một đế duy nhất để lắp đặt đồng thời các giá đỡ cho hai máy cân bằng ổ trục cứng có kích thước khác nhau, đã được SV Morozov đề xuất. Những ưu điểm rõ ràng của giải pháp kỹ thuật này, giúp giảm thiểu chi phí sản xuất cho nhà sản xuất, bao gồm:

• Tiết kiệm diện tích sản xuất;
• Sử dụng một động cơ điện kết hợp với bộ biến tần để vận hành hai máy khác nhau;
• Sử dụng một hệ thống đo lường để vận hành hai máy khác nhau.

Hình 2.18. Máy cân bằng ổ trục cứng ("Tandem"), do SV Morozov sản xuất.

3. Yêu cầu đối với việc chế tạo các bộ phận cơ bản và cơ cấu của máy cân bằng

3.1. Vòng bi

3.1.1. Cơ sở lý thuyết trong thiết kế ổ trục

Trong phần trước, các phương án thiết kế chính của giá đỡ ổ mềm và ổ cứng cho máy cân bằng đã được thảo luận chi tiết. Một thông số quan trọng mà các nhà thiết kế phải xem xét khi thiết kế và chế tạo các giá đỡ này là tần số dao động tự nhiên của chúng. Điều này rất quan trọng vì việc đo không chỉ biên độ dao động (biến dạng tuần hoàn) mà còn cả pha dao động của giá đỡ là cần thiết để tính toán các thông số của trọng lượng hiệu chỉnh bằng hệ thống đo lường và tính toán của máy.

Nếu tần số tự nhiên của giá đỡ trùng với tần số quay của rôto cân bằng (cộng hưởng giá đỡ), việc đo chính xác biên độ và pha dao động là gần như không thể. Điều này được minh họa rõ ràng trong các đồ thị thể hiện sự thay đổi biên độ và pha dao động của giá đỡ theo tần số quay của rôto cân bằng (xem Hình 3.1).

Từ các đồ thị này, có thể thấy rằng khi tần số quay của rôto cân bằng tiến gần đến tần số tự nhiên của dao động giá đỡ (tức là khi tỷ số fp/fo gần bằng 1), biên độ dao động cộng hưởng của giá đỡ sẽ tăng lên đáng kể (xem Hình 3.1.a). Đồng thời, đồ thị 3.1.b cho thấy rằng trong vùng cộng hưởng, góc pha ∆F° có sự thay đổi đột ngột, có thể lên tới 180°.

Nói cách khác, khi cân bằng bất kỳ cơ cấu nào trong vùng cộng hưởng, ngay cả những thay đổi nhỏ về tần số quay cũng có thể dẫn đến sự bất ổn đáng kể trong kết quả đo biên độ và pha dao động của cơ cấu đó, từ đó gây ra sai số trong việc tính toán các thông số của trọng lượng hiệu chỉnh và ảnh hưởng tiêu cực đến chất lượng quá trình cân bằng.

Các đồ thị trên xác nhận các khuyến nghị trước đó rằng đối với máy có ổ trục cứng, giới hạn trên của tần số hoạt động của rôto phải thấp hơn (ít nhất) 2-3 lần so với tần số tự nhiên của giá đỡ, fo. Đối với máy có ổ trục mềm, giới hạn dưới của tần số hoạt động cho phép của rôto cân bằng phải cao hơn (ít nhất) 2-3 lần so với tần số tự nhiên của giá đỡ.

Hình 3.1. Biểu đồ thể hiện sự thay đổi về biên độ tương đối và pha dao động của giá đỡ máy cân bằng theo sự thay đổi của tần số quay.

• Ад – Biên độ dao động động của giá đỡ;
• e = m*r / M - Sự mất cân bằng cụ thể của rôto cân bằng;
• m – Khối lượng rô-to không cân bằng;
• M – Khối lượng của rô-to;
• r – Bán kính tại vị trí khối lượng không cân bằng nằm trên rô-to;
• fp – Tần số quay của rôto;
• fo – Tần số tự nhiên của dao động của giá đỡ

Dựa trên các thông tin được trình bày, không nên vận hành máy trong vùng cộng hưởng của các giá đỡ (được đánh dấu màu đỏ trong Hình 3.1). Các đồ thị trong Hình 3.1 cũng cho thấy rằng với cùng mức độ mất cân bằng của rôto, mức độ rung động thực tế của các giá đỡ máy sử dụng ổ trục mềm thấp hơn đáng kể so với mức độ rung động xảy ra trên các giá đỡ máy sử dụng ổ trục mềm.

Từ đó, có thể thấy rằng các cảm biến được sử dụng để đo độ rung của các bộ phận đỡ trên máy cân bằng ổ cứng phải có độ nhạy cao hơn so với các cảm biến trên máy cân bằng ổ mềm. Kết luận này được củng cố rõ ràng bởi thực tiễn sử dụng cảm biến, cho thấy rằng các cảm biến độ rung tuyệt đối (cảm biến gia tốc rung và/hoặc cảm biến vận tốc rung), vốn được sử dụng thành công trên máy cân bằng ổ mềm, thường không thể đạt được chất lượng cân bằng cần thiết trên máy cân bằng ổ cứng.

Trên các máy móc này, nên sử dụng các cảm biến rung động tương đối, chẳng hạn như cảm biến lực hoặc cảm biến dịch chuyển có độ nhạy cao.

3.1.2. Ước tính tần số tự nhiên của các điểm tựa bằng các phương pháp tính toán

Một nhà thiết kế có thể thực hiện tính toán gần đúng (ước lượng) tần số tự nhiên của một giá đỡ bằng cách sử dụng công thức 3.1, thông qua việc đơn giản hóa mô hình thành một hệ dao động có một bậc tự do, được biểu diễn (xem Hình 2.19.a) bằng một khối lượng M dao động trên một lò xo có độ cứng K.

Khối lượng M được sử dụng trong tính toán cho một rô-to đối xứng giữa các ổ trục có thể được ước tính bằng công thức 3.2.

trong đó Mo là khối lượng của phần chuyển động của giá đỡ tính bằng kg; Mr là khối lượng của rôto đã cân bằng tính bằng kg; n là số lượng giá đỡ máy tham gia vào quá trình cân bằng.

Độ cứng K của giá đỡ được tính toán theo công thức 3.3 dựa trên kết quả của các nghiên cứu thực nghiệm liên quan đến việc đo biến dạng ΔL của giá đỡ khi nó chịu tác dụng của một lực tĩnh P (xem Hình 3.2.a và 3.2.b).

trong đó ΔL là độ biến dạng của giá đỡ tính bằng mét; P là lực tĩnh tính bằng Newton.

Độ lớn của lực tải P có thể được đo bằng thiết bị đo lực (ví dụ: máy đo lực). Độ dịch chuyển của điểm tựa ΔL được xác định bằng thiết bị đo độ dịch chuyển tuyến tính (ví dụ: đồng hồ đo).

3.1.3. Phương pháp thực nghiệm để xác định tần số tự nhiên của các điểm tựa

Do việc tính toán tần số dao động riêng của các điểm tựa như đã thảo luận ở trên, được thực hiện bằng phương pháp đơn giản hóa, có thể dẫn đến sai số đáng kể, hầu hết các nhà phát triển nghiệp dư đều thích xác định các thông số này bằng phương pháp thực nghiệm. Để làm điều này, họ sử dụng các khả năng được cung cấp bởi các hệ thống đo độ rung hiện đại của máy cân bằng, bao gồm cả các thiết bị dòng "Balanset".

3.1.3.1. Xác định tần số tự nhiên của các điểm tựa bằng phương pháp kích thích va đập

Phương pháp kích thích bằng va đập là cách đơn giản và phổ biến nhất để xác định tần số tự nhiên của dao động của một giá đỡ hoặc bất kỳ bộ phận máy móc nào khác. Phương pháp này dựa trên thực tế là khi bất kỳ vật thể nào, chẳng hạn như một chiếc chuông (xem Hình 3.3), bị kích thích bằng va đập, phản ứng của nó sẽ biểu hiện dưới dạng một phản ứng dao động suy giảm dần. Tần số của tín hiệu dao động được xác định bởi các đặc tính cấu trúc của vật thể và tương ứng với tần số dao động tự nhiên của nó. Để kích thích dao động bằng va đập, có thể sử dụng bất kỳ dụng cụ nặng nào, chẳng hạn như búa cao su hoặc búa thông thường.

Hình 3.3. Sơ đồ kích thích va đập được sử dụng để xác định tần số tự nhiên của một vật thể

Khối lượng của búa nên xấp xỉ 10% khối lượng của vật thể được kích thích. Để ghi nhận phản ứng dao động, cần lắp đặt một cảm biến dao động trên vật thể cần kiểm tra, với trục đo của cảm biến được căn chỉnh theo hướng kích thích va đập. Trong một số trường hợp, có thể sử dụng micro từ thiết bị đo tiếng ồn làm cảm biến để ghi nhận phản ứng dao động của vật thể.

Các rung động của vật thể được chuyển đổi thành tín hiệu điện bởi cảm biến, sau đó được gửi đến một thiết bị đo, chẳng hạn như đầu vào của máy phân tích phổ. Thiết bị này ghi lại hàm thời gian và phổ của quá trình dao động suy giảm (xem Hình 3.4), việc phân tích phổ này cho phép xác định tần số (các tần số) dao động tự nhiên của vật thể.

Hình 3.5. Giao diện chương trình hiển thị đồ thị hàm thời gian và phổ dao động va chạm suy giảm của kết cấu được nghiên cứu

Phân tích đồ thị phổ được trình bày trong Hình 3.5 (xem phần dưới cùng của cửa sổ làm việc) cho thấy thành phần chính của dao động tự nhiên của cấu trúc được nghiên cứu, được xác định dựa trên trục hoành của đồ thị, xảy ra ở tần số 9,5 Hz. Phương pháp này có thể được khuyến nghị để nghiên cứu dao động tự nhiên của cả các giá đỡ máy cân bằng sử dụng ổ trục mềm và ổ trục cứng.

3.1.3.2. Xác định tần số tự nhiên của các điểm tựa trong chế độ trôi

Trong một số trường hợp, tần số tự nhiên của các giá đỡ có thể được xác định bằng cách đo chu kỳ biên độ và pha dao động "trong trạng thái nghỉ". Khi thực hiện phương pháp này, rôto được lắp đặt trên máy cần kiểm tra ban đầu được tăng tốc đến tốc độ quay tối đa, sau đó ngắt truyền động, và tần số của lực gây nhiễu liên quan đến sự mất cân bằng của rôto giảm dần từ mức tối đa đến điểm dừng.

Trong trường hợp này, tần số tự nhiên của các điểm tựa có thể được xác định dựa trên hai đặc tính:

• Dựa trên sự gia tăng cục bộ của biên độ dao động được quan sát thấy tại các vùng cộng hưởng;
• Bằng sự thay đổi đột ngột (lên đến 180°) về pha dao động được quan sát thấy trong vùng nhảy biên độ.

Trong các thiết bị dòng "Balanset", chế độ "Vibrometer" ("Balanset 1") hoặc chế độ "Balancing. Monitoring" ("Balanset 2C" và "Balanset 4") có thể được sử dụng để phát hiện tần số tự nhiên của các vật thể "trên mặt phẳng", cho phép đo chu kỳ biên độ và pha dao động ở tần số quay của rôto.

Hơn nữa, phần mềm "Balanset 1" còn bao gồm chế độ chuyên dụng "Đồ thị. Chuyển động tự do", cho phép vẽ đồ thị biểu diễn sự thay đổi biên độ và pha của dao động giá đỡ khi chuyển động tự do theo tần số quay thay đổi, giúp đơn giản hóa đáng kể quá trình chẩn đoán cộng hưởng.

Cần lưu ý rằng, vì những lý do hiển nhiên (xem mục 3.1.1), phương pháp xác định tần số tự nhiên của các điểm tựa ở vùng ven biển chỉ có thể được áp dụng trong trường hợp nghiên cứu các máy cân bằng có ổ trục mềm, nơi tần số làm việc của vòng quay rôto vượt xa đáng kể so với tần số tự nhiên của các điểm tựa theo hướng ngang.

Trong trường hợp các máy sử dụng ổ trục cứng, nơi tần số quay của rô-to gây ra dao động cho các giá đỡ ở phần trục nằm thấp hơn đáng kể so với tần số tự nhiên của các giá đỡ, việc áp dụng phương pháp này là không thể thực hiện được trên thực tế.

3.1.4. Các khuyến nghị thực tiễn về thiết kế và chế tạo giá đỡ cho máy cân bằng

3.1.2. Tính toán tần số tự nhiên của các điểm tựa bằng phương pháp tính toán

Việc tính toán tần số tự nhiên của các điểm tựa bằng phương pháp tính toán đã đề cập ở trên có thể được thực hiện theo hai hướng:

• Theo hướng ngang của các giá đỡ, trùng với hướng đo dao động của chúng do lực mất cân bằng của rôto gây ra;
• Theo hướng trục, trùng với trục quay của rô-to cân bằng được lắp trên giá đỡ máy.

Việc tính toán tần số dao động riêng của các giá đỡ theo phương thẳng đứng đòi hỏi phải sử dụng một kỹ thuật tính toán phức tạp hơn, kỹ thuật này (ngoài các thông số của giá đỡ và rôto cân bằng) còn phải tính đến các thông số của khung và các đặc điểm cụ thể của việc lắp đặt máy trên nền móng. Phương pháp này không được thảo luận trong ấn phẩm này. Phân tích công thức 3.1 cho phép đưa ra một số khuyến nghị đơn giản mà các nhà thiết kế máy móc nên xem xét trong hoạt động thực tiễn của họ. Cụ thể, tần số dao động riêng của một giá đỡ có thể thay đổi bằng cách thay đổi độ cứng và/hoặc khối lượng của nó. Tăng độ cứng làm tăng tần số dao động riêng của giá đỡ, trong khi tăng khối lượng làm giảm nó. Những thay đổi này có mối quan hệ phi tuyến tính, nghịch đảo bình phương. Ví dụ, tăng gấp đôi độ cứng của giá đỡ chỉ làm tăng tần số dao động riêng của nó lên 1,4 lần. Tương tự, tăng gấp đôi khối lượng của bộ phận chuyển động của giá đỡ chỉ làm giảm tần số dao động riêng của nó xuống 1,4 lần.

3.1.4.1. Máy có ổ trục mềm với lò xo tấm phẳng

Một số biến thể thiết kế của giá đỡ máy cân bằng được làm bằng lò xo phẳng đã được thảo luận ở phần 2.1 và minh họa trong Hình 2.7 - 2.9. Theo thông tin của chúng tôi, các thiết kế như vậy thường được sử dụng nhất trong các máy dùng để cân bằng trục truyền động.

Ví dụ, hãy xem xét các thông số lò xo được một trong những khách hàng (Công ty TNHH "Rost-Service", St. Petersburg) sử dụng trong việc chế tạo các giá đỡ máy của họ. Máy này được thiết kế để cân bằng các trục truyền động có 2, 3 và 4 điểm đỡ, với khối lượng không quá 200 kg. Kích thước hình học của các lò xo (chiều cao * chiều rộng * độ dày) được sử dụng trong các giá đỡ của trục chính và trục bị dẫn động của máy, do khách hàng lựa chọn, lần lượt là 300*200*3 mm.

Tần số dao động tự nhiên của giá đỡ không tải, được xác định bằng thực nghiệm thông qua phương pháp kích thích va đập sử dụng hệ thống đo tiêu chuẩn của máy "Balanset 4", là 11 - 12 Hz. Với tần số dao động tự nhiên như vậy của các giá đỡ, tần số quay khuyến nghị của rôto cân bằng trong quá trình cân bằng không nên thấp hơn 22-24 Hz (1320 – 1440 vòng/phút).

Kích thước hình học của các lò xo phẳng được cùng nhà sản xuất sử dụng trên các giá đỡ trung gian lần lượt là 200*200*3 mm. Hơn nữa, như các nghiên cứu đã chỉ ra, tần số tự nhiên của các giá đỡ này cao hơn, đạt tới 13-14 Hz.

Dựa trên kết quả thử nghiệm, các nhà sản xuất máy được khuyến cáo nên cân chỉnh (đồng bộ) tần số dao động tự nhiên của trục chính và các giá đỡ trung gian. Điều này sẽ tạo điều kiện thuận lợi cho việc lựa chọn phạm vi tần số quay hoạt động của các trục truyền động trong quá trình cân bằng và tránh những bất ổn tiềm tàng trong các chỉ số đo của hệ thống đo do các giá đỡ đi vào vùng dao động cộng hưởng.

Các phương pháp điều chỉnh tần số tự nhiên của dao động trên các giá đỡ sử dụng lò xo phẳng là khá rõ ràng. Việc điều chỉnh này có thể thực hiện bằng cách thay đổi kích thước hình học hoặc hình dạng của lò xo phẳng, chẳng hạn như bằng cách gia công các rãnh dọc hoặc ngang nhằm làm giảm độ cứng của chúng.

Như đã đề cập trước đó, việc kiểm tra kết quả của việc điều chỉnh này có thể được thực hiện bằng cách xác định tần số tự nhiên của dao động các điểm tựa thông qua các phương pháp được mô tả trong các mục 3.1.3.1 và 3.1.3.2.

Hình 3.6 trình bày một phiên bản cổ điển của thiết kế giá đỡ trên lò xo phẳng, được A. Sinitsyn sử dụng trong một trong những cỗ máy của ông. Như thể hiện trong hình, giá đỡ bao gồm các bộ phận sau:

• Tấm trên 1;
• Hai lò xo phẳng 2 và 3;
• Tấm dưới số 4;
• Giá đỡ số 5.

Hình 3.6. Các biến thể thiết kế của giá đỡ trên lò xo phẳng

Tấm trên 1 của giá đỡ có thể được sử dụng để lắp trục chính hoặc ổ trục trung gian. Tùy thuộc vào mục đích sử dụng của giá đỡ, tấm dưới 4 có thể được gắn cố định vào các thanh dẫn của máy hoặc lắp đặt trên các thanh trượt di động, cho phép giá đỡ di chuyển dọc theo các thanh dẫn. Giá đỡ 5 được sử dụng để lắp đặt cơ cấu khóa cho giá đỡ, giúp cố định chắc chắn giá đỡ trong quá trình tăng tốc và giảm tốc của rôto cân bằng.

Các lò xo phẳng dùng cho giá đỡ máy Soft Bearing nên được làm từ lò xo lá hoặc thép hợp kim chất lượng cao. Không nên sử dụng thép kết cấu thông thường có độ bền kéo thấp, vì chúng có thể phát sinh biến dạng dư dưới tải trọng tĩnh và động trong quá trình hoạt động, dẫn đến giảm độ chính xác hình học của máy và thậm chí làm mất ổn định của giá đỡ.

Đối với các máy có khối lượng rôto cân bằng không vượt quá 300 - 500 kg, độ dày của giá đỡ có thể tăng lên 30 – 40 mm, và đối với các máy được thiết kế để cân bằng rôto có khối lượng tối đa từ 1000 đến 3000 kg, độ dày của giá đỡ có thể đạt 50 – 60 mm hoặc hơn. Như phân tích đặc tính động học của các giá đỡ nêu trên cho thấy, tần số dao động tự nhiên của chúng, được đo trong mặt phẳng ngang (mặt phẳng đo biến dạng tương đối của các phần "mềm" và "cứng"), thường vượt quá 100 Hz hoặc hơn. Tần số dao động tự nhiên của các giá đỡ ổ cứng trong mặt phẳng phía trước, được đo theo hướng trùng với trục quay của rôto cân bằng, thường thấp hơn đáng kể. Và chính những tần số này cần được xem xét đầu tiên khi xác định giới hạn trên của dải tần số hoạt động cho rôto quay được cân bằng trên máy. Như đã lưu ý ở trên, việc xác định các tần số này có thể được thực hiện bằng phương pháp kích thích va đập được mô tả trong mục 3.1.

Hình 3.7. Máy cân bằng rôto động cơ điện, đã lắp ráp, do A. Mokhov phát triển.

Hình 3.8. Máy cân bằng rôto bơm tuabin, do G. Glazov (Bishkek) phát triển

3.1.4.2. Giá đỡ máy bằng ổ trục mềm có hệ thống treo bằng lò xo dải

Khi thiết kế lò xo dải dùng để đỡ hệ thống treo, cần chú ý đến việc lựa chọn độ dày và chiều rộng của dải lò xo; một mặt, chúng phải chịu được tải trọng tĩnh và động của rô-to tác động lên giá đỡ, mặt khác, phải ngăn chặn khả năng xảy ra dao động xoắn của hệ thống treo giá đỡ, biểu hiện dưới dạng độ lệch trục.

Các ví dụ về cách bố trí cấu trúc của máy cân bằng sử dụng hệ thống treo lò xo dải được thể hiện trong Hình 2.1 - 2.5 (xem phần 2.1), cũng như trong Hình 3.7 và 3.8 của phần này.

3.1.4.4. Giá đỡ ổ trục cứng cho máy móc

Như kinh nghiệm sâu rộng của chúng tôi với khách hàng cho thấy, một phần đáng kể các nhà sản xuất máy cân bằng tự chế gần đây đã bắt đầu ưa chuộng các máy có ổ trục cứng với giá đỡ chắc chắn. Trong phần 2.2, Hình 2.16 – 2.18 mô tả hình ảnh các thiết kế cấu trúc khác nhau của máy sử dụng các giá đỡ như vậy. Một bản phác thảo điển hình về giá đỡ chắc chắn, được một trong những khách hàng của chúng tôi phát triển cho việc chế tạo máy của họ, được trình bày trong Hình 3.10. Giá đỡ này bao gồm một tấm thép phẳng có rãnh hình chữ P, theo quy ước chia giá đỡ thành các phần "cứng" và "mềm". Dưới tác động của lực mất cân bằng, phần "mềm" của giá đỡ có thể biến dạng so với phần "cứng" của nó. Độ lớn của biến dạng này, được xác định bởi độ dày của giá đỡ, độ sâu của các rãnh và chiều rộng của cầu nối giữa các phần "mềm" và "cứng" của giá đỡ, có thể được đo bằng các cảm biến thích hợp của hệ thống đo lường của máy. Do thiếu phương pháp tính toán độ cứng ngang của các giá đỡ như vậy, có tính đến độ sâu h của rãnh hình chữ P, chiều rộng t của cầu, cũng như độ dày của giá đỡ r (xem Hình 3.10), nên các thông số thiết kế này thường được các nhà phát triển xác định bằng thực nghiệm.

Đối với các máy có khối lượng rôto cân bằng không vượt quá 300 - 500 kg, độ dày của giá đỡ có thể tăng lên 30 – 40 mm, và đối với các máy được thiết kế để cân bằng rôto có khối lượng tối đa từ 1000 đến 3000 kg, độ dày của giá đỡ có thể đạt 50 – 60 mm hoặc hơn. Như phân tích đặc tính động học của các giá đỡ nêu trên cho thấy, tần số dao động tự nhiên của chúng, được đo trong mặt phẳng ngang (mặt phẳng đo biến dạng tương đối của các phần "mềm" và "cứng"), thường vượt quá 100 Hz hoặc hơn. Tần số dao động tự nhiên của các giá đỡ ổ cứng trong mặt phẳng phía trước, được đo theo hướng trùng với trục quay của rôto cân bằng, thường thấp hơn đáng kể. Và chính những tần số này cần được xem xét hàng đầu khi xác định giới hạn trên của dải tần số hoạt động cho rôto quay được cân bằng trên máy.

Hình 3.26. Ví dụ về việc sử dụng bàn máy tiện đã qua sử dụng để chế tạo máy đỡ cứng dùng cho việc cân bằng trục vít.

Hình 3.27. Ví dụ về việc sử dụng bàn máy tiện đã qua sử dụng để chế tạo máy ổ trục mềm dùng để cân bằng trục.

Hình 3.28. Ví dụ về cách chế tạo giường lắp ghép từ các thanh kênh

Hình 3.29. Ví dụ về cách chế tạo khung giường hàn từ thanh chữ U

Hình 3.30. Ví dụ về quy trình chế tạo khung giường hàn từ thanh chữ U

Hình 3.31. Ví dụ về khung máy cân bằng làm bằng bê tông polymer

Thông thường, khi sản xuất các loại giường như vậy, phần trên của chúng được gia cố bằng các thanh thép dùng làm thanh dẫn hướng cho các chân đế của máy cân bằng. Gần đây, các loại giường làm từ bê tông polymer với lớp phủ giảm rung đã được sử dụng rộng rãi. Công nghệ sản xuất giường này được mô tả chi tiết trên mạng và có thể dễ dàng được các nhà sản xuất tự chế áp dụng. Do tính đơn giản tương đối và chi phí sản xuất thấp, các loại giường này có một số ưu điểm chính so với các loại giường bằng kim loại:

• Hệ số giảm chấn cao hơn đối với dao động rung;
• Độ dẫn nhiệt thấp hơn, đảm bảo độ biến dạng nhiệt của giường ở mức tối thiểu;
• Khả năng chống ăn mòn cao hơn;
• Không có ứng suất bên trong.

3.1.4.3. Giá đỡ máy bằng ổ trục mềm sử dụng lò xo hình trụ

Một ví dụ về máy cân bằng ổ trục mềm, trong đó lò xo nén hình trụ được sử dụng trong thiết kế các giá đỡ, được trình bày tại Hình 3.9. Nhược điểm chính của giải pháp thiết kế này liên quan đến mức độ biến dạng khác nhau của lò xo ở các giá đỡ trước và sau, hiện tượng này xảy ra nếu tải trọng tác động lên các giá đỡ không đồng đều trong quá trình cân bằng các rôto không đối xứng. Điều này tự nhiên dẫn đến sự lệch trục của các giá đỡ và sự nghiêng trục của rôto trong mặt phẳng dọc. Một trong những hậu quả tiêu cực của khuyết điểm này có thể là sự xuất hiện của các lực khiến rôto dịch chuyển theo trục trong quá trình quay.

Hình 3.9. Biến thể cấu trúc giá đỡ trục mềm cho máy cân bằng sử dụng lò xo hình trụ.

3.1.4.4. Giá đỡ ổ trục cứng cho máy móc

Như kinh nghiệm sâu rộng của chúng tôi với khách hàng cho thấy, một phần đáng kể các nhà sản xuất máy cân bằng tự chế gần đây đã bắt đầu ưa chuộng các máy có ổ trục cứng với giá đỡ chắc chắn. Trong phần 2.2, Hình 2.16 – 2.18 mô tả hình ảnh các thiết kế cấu trúc khác nhau của máy sử dụng các giá đỡ như vậy. Một bản phác thảo điển hình về giá đỡ chắc chắn, được một trong những khách hàng của chúng tôi phát triển cho việc chế tạo máy của họ, được trình bày trong Hình 3.10. Giá đỡ này bao gồm một tấm thép phẳng có rãnh hình chữ P, theo quy ước chia giá đỡ thành các phần "cứng" và "mềm". Dưới tác động của lực mất cân bằng, phần "mềm" của giá đỡ có thể biến dạng so với phần "cứng" của nó. Độ lớn của biến dạng này, được xác định bởi độ dày của giá đỡ, độ sâu của các rãnh và chiều rộng của cầu nối giữa các phần "mềm" và "cứng" của giá đỡ, có thể được đo bằng các cảm biến thích hợp của hệ thống đo lường của máy. Do thiếu phương pháp tính toán độ cứng ngang của các giá đỡ như vậy, có tính đến độ sâu h của rãnh hình chữ P, chiều rộng t của cầu, cũng như độ dày của giá đỡ r (xem Hình 3.10), nên các thông số thiết kế này thường được các nhà phát triển xác định bằng thực nghiệm.

Hình 3.10. Sơ đồ cấu trúc giá đỡ ổ cứng cho máy cân bằng

Hình ảnh minh họa các cách thức triển khai khác nhau của các giá đỡ như vậy, được sản xuất cho máy móc của khách hàng, được trình bày trong Hình 3.11 và 3.12. Tóm tắt dữ liệu thu được từ một số khách hàng là nhà sản xuất máy móc, có thể xây dựng các yêu cầu về độ dày của giá đỡ, được đặt ra cho các máy có kích thước và khả năng chịu tải khác nhau. Ví dụ, đối với máy dùng để cân bằng rôto có trọng lượng từ 0,1 đến 50-100 kg, độ dày của giá đỡ có thể là 20 mm.

Hình 3.11. Giá đỡ ổ trục cứng cho máy cân bằng, do A. Sinitsyn sản xuất

Hình 3.12. Bộ đỡ ổ cứng cho máy cân bằng, do D. Krasilnikov sản xuất

Đối với các máy có khối lượng rôto cân bằng không vượt quá 300 - 500 kg, độ dày của giá đỡ có thể tăng lên 30 – 40 mm, và đối với các máy được thiết kế để cân bằng rôto có khối lượng tối đa từ 1000 đến 3000 kg, độ dày của giá đỡ có thể đạt 50 – 60 mm hoặc hơn. Như phân tích đặc tính động học của các giá đỡ nêu trên cho thấy, tần số dao động tự nhiên của chúng, được đo trong mặt phẳng ngang (mặt phẳng đo biến dạng tương đối của các phần "mềm" và "cứng"), thường vượt quá 100 Hz hoặc hơn. Tần số dao động tự nhiên của các giá đỡ ổ cứng trong mặt phẳng phía trước, được đo theo hướng trùng với trục quay của rôto cân bằng, thường thấp hơn đáng kể. Và chính những tần số này cần được xem xét đầu tiên khi xác định giới hạn trên của dải tần số hoạt động cho rôto quay được cân bằng trên máy. Như đã lưu ý ở trên, việc xác định các tần số này có thể được thực hiện bằng phương pháp kích thích va đập được mô tả trong mục 3.1.

3.2. Các cụm chi tiết của máy cân bằng

3.2.1. Các loại cụm chi tiết chịu lực chính

Trong quá trình sản xuất các loại máy cân bằng trục cứng và trục mềm, có thể đề xuất sử dụng các loại cụm giá đỡ phổ biến sau đây, được dùng để lắp đặt và quay các rô-to đã được cân bằng trên giá đỡ, bao gồm:

• Các cụm giá đỡ hình lăng trụ;
• Các cụm hỗ trợ có con lăn xoay;
• Các cụm đỡ trục chính.

3.2.1.1. Cụm giá đỡ hình lăng trụ

Các cụm giá đỡ này, với nhiều tùy chọn thiết kế khác nhau, thường được lắp đặt trên các giá đỡ của máy móc cỡ nhỏ và trung bình, trên đó có thể cân bằng các rôto có khối lượng không quá 50 - 100 kg. Một ví dụ về phiên bản đơn giản nhất của cụm giá đỡ hình lăng trụ được trình bày trong Hình 3.13. Cụm giá đỡ này được làm bằng thép và được sử dụng trên máy cân bằng tuabin. Một số nhà sản xuất máy cân bằng cỡ nhỏ và trung bình, khi sản xuất các cụm giá đỡ hình lăng trụ, thích sử dụng các vật liệu phi kim loại (chất điện môi), chẳng hạn như textolite, fluoroplastic, caprolon, v.v.

3.13. Biến thể thiết kế của cụm giá đỡ hình lăng trụ, được sử dụng trên máy cân bằng cho tuabin ô tô

Các cụm giá đỡ tương tự (xem Hình 3.8 ở trên) được thực hiện, ví dụ, bởi G. Glazov trong máy của ông, cũng được thiết kế để cân bằng tuabin ô tô. Giải pháp kỹ thuật độc đáo của cụm giá đỡ hình lăng trụ, làm bằng nhựa fluoroplastic (xem Hình 3.14), được đề xuất bởi LLC "Technobalance".

Hình 3.14. Bộ khung đỡ hình lăng trụ do LLC "Technobalance" sản xuất."

Cụm giá đỡ đặc biệt này được tạo thành từ hai ống trụ 1 và 2, được lắp đặt nghiêng với nhau và cố định trên các trục đỡ. Rôto cân bằng tiếp xúc với bề mặt của các ống trụ dọc theo đường sinh của các hình trụ, điều này giúp giảm thiểu diện tích tiếp xúc giữa trục rôto và giá đỡ, do đó làm giảm lực ma sát trong giá đỡ. Nếu cần thiết, trong trường hợp bề mặt giá đỡ bị mòn hoặc hư hỏng ở khu vực tiếp xúc với trục rôto, có thể bù mòn bằng cách xoay ống trụ quanh trục của nó một góc nhất định. Cần lưu ý rằng khi sử dụng các cụm giá đỡ làm bằng vật liệu phi kim loại, cần phải có khả năng nối đất rôto cân bằng với thân máy, điều này loại bỏ nguy cơ tích điện tĩnh mạnh xảy ra trong quá trình hoạt động. Điều này, thứ nhất, giúp giảm nhiễu điện và các nhiễu loạn có thể ảnh hưởng đến hiệu suất của hệ thống đo lường của máy, và thứ hai, loại bỏ nguy cơ người vận hành bị ảnh hưởng bởi tác động của tĩnh điện.

3.2.1.2. Bộ phận đỡ con lăn

Các cụm lắp ráp này thường được lắp đặt trên các giá đỡ của máy được thiết kế để cân bằng rôto có khối lượng vượt quá 50 kg trở lên. Việc sử dụng chúng làm giảm đáng kể lực ma sát trong các giá đỡ so với các giá đỡ hình lăng trụ, tạo điều kiện thuận lợi cho sự quay của rôto được cân bằng. Ví dụ, Hình 3.15 cho thấy một biến thể thiết kế của cụm đỡ trong đó các con lăn được sử dụng để định vị sản phẩm. Trong thiết kế này, các ổ bi lăn tiêu chuẩn được sử dụng làm con lăn 1 và 2, vòng ngoài của chúng quay trên các trục cố định được gắn trong thân của giá đỡ máy 3. Hình 3.16 mô tả bản phác thảo của một thiết kế phức tạp hơn của cụm đỡ con lăn được thực hiện trong dự án của một trong những nhà sản xuất máy cân bằng tự chế. Như thể hiện trong bản vẽ, để tăng khả năng chịu tải của con lăn (và do đó là toàn bộ cụm đỡ), một cặp ổ bi lăn 1 và 2 được lắp đặt trong thân con lăn 3. Việc thực hiện thiết kế này trên thực tế, mặc dù có tất cả những ưu điểm rõ ràng, dường như là một nhiệm vụ khá phức tạp, liên quan đến việc cần phải chế tạo độc lập thân con lăn 3, đòi hỏi độ chính xác hình học và đặc tính cơ học của vật liệu rất cao.

Hình 3.15. Ví dụ về thiết kế cụm giá đỡ con lăn

Hình 3.16. Ví dụ về thiết kế cụm đỡ con lăn với hai ổ lăn

Hình 3.17 trình bày một biến thể thiết kế của cụm giá đỡ con lăn tự căn chỉnh được phát triển bởi các chuyên gia của LLC "Technobalance". Trong thiết kế này, khả năng tự căn chỉnh của các con lăn đạt được bằng cách cung cấp cho chúng hai bậc tự do bổ sung, cho phép các con lăn thực hiện các chuyển động góc nhỏ xung quanh trục X và Y. Các cụm giá đỡ như vậy, đảm bảo độ chính xác cao trong việc lắp đặt rôto cân bằng, thường được khuyến nghị sử dụng trên các giá đỡ của máy cân bằng hạng nặng.

Hình 3.17. Ví dụ về thiết kế cụm đỡ con lăn tự căn chỉnh

Như đã đề cập trước đó, các cụm giá đỡ con lăn thường có yêu cầu khá cao về độ chính xác trong gia công và độ cứng vững. Đặc biệt, dung sai được quy định cho độ lệch tâm của các con lăn không được vượt quá 3–5 micron.

Trên thực tế, điều này không phải lúc nào cũng đạt được ngay cả bởi các nhà sản xuất nổi tiếng. Ví dụ, trong quá trình thử nghiệm độ lệch tâm hướng tâm của một bộ cụm đỡ con lăn mới, được mua làm phụ tùng thay thế cho máy cân bằng model H8V, nhãn hiệu "K. Shenk", tác giả đã thu được kết quả độ lệch tâm hướng tâm của các con lăn đạt 10-11 micron.

3.2.1.3. Các cụm đỡ trục chính

Khi cân bằng các rô-to có lắp đặt bằng mặt bích (ví dụ: trục Cardan) trên máy cân bằng, trục chính được sử dụng làm bộ phận đỡ để định vị, lắp đặt và quay các sản phẩm cần cân bằng.

Trục quay là một trong những bộ phận phức tạp và quan trọng nhất của máy cân bằng, đóng vai trò chủ yếu trong việc đảm bảo chất lượng cân bằng theo yêu cầu.

Lý thuyết và thực tiễn thiết kế và sản xuất trục chính đã được phát triển khá tốt và được phản ánh trong nhiều ấn phẩm, trong đó, chuyên khảo "Chi tiết và Cơ chế của Máy công cụ cắt kim loại" [1], do Tiến sĩ Kỹ sư DN Reshetov biên soạn, nổi bật là hữu ích và dễ tiếp cận nhất đối với các nhà phát triển.

Trong số các yêu cầu chính cần được xem xét khi thiết kế và sản xuất trục máy cân bằng, cần ưu tiên các yếu tố sau:

a) Đảm bảo độ cứng cao cho cấu trúc cụm trục chính, đủ để ngăn chặn các biến dạng không chấp nhận được có thể xảy ra do tác động của các lực mất cân bằng từ rô-to đã được cân bằng;

b) Đảm bảo sự ổn định của vị trí trục quay trục chính, được đặc trưng bởi các giá trị cho phép của độ lệch tâm, độ lệch trục và độ lệch trục dọc của trục chính;

c) Đảm bảo độ bền mài mòn phù hợp của các trục chính, cũng như các bề mặt lắp ghép và đỡ dùng để lắp đặt các sản phẩm cân bằng.

Việc thực hiện thực tế các yêu cầu này được trình bày chi tiết trong Phần VI "Trục quay và giá đỡ của chúng" của công trình [1].

Đặc biệt, có các phương pháp để kiểm tra độ cứng và độ chính xác quay của trục chính, các khuyến nghị về việc lựa chọn ổ trục, lựa chọn vật liệu làm trục chính và các phương pháp tôi cứng, cũng như nhiều thông tin hữu ích khác liên quan đến chủ đề này.

Công trình [1] chỉ ra rằng trong thiết kế trục chính cho hầu hết các loại máy công cụ cắt kim loại, phương án sử dụng hai ổ trục được áp dụng chủ yếu.

Một ví dụ về biến thể thiết kế của sơ đồ hai ổ trục như vậy được sử dụng trong trục chính của máy phay (chi tiết có thể tham khảo trong công trình [1]) được trình bày tại Hình 3.18.

Phương án này khá phù hợp để sản xuất trục máy cân bằng, các biến thể thiết kế của nó được trình bày dưới đây trong các Hình 3.19–3.22.

Hình 3.18. Sơ đồ trục chính của máy phay hai ổ trục

Hình 3.19 trình bày một trong các biến thể thiết kế của cụm trục chính trên máy cân bằng, quay trên hai ổ trục chịu lực hướng tâm, mỗi ổ trục có vỏ riêng biệt 1 và 2. Trên trục chính 3 được lắp đặt một mặt bích 4, dùng để lắp ghép mặt bích với trục Cardan, và một puli 5, dùng để truyền chuyển động quay từ động cơ điện sang trục chính thông qua hệ thống truyền động bằng dây đai V.

Hình 3.19. Ví dụ về thiết kế trục chính trên hai điểm tựa ổ trục độc lập

Hình 3.20 và 3.21 Hình vẽ trình bày hai thiết kế có liên quan chặt chẽ của cụm trục chính. Trong cả hai trường hợp, các ổ trục trục chính đều được lắp đặt trong một vỏ chung 1, có lỗ trục xuyên qua cần thiết để lắp trục chính. Tại đầu vào và đầu ra của lỗ này, vỏ có các lỗ khoan đặc biệt (không được thể hiện trong hình vẽ), được thiết kế để lắp các ổ trục chịu lực hướng tâm (ổ con lăn hoặc ổ bi) và các nắp bích đặc biệt 5, dùng để cố định các vòng ngoài của ổ trục.

Hình 3.20. Ví dụ 1 về thiết kế trục chính được lắp trên hai ổ trục đặt trong cùng một vỏ

Hình 3.21. Ví dụ 2 về thiết kế trục chính được lắp trên hai giá đỡ ổ trục trong cùng một vỏ

Giống như trong phiên bản trước (xem Hình 3.19), một tấm mặt 2 được lắp đặt trên trục chính, dùng để lắp ghép bằng mặt bích với trục truyền động, và một puli 3, dùng để truyền chuyển động quay từ động cơ điện sang trục chính thông qua hệ thống truyền động bằng dây đai. Một cánh tay 4 cũng được cố định vào trục chính, được sử dụng để xác định vị trí góc của trục chính, được sử dụng khi lắp đặt các trọng lượng thử nghiệm và điều chỉnh lên rôto trong quá trình cân bằng.

Hình 3.22. Ví dụ về thiết kế trục chính được truyền động (trục sau)

Hình 3.22 hình ảnh này cho thấy một biến thể thiết kế của cụm trục chính được truyền động (trục sau) của máy, chỉ khác với trục chính dẫn động ở chỗ không có puli truyền động và thanh truyền, vì chúng không cần thiết.

Hình 3.23. Ví dụ về thiết kế và thi công trục chính dẫn động (phía sau).

Như đã thấy trong Hình 3.20 – 3.22, các cụm trục được đề cập ở trên được gắn vào các giá đỡ ổ trục mềm của máy cân bằng bằng các kẹp đặc biệt (dây đai) 6. Nếu cần thiết, cũng có thể sử dụng các phương pháp gắn khác, miễn là đảm bảo độ cứng cần thiết và độ chính xác khi định vị cụm trục trên giá đỡ.

Hình 3.23 minh họa một thiết kế lắp đặt bằng mặt bích tương tự như trục đó, có thể được sử dụng để lắp đặt trên giá đỡ ổ cứng của máy cân bằng.

3.2.1.3.4. Tính toán độ cứng trục chính và độ lệch tâm hướng tâm

Để xác định độ cứng của trục chính và độ lệch tâm hướng tâm dự kiến, có thể sử dụng công thức 3.4 (xem sơ đồ tính toán trong Hình 3.24):

Ở đâu:

• Y - Độ dịch chuyển đàn hồi của trục chính tại đầu bảng điều khiển trục chính, cm;
• P - Tải trọng tính toán tác động lên bảng điều khiển trục chính, kg;
• A - Giá đỡ ổ trục phía sau của trục chính;
• B - Giá đỡ ổ trục phía trước của trục chính;
• g - Chiều dài của trục chính, cm;
• c - Khoảng cách giữa hai điểm tựa A và B của trục chính, cm;
• J1 - Mômen quán tính trung bình của phần trục chính giữa các điểm đỡ, cm⁴;
• J2 - Mômen quán tính trung bình của phần giá đỡ trục chính, cm⁴;
• jB và jA - Độ cứng của ổ trục cho các giá đỡ phía trước và phía sau của trục chính, tương ứng, kg/cm.

Bằng cách biến đổi công thức 3.4, ta thu được giá trị tính toán mong muốn của độ cứng cụm trục chính jшп có thể xác định được:

Dựa trên các khuyến nghị trong công trình [1] dành cho máy cân bằng cỡ trung bình, giá trị này không nên thấp hơn 50 kg/µm.

Để tính toán độ lệch tâm xuyên tâm, công thức 3.5 được sử dụng:

Ở đâu:

• ∆ là độ lệch tâm theo hướng bán kính tại đầu trục chính, µm;
• ∆B là độ lệch tâm của ổ trục trục chính phía trước, tính bằng µm;
• ∆A là độ lệch tâm theo hướng bán kính của ổ trục trục sau, tính bằng µm;
• g là chiều dài trục chính, cm;
• c là khoảng cách giữa các điểm tựa A và B của trục chính, tính bằng cm.

3.2.1.3.5. Đảm bảo các yêu cầu về cân bằng trục chính

Các cụm trục chính của máy cân bằng phải được cân bằng tốt, vì bất kỳ sự mất cân bằng thực tế nào cũng sẽ truyền sang rôto đang được cân bằng dưới dạng sai số bổ sung. Khi thiết lập dung sai công nghệ cho sự mất cân bằng dư của trục chính, thông thường người ta khuyên rằng cấp độ chính xác của việc cân bằng trục chính nên cao hơn ít nhất 1-2 cấp so với sản phẩm đang được cân bằng trên máy.

Xét đến các đặc điểm thiết kế của trục chính đã được đề cập ở trên, việc cân bằng chúng cần được thực hiện trên hai mặt phẳng.

3.2.1.3.6. Đảm bảo các yêu cầu về khả năng chịu tải và độ bền của ổ trục trục chính

Khi thiết kế trục chính và lựa chọn kích thước ổ trục, nên đánh giá sơ bộ độ bền và khả năng chịu tải của ổ trục. Phương pháp thực hiện các tính toán này có thể được trình bày chi tiết trong ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Ổ trục lăn - Xếp hạng tải trọng động và tuổi thọ định mức" [3], cũng như trong nhiều sổ tay về ổ trục lăn (bao gồm cả phiên bản kỹ thuật số).

3.2.1.3.7. Đảm bảo các yêu cầu về mức nhiệt độ chấp nhận được đối với ổ trục trục chính

Theo khuyến nghị trong tài liệu [1], nhiệt độ tối đa cho phép của vòng ngoài ổ trục trục chính không được vượt quá 70°C. Tuy nhiên, để đảm bảo chất lượng cân bằng cao, nhiệt độ khuyến nghị của vòng ngoài không được vượt quá 40 – 45°C.

3.2.1.3.8. Lựa chọn loại truyền động bằng dây đai và thiết kế puli truyền động cho trục chính

Khi thiết kế trục truyền động của máy cân bằng, nên đảm bảo trục quay bằng cách sử dụng hệ thống truyền động bằng dây đai phẳng. Một ví dụ về việc sử dụng đúng cách hệ thống truyền động này cho hoạt động của trục được trình bày trong Hình 3.20 và 3.23. Việc sử dụng truyền động bằng dây đai chữ V hoặc dây đai răng là không mong muốn, vì chúng có thể tạo ra thêm tải trọng động lên trục chính do sự không chính xác về hình học của dây đai và ròng rọc, từ đó có thể dẫn đến các lỗi đo lường bổ sung trong quá trình cân bằng. Các yêu cầu được khuyến nghị cho ròng rọc đối với dây đai truyền động phẳng được nêu trong ISO 17383-73 "Ròng rọc đối với dây đai truyền động phẳng" [4].

Ròng rọc truyền động nên được đặt ở đầu sau của trục chính, càng gần cụm ổ trục càng tốt (với phần nhô ra ngoài ít nhất có thể). Quyết định thiết kế về việc đặt ròng rọc ở vị trí nhô ra, được đưa ra trong quá trình sản xuất trục chính như được thể hiện trong Hình 3.19, có thể được coi là không thành công, vì nó làm tăng đáng kể mô-men tải động của trục truyền động tác động lên các giá đỡ trục chính.

Một nhược điểm đáng kể khác của thiết kế này là việc sử dụng hệ thống truyền động bằng dây đai chữ V; những sai số trong quá trình sản xuất và lắp ráp của hệ thống này cũng có thể là nguyên nhân gây ra tải trọng không mong muốn lên trục chính.

3.3. Giường (Khung giường)

Khung máy là cấu trúc chịu lực chính của máy cân bằng, là nền tảng cho các bộ phận chính của máy, bao gồm các cột đỡ và động cơ truyền động. Khi lựa chọn hoặc chế tạo khung máy cân bằng, cần đảm bảo rằng nó đáp ứng một số yêu cầu, bao gồm độ cứng cần thiết, độ chính xác hình học, khả năng chống rung và khả năng chống mài mòn của các thanh dẫn hướng.

Thực tiễn cho thấy rằng khi chế tạo máy móc phục vụ nhu cầu nội bộ, các loại bàn máy sau đây thường được sử dụng nhất:

• giường bằng gang làm từ các máy cắt kim loại đã qua sử dụng (máy tiện, máy chế biến gỗ, v.v.);
• Giường lắp ráp dạng khung, được lắp ráp bằng các mối nối bu-lông;
• giường hàn làm từ thanh chữ U;
• Lớp nền bê tông polymer có lớp phủ chống rung.

Hình 3.25. Ví dụ về việc sử dụng khung máy gia công gỗ đã qua sử dụng để chế tạo máy cân bằng trục Cardan.

3.4. Hệ thống truyền động cho máy cân bằng

Như phân tích về các giải pháp thiết kế mà khách hàng của chúng tôi áp dụng trong quá trình sản xuất máy cân bằng cho thấy, họ chủ yếu tập trung vào việc sử dụng động cơ xoay chiều (AC) được trang bị bộ biến tần trong quá trình thiết kế hệ thống truyền động. Phương pháp này cho phép điều chỉnh dải tốc độ quay rộng cho các rô-to cân bằng với chi phí tối thiểu. Công suất của các động cơ truyền động chính dùng để quay các rô-to cân bằng thường được lựa chọn dựa trên khối lượng của các rô-to này và có thể ước tính như sau:

• 0,25 - 0,72 kW đối với các máy được thiết kế để cân bằng rôto có khối lượng ≤ 5 kg;
• 0,72 - 1,2 kW đối với các máy được thiết kế để cân bằng rôto có khối lượng > 5 ≤ 50 kg;
• 1,2 - 1,5 kW đối với máy được thiết kế để cân bằng rôto có khối lượng > 50 ≤ 100 kg;
• 1,5 - 2,2 kW đối với máy được thiết kế để cân bằng rôto có khối lượng > 100 ≤ 500 kg;
• 2,2 - 5 kW đối với máy được thiết kế để cân bằng rôto có khối lượng > 500 ≤ 1000 kg;
• Công suất 5 - 7,5 kW dành cho các máy được thiết kế để cân bằng rôto có khối lượng > 1000 ≤ 3000 kg.

Các động cơ này phải được lắp đặt chắc chắn trên khung máy hoặc nền móng của máy. Trước khi lắp đặt trên máy (hoặc tại vị trí lắp đặt), động cơ truyền động chính cùng với puli được lắp trên trục ra của nó cần được cân bằng cẩn thận. Để giảm nhiễu điện từ do bộ biến tần gây ra, nên lắp đặt bộ lọc mạng tại đầu vào và đầu ra của bộ biến tần. Đây có thể là các sản phẩm tiêu chuẩn sẵn có do các nhà sản xuất bộ biến tần cung cấp hoặc các bộ lọc tự chế được làm từ vòng ferrite.

4. Hệ thống đo lường của máy cân bằng

Hầu hết các nhà sản xuất máy cân bằng nghiệp dư khi liên hệ với Công ty TNHH "Kinematics" (Vibromera) đều có kế hoạch sử dụng hệ thống đo lường dòng "Balanset" do công ty chúng tôi sản xuất trong thiết kế của họ. Tuy nhiên, cũng có một số khách hàng có kế hoạch tự sản xuất các hệ thống đo lường này. Do đó, việc thảo luận chi tiết hơn về cấu tạo của một hệ thống đo lường cho máy cân bằng là cần thiết. Yêu cầu chính đối với các hệ thống này là cần cung cấp các phép đo có độ chính xác cao về biên độ và pha của thành phần quay của tín hiệu rung, xuất hiện ở tần số quay của rôto được cân bằng. Mục tiêu này thường đạt được bằng cách sử dụng kết hợp các giải pháp kỹ thuật, bao gồm:

• Sử dụng cảm biến rung có hệ số chuyển đổi tín hiệu cao;
• Việc sử dụng các cảm biến góc pha laser hiện đại;
• Việc chế tạo (hoặc sử dụng) thiết bị phần cứng cho phép khuếch đại và chuyển đổi tín hiệu cảm biến sang dạng số (xử lý tín hiệu sơ cấp);
• Triển khai xử lý phần mềm tín hiệu rung, cho phép trích xuất thành phần quay của tín hiệu rung với độ phân giải cao và ổn định, thể hiện ở tần số quay của rôto cân bằng (xử lý thứ cấp).

Dưới đây, chúng ta sẽ xem xét các biến thể đã biết của những giải pháp kỹ thuật như vậy, được triển khai trong một số thiết bị cân bằng nổi tiếng.

4.1. Lựa chọn cảm biến rung

Trong các hệ thống đo lường của máy cân bằng, có thể sử dụng nhiều loại cảm biến rung (bộ chuyển đổi) khác nhau, bao gồm:

• Cảm biến gia tốc rung (cảm biến gia tốc);
• Cảm biến vận tốc rung;
• Cảm biến dịch chuyển do rung động;
• Cảm biến lực.

4.1.1. Cảm biến gia tốc rung

Trong số các cảm biến gia tốc rung, gia tốc kế áp điện và điện dung (chip) là những loại được sử dụng rộng rãi nhất, có thể được sử dụng hiệu quả trong các máy cân bằng kiểu ổ mềm. Trên thực tế, người ta thường cho phép sử dụng các cảm biến gia tốc rung có hệ số chuyển đổi (Kpr) từ 10 đến 30 mV/(m/s²). Trong các máy cân bằng yêu cầu độ chính xác cân bằng đặc biệt cao, nên sử dụng các gia tốc kế có Kpr đạt mức 100 mV/(m/s²) trở lên. Ví dụ về các gia tốc kế áp điện có thể được sử dụng làm cảm biến rung cho máy cân bằng, Hình 4.1 cho thấy các gia tốc kế áp điện DN3M1 và DN3M1V6 do LLC "Izmeritel" sản xuất.

Hình 4.1. Cảm biến gia tốc piezo DN 3M1 và DN 3M1V6

Để kết nối các cảm biến này với các thiết bị và hệ thống đo rung động, cần phải sử dụng bộ khuếch đại điện tích bên ngoài hoặc tích hợp sẵn.

Hình 4.2. Gia tốc kế điện dung AD1 do LLC "Kinematics" (Vibromera) sản xuất.

Cần lưu ý rằng các cảm biến này, bao gồm các bo mạch gia tốc kế điện dung ADXL 345 được sử dụng rộng rãi trên thị trường (xem Hình 4.3), có một số ưu điểm đáng kể so với gia tốc kế piezo. Cụ thể, chúng rẻ hơn từ 4 đến 8 lần nhưng lại có các thông số kỹ thuật tương tự. Hơn nữa, chúng không yêu cầu sử dụng các bộ khuếch đại điện tích đắt tiền và khó điều chỉnh như đối với gia tốc kế piezo.

Trong các trường hợp sử dụng cả hai loại cảm biến gia tốc trong hệ thống đo lường của máy cân bằng, người ta thường tiến hành tích hợp phần cứng (hay tích hợp kép) các tín hiệu cảm biến.

Hình 4.2. Cảm biến gia tốc điện dung AD 1, đã lắp ráp.

Hình 4.2. Gia tốc kế điện dung AD1 do LLC "Kinematics" (Vibromera) sản xuất.

Cần lưu ý rằng các cảm biến này, bao gồm các bo mạch gia tốc kế điện dung ADXL 345 được sử dụng rộng rãi trên thị trường (xem Hình 4.3), có một số ưu điểm đáng kể so với gia tốc kế piezo. Cụ thể, chúng rẻ hơn từ 4 đến 8 lần nhưng lại có các thông số kỹ thuật tương tự. Hơn nữa, chúng không yêu cầu sử dụng các bộ khuếch đại điện tích đắt tiền và khó điều chỉnh như đối với gia tốc kế piezo.

Hình 4.3. Bo mạch gia tốc kế điện dung ADXL 345.

Trong trường hợp này, tín hiệu ban đầu từ cảm biến, tỷ lệ thuận với gia tốc dao động, sẽ được chuyển đổi thành tín hiệu tỷ lệ thuận với vận tốc dao động hoặc độ dịch chuyển. Quy trình tích phân kép tín hiệu dao động đặc biệt có ý nghĩa khi sử dụng cảm biến gia tốc trong các hệ thống đo lường cho máy cân bằng tốc độ thấp, nơi dải tần số quay thấp nhất của rô-to trong quá trình cân bằng có thể xuống đến 120 vòng/phút hoặc thấp hơn. Khi sử dụng cảm biến gia tốc điện dung trong hệ thống đo lường của máy cân bằng, cần lưu ý rằng sau khi tích phân, tín hiệu của chúng có thể chứa nhiễu tần số thấp, biểu hiện trong dải tần số từ 0,5 đến 3 Hz. Điều này có thể hạn chế dải tần số thấp hơn của quá trình cân bằng trên các máy dự định sử dụng các cảm biến này.

4.1.2. Cảm biến vận tốc dao động

4.1.2.1. Cảm biến vận tốc dao động cảm ứng.

Các cảm biến này bao gồm một cuộn dây cảm ứng và một lõi từ. Khi cuộn dây dao động so với lõi đứng yên (hoặc lõi dao động so với cuộn dây đứng yên), một điện động lực (EMF) sẽ được cảm ứng trong cuộn dây, và điện áp của nó tỷ lệ thuận với tốc độ dao động của phần tử chuyển động của cảm biến. Hệ số chuyển đổi (Кпр) của các cảm biến cảm ứng thường khá cao, đạt đến vài chục hoặc thậm chí hàng trăm mV/mm/giây. Đặc biệt, hệ số chuyển đổi của cảm biến Schenck model T77 là 80 mV/mm/giây, và đối với cảm biến IRD Mechanalysis model 544M, hệ số này là 40 mV/mm/giây. Trong một số trường hợp (ví dụ như trong máy cân bằng Schenck), người ta sử dụng các cảm biến tốc độ dao động cảm ứng đặc biệt có độ nhạy cao kèm bộ khuếch đại cơ học, nơi hệ số chuyển đổi (Кпр) có thể vượt quá 1000 mV/mm/giây. Nếu sử dụng cảm biến tốc độ dao động cảm ứng trong hệ thống đo lường của máy cân bằng, việc tích hợp phần cứng tín hiệu điện tỷ lệ với tốc độ dao động cũng có thể được thực hiện, chuyển đổi nó thành tín hiệu tỷ lệ với độ dịch chuyển dao động.

Hình 4.4. Cảm biến Model 544M của IRD Mechanalysis.

Hình 4.5. Cảm biến Model T77 của Schenck

Cần lưu ý rằng do quy trình sản xuất đòi hỏi nhiều công sức, các cảm biến tốc độ dao động cảm ứng là những thiết bị khá hiếm và đắt tiền. Do đó, mặc dù các cảm biến này có những ưu điểm rõ ràng, các nhà sản xuất máy cân bằng nghiệp dư vẫn rất ít khi sử dụng chúng.

4.2. Cảm biến góc pha

Để đồng bộ hóa quá trình đo độ rung với góc quay của rôto cân bằng, người ta sử dụng các cảm biến góc pha, chẳng hạn như cảm biến laser (quang điện) hoặc cảm biến cảm ứng. Các cảm biến này được sản xuất với nhiều kiểu dáng khác nhau bởi các nhà sản xuất trong và ngoài nước. Giá của các cảm biến này có thể dao động đáng kể, từ khoảng 40 đến 200 đô la. Một ví dụ về thiết bị như vậy là cảm biến góc pha do "Diamex" sản xuất, được thể hiện trong hình 4.11.

Hình 4.11: Cảm biến góc pha của hãng "Diamex""

Ví dụ khác, Hình 4.12 cho thấy một mô hình được triển khai bởi LLC "Kinematics" (Vibromera), sử dụng máy đo tốc độ laser model DT 2234C sản xuất tại Trung Quốc làm cảm biến góc pha. Những ưu điểm nổi bật của cảm biến này bao gồm:

• Dải hoạt động rộng, cho phép đo tần số quay của rôto từ 2,5 đến 99.999 vòng/phút, với độ phân giải không nhỏ hơn một vòng;
• Màn hình kỹ thuật số;
• Dễ dàng cài đặt đồng hồ đo tốc độ để tiến hành đo lường;
• Giá cả phải chăng và chi phí thị trường thấp;
• Việc điều chỉnh để tích hợp vào hệ thống đo lường của máy cân bằng tương đối đơn giản.

Hình 4.12: Máy đo tốc độ bằng laser mẫu DT 2234C

Trong một số trường hợp, khi việc sử dụng cảm biến laser quang học là không mong muốn vì bất kỳ lý do gì, chúng có thể được thay thế bằng cảm biến dịch chuyển không tiếp xúc cảm ứng, chẳng hạn như mẫu ISAN E41A đã đề cập trước đó hoặc các sản phẩm tương tự của các nhà sản xuất khác.

4.3. Tính năng xử lý tín hiệu trong cảm biến rung

Để đo chính xác biên độ và pha của thành phần quay của tín hiệu rung trong thiết bị cân bằng, người ta thường sử dụng kết hợp các công cụ xử lý phần cứng và phần mềm. Những công cụ này cho phép:

• Lọc tín hiệu analog của cảm biến bằng phần cứng băng thông rộng;
• Khuếch đại tín hiệu tương tự của cảm biến;
• Tích hợp và/hoặc tích hợp kép (nếu cần) tín hiệu tương tự;
• Lọc băng thông hẹp của tín hiệu tương tự bằng bộ lọc theo dõi;
• Chuyển đổi tín hiệu tương tự sang số;
• Lọc đồng bộ tín hiệu số;
• Phân tích hài hòa của tín hiệu số.

4.3.1. Lọc tín hiệu băng thông rộng

Quy trình này rất cần thiết để làm sạch tín hiệu cảm biến rung khỏi các nhiễu tiềm ẩn có thể xảy ra ở cả giới hạn dưới và giới hạn trên của dải tần số thiết bị. Đối với thiết bị đo của máy cân bằng, nên đặt giới hạn dưới của bộ lọc thông dải ở mức 2-3 Hz và giới hạn trên ở mức 50 (100) Hz. Lọc "dưới" giúp triệt tiêu nhiễu tần số thấp có thể xuất hiện ở đầu ra của các loại bộ khuếch đại đo cảm biến khác nhau. Lọc "trên" loại bỏ khả năng nhiễu do sự kết hợp tần số và các rung động cộng hưởng tiềm ẩn của các thành phần cơ khí riêng lẻ của máy.

4.3.2. Khuếch đại tín hiệu tương tự từ cảm biến

Nếu cần tăng độ nhạy của hệ thống đo lường của máy cân bằng, tín hiệu từ các cảm biến rung đến đầu vào của bộ phận đo có thể được khuếch đại. Có thể sử dụng cả bộ khuếch đại tiêu chuẩn với độ khuếch đại không đổi và bộ khuếch đại đa tầng, có độ khuếch đại có thể được thay đổi theo chương trình tùy thuộc vào mức tín hiệu thực tế từ cảm biến. Một ví dụ về bộ khuếch đại đa tầng có thể lập trình bao gồm các bộ khuếch đại được tích hợp trong các bộ chuyển đổi đo điện áp như E154 hoặc E14-140 của LLC "L-Card".

4.3.3. Hội nhập

Như đã lưu ý trước đó, nên tích hợp phần cứng và/hoặc tích hợp kép các tín hiệu cảm biến rung trong hệ thống đo của máy cân bằng. Do đó, tín hiệu gia tốc kế ban đầu, tỷ lệ thuận với gia tốc rung, có thể được chuyển đổi thành tín hiệu tỷ lệ với tốc độ rung (tích hợp) hoặc độ dịch chuyển rung (tích hợp kép). Tương tự, tín hiệu cảm biến tốc độ rung sau khi tích hợp có thể được chuyển thành tín hiệu tỷ lệ thuận với độ dịch chuyển rung.

4.3.4. Lọc băng thông hẹp của tín hiệu tương tự bằng bộ lọc theo dõi

Để giảm nhiễu và nâng cao chất lượng xử lý tín hiệu rung trong hệ thống đo của máy cân bằng, có thể sử dụng các bộ lọc theo dõi băng hẹp. Tần số trung tâm của các bộ lọc này được tự động điều chỉnh theo tần số quay của rôto cân bằng bằng cách sử dụng tín hiệu cảm biến vòng quay của rôto. Các mạch tích hợp hiện đại, chẳng hạn như MAX263, MAX264, MAX267, MAX268 của "MAXIM", có thể được sử dụng để tạo ra các bộ lọc như vậy.

4.3.5. Chuyển đổi tín hiệu tương tự sang kỹ thuật số

Chuyển đổi tín hiệu tương tự sang số là một quy trình quan trọng đảm bảo khả năng cải thiện chất lượng xử lý tín hiệu rung trong quá trình đo biên độ và pha. Quy trình này được thực hiện trong tất cả các hệ thống đo lường hiện đại của máy cân bằng. Một ví dụ về việc triển khai hiệu quả các bộ chuyển đổi ADC như vậy là các bộ chuyển đổi đo điện áp loại E154 hoặc E14-140 của LLC "L-Card", được sử dụng trong một số hệ thống đo lường của máy cân bằng do LLC "Kinematics" (Vibromera) sản xuất. Ngoài ra, LLC "Kinematics" (Vibromera) cũng có kinh nghiệm sử dụng các hệ thống vi xử lý rẻ hơn dựa trên bộ điều khiển "Arduino", vi điều khiển PIC18F4620 của "Microchip" và các thiết bị tương tự.

4.1.2.2. Cảm biến vận tốc rung dựa trên gia tốc kế áp điện

Cảm biến loại này khác với gia tốc kế áp điện tiêu chuẩn ở chỗ nó có bộ khuếch đại và tích phân điện tích tích hợp bên trong vỏ, cho phép nó xuất ra tín hiệu tỷ lệ thuận với vận tốc rung. Ví dụ, các cảm biến vận tốc rung áp điện do các nhà sản xuất trong nước (công ty ZETLAB và LLC "Vibropribor") sản xuất được thể hiện trong Hình 4.6 và 4.7.

Hình 4.6. Cảm biến Model AV02 của ZETLAB (Nga)

Hình 4.7. Cảm biến Model DVST 2 của LLC "Vibropribor""

Các cảm biến này được sản xuất bởi nhiều nhà sản xuất khác nhau (cả trong nước và nước ngoài) và hiện đang được sử dụng rộng rãi, đặc biệt là trong các thiết bị đo rung động cầm tay. Giá thành của các cảm biến này khá cao, có thể lên tới 20.000 đến 30.000 rúp mỗi chiếc, ngay cả đối với các sản phẩm của các nhà sản xuất trong nước.

4.1.3. Cảm biến độ dịch chuyển

Trong các hệ thống đo lường của máy cân bằng, các cảm biến dịch chuyển không tiếp xúc – loại điện dung hoặc điện cảm – cũng có thể được sử dụng. Các cảm biến này có thể hoạt động ở chế độ tĩnh, cho phép ghi nhận các quá trình rung động bắt đầu từ 0 Hz. Việc sử dụng chúng có thể đặc biệt hiệu quả trong trường hợp cân bằng rôto tốc độ thấp với tốc độ quay từ 120 vòng/phút trở xuống. Hệ số chuyển đổi của các cảm biến này có thể đạt tới 1000 mV/mm và cao hơn, mang lại độ chính xác và độ phân giải cao trong việc đo dịch chuyển, ngay cả khi không cần khuếch đại bổ sung. Một ưu điểm rõ ràng của các cảm biến này là chi phí tương đối thấp, đối với một số nhà sản xuất trong nước không vượt quá 1000 rúp. Khi sử dụng các cảm biến này trong máy cân bằng, điều quan trọng cần lưu ý là khe hở làm việc danh nghĩa giữa phần tử nhạy cảm của cảm biến và bề mặt của vật thể rung động bị giới hạn bởi đường kính của cuộn dây cảm biến. Ví dụ, đối với cảm biến được thể hiện trong Hình 4.8, model ISAN E41A của "TEKO," khe hở làm việc được chỉ định thường là từ 3,8 đến 4 mm, cho phép đo độ dịch chuyển của vật thể rung trong phạm vi ±2,5 mm.

Hình 4.8. Cảm biến dịch chuyển cảm ứng model ISAN E41A của TEKO (Nga)

4.1.4. Cảm biến lực

Như đã đề cập trước đó, các cảm biến lực được sử dụng trong các hệ thống đo lường được lắp đặt trên máy cân bằng trục cứng. Các cảm biến này, đặc biệt là do quy trình sản xuất đơn giản và chi phí tương đối thấp, thường là cảm biến lực áp điện. Các ví dụ về loại cảm biến này được trình bày trong Hình 4.9 và 4.10.

Hình 4.9. Cảm biến lực SD 1 của Kinematika LLC

Hình 4.10: Cảm biến lực dùng cho máy cân bằng ô tô, do "STO Market" bán."

Các cảm biến lực sử dụng cảm biến biến dạng, được sản xuất bởi nhiều nhà sản xuất trong và ngoài nước, cũng có thể được sử dụng để đo biến dạng tương đối tại các điểm đỡ của máy cân bằng ổ cứng.

4.4. Sơ đồ chức năng của hệ thống đo lường của máy cân bằng "Balanset 2""

Hệ thống đo lường "Balanset 2" thể hiện cách tiếp cận hiện đại trong việc tích hợp các chức năng đo lường và tính toán vào máy cân bằng. Hệ thống này cung cấp khả năng tính toán tự động trọng lượng hiệu chỉnh bằng phương pháp hệ số ảnh hưởng và có thể được điều chỉnh cho nhiều cấu hình máy khác nhau.

Hệ thống bao gồm các chức năng điều chỉnh tín hiệu, chuyển đổi tương tự sang số, xử lý tín hiệu số và các thuật toán tính toán tự động. Hệ thống có thể xử lý cả các kịch bản cân bằng hai mặt phẳng và nhiều mặt phẳng với độ chính xác cao.

4.5. Tính toán các thông số của trọng lượng hiệu chỉnh được sử dụng trong cân bằng rôto

Việc tính toán trọng lượng hiệu chỉnh dựa trên phương pháp hệ số ảnh hưởng, phương pháp này xác định cách rôto phản ứng với trọng lượng thử nghiệm ở các mặt phẳng khác nhau. Phương pháp này là nền tảng cho tất cả các hệ thống cân bằng hiện đại và cung cấp kết quả chính xác cho cả rôto cứng và rôto mềm.

4.5.1. Nhiệm vụ cân bằng cánh quạt hai trục và các phương pháp giải quyết

Đối với rôto có hai điểm tựa (cấu hình phổ biến nhất), nhiệm vụ cân bằng bao gồm việc xác định hai trọng số hiệu chỉnh - một cho mỗi mặt phẳng hiệu chỉnh. Phương pháp hệ số ảnh hưởng sử dụng cách tiếp cận sau:

1. Đo lường ban đầu (Lần chạy 0): Đo độ rung mà không cần dùng đến quả cân thử nghiệm.
2. Lần chạy thử đầu tiên (Lần chạy 1): Thêm trọng lượng thử nghiệm đã biết vào Mặt phẳng 1, đo phản hồi.
3. Lần chạy thử thứ hai (Run 2): Di chuyển vật thử trọng lượng sang Mặt phẳng 2, đo phản ứng.
4. Tính toán: Phần mềm tính toán trọng lượng hiệu chỉnh vĩnh viễn dựa trên các phản hồi đo được.

Cơ sở toán học liên quan đến việc giải một hệ phương trình tuyến tính liên hệ ảnh hưởng của trọng lượng thử nghiệm đến các hiệu chỉnh cần thiết trên cả hai mặt phẳng cùng một lúc.

Hình 3.26 và 3.27 trình bày các ví dụ về việc sử dụng giường máy tiện, dựa trên đó đã chế tạo ra một máy cân bằng chuyên dụng loại Hard Bearing dành cho trục vít và một máy cân bằng đa năng loại Soft Bearing dành cho rô-to hình trụ. Đối với các nhà sản xuất tự làm (DIY), những giải pháp này cho phép tạo ra một hệ thống giá đỡ chắc chắn cho máy cân bằng với thời gian và chi phí tối thiểu, trên đó có thể lắp đặt các loại giá đỡ khác nhau (cả Hard Bearing và Soft Bearing). Nhiệm vụ chính của nhà sản xuất trong trường hợp này là đảm bảo (và khôi phục nếu cần thiết) độ chính xác hình học của các thanh dẫn máy mà các giá đỡ sẽ dựa vào. Trong điều kiện sản xuất tự làm, thường sử dụng phương pháp cạo mịn để khôi phục độ chính xác hình học cần thiết của các thanh dẫn.

Hình 3.28 Hình ảnh cho thấy một phiên bản giường máy được lắp ráp từ hai thanh dẫn hướng. Trong quá trình sản xuất giường máy này, người ta sử dụng các mối nối bằng bu-lông có thể tháo rời, giúp giảm thiểu hoặc loại bỏ hoàn toàn hiện tượng biến dạng của giường máy trong quá trình lắp ráp mà không cần thực hiện các công đoạn gia công bổ sung. Để đảm bảo độ chính xác hình học cần thiết cho các thanh dẫn hướng của giường máy này, có thể cần phải gia công cơ khí (mài, phay tinh) các mặt bích trên của các thanh dẫn hướng được sử dụng.

Hình 3.29 và 3.30 các biến thể của giường hàn, cũng được chế tạo từ hai thanh dầm. Công nghệ sản xuất loại giường này có thể đòi hỏi một loạt các công đoạn bổ sung, chẳng hạn như xử lý nhiệt để giải phóng ứng suất bên trong phát sinh trong quá trình hàn. Tương tự như giường lắp ghép, để đảm bảo độ chính xác hình học phù hợp của các thanh dẫn hướng trên giường hàn, cần lên kế hoạch gia công cơ khí (mài, phay tinh) cho các mặt bích trên cùng của các thanh dầm được sử dụng.

4.5.2. Phương pháp cân bằng động cho các rotor đa điểm tựa

Các rôto đa điểm đỡ (ba hoặc bốn điểm đỡ) đòi hỏi quy trình cân bằng phức tạp hơn. Mỗi điểm đỡ đều góp phần vào hành vi động tổng thể, và việc hiệu chỉnh phải tính đến sự tương tác giữa tất cả các mặt phẳng.

Phương pháp này mở rộng cách tiếp cận hai mặt phẳng bằng cách:

• Đo độ rung tại tất cả các điểm đỡ.
• Sử dụng nhiều vị trí trọng lượng thử nghiệm khác nhau
• Giải các hệ phương trình tuyến tính lớn hơn
• Tối ưu hóa phân bổ trọng số hiệu chỉnh

Đối với trục các đăng và các rôto dài tương tự, phương pháp này thường đạt được mức độ mất cân bằng dư tương ứng với cấp chất lượng ISO G6.3 hoặc tốt hơn.

4.5.3. Các công cụ tính toán để cân bằng cánh quạt đa điểm tựa

Các thuật toán tính toán chuyên dụng đã được phát triển cho cấu hình rôto ba điểm tựa và bốn điểm tựa. Các công cụ tính toán này được tích hợp trong phần mềm Balanset-4 và có thể tự động xử lý các hình dạng rôto phức tạp.

Các công cụ tính toán này tính đến:

• Độ cứng hỗ trợ thay đổi
• Sự ghép nối chéo giữa các mặt phẳng hiệu chỉnh
• Tối ưu hóa vị trí đặt tạ để dễ tiếp cận
• Kiểm tra lại kết quả tính toán

5. Các khuyến nghị về việc kiểm tra hoạt động và độ chính xác của máy cân bằng

Độ chính xác và độ tin cậy của máy cân bằng phụ thuộc vào nhiều yếu tố, bao gồm độ chính xác hình học của các bộ phận cơ khí, đặc tính động học của các giá đỡ và khả năng hoạt động của hệ thống đo lường. Việc kiểm tra định kỳ các thông số này đảm bảo chất lượng cân bằng ổn định và giúp xác định các vấn đề tiềm ẩn trước khi chúng ảnh hưởng đến sản xuất.

5.1. Kiểm tra độ chính xác hình học của máy

Kiểm tra độ chính xác hình học bao gồm việc kiểm tra sự thẳng hàng của các giá đỡ, độ song song của các thanh dẫn hướng và độ đồng tâm của các cụm trục chính. Các kiểm tra này nên được thực hiện trong quá trình thiết lập ban đầu và định kỳ trong quá trình vận hành để đảm bảo duy trì độ chính xác.

5.2. Kiểm tra các đặc tính động của máy

Kiểm tra đặc tính động bao gồm việc đo tần số tự nhiên của các bộ phận đỡ và khung để đảm bảo chúng được tách biệt đúng cách khỏi tần số hoạt động. Điều này giúp ngăn ngừa các vấn đề cộng hưởng có thể ảnh hưởng đến độ chính xác cân bằng.

5.3. Kiểm tra khả năng hoạt động của hệ thống đo lường

Việc kiểm định hệ thống đo lường bao gồm hiệu chuẩn cảm biến, kiểm tra căn chỉnh pha và kiểm tra độ chính xác xử lý tín hiệu. Điều này đảm bảo đo lường đáng tin cậy biên độ và pha dao động ở mọi tốc độ hoạt động.

5.4. Kiểm tra các đặc tính độ chính xác theo tiêu chuẩn ISO 20076-2007

Tiêu chuẩn ISO 20076-2007 cung cấp các quy trình tiêu chuẩn hóa để kiểm chứng độ chính xác của máy cân bằng bằng cách sử dụng các rôto thử nghiệm đã được hiệu chuẩn. Các quy trình này giúp xác nhận hiệu suất của máy so với các tiêu chuẩn được quốc tế công nhận.

Văn học

1. Reshetov DN (biên tập). "Chi tiết và cơ cấu của máy công cụ cắt kim loại." Moscow: Mashinostroenie, 1972.
2. Kellenberger W. "Mài xoắn ốc các bề mặt hình trụ." Máy móc, 1963.
3. ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Vòng bi lăn - Xếp hạng tải trọng động và tuổi thọ định mức.""
4. Tiêu chuẩn ISO 17383-73 "Ròng rọc cho dây đai truyền động phẳng.""
5. ISO 1940-1-2007 "Rung động. Yêu cầu về chất lượng cân bằng của rôto cứng.""
6. Tiêu chuẩn ISO 20076-2007 "Quy trình kiểm định độ chính xác của máy cân bằng.""