Статична балансування роторів

Установка для статичного балансування роторів методом прямого вимірювання статичного моменту

1. ВСТУП.

Метою і завданням цієї роботи є вивчення процесу статичного зрівноважування. Відомо, що з розвитком науково технічного прогресу-, швидкості обертання деталей машин зросли до кількох десятків, а в деяких умовах, сотень тисяч обертів на хв. При таких швидкостях навіть незначна неврівноважена маса може призвести до виходу з ладу і навіть аварії механізму або апарату. Але тут йдеться вже про динамічному балансуванню. Як проміжна стадія динамічного балансування є статична. Вона дозволяє виявити явну неврівноваженість ротора. У цій роботі також метою є підвищення точності статичного балансування, і її автоматизація. Це вдалося завдяки широким патентним дослідженням. Була розроблена оптимальна модель лабораторного стенду для статичного балансування роторів. Тут нам вдалося вирішити питання зниження коефіцієнта тертя в опорах. Оригінальність рішення полягає в тому, що ще в процесі проектування була закладена база для подальшої модернізації і поліпшення роботи окремих вузлів стенда. Для універсальності виготовлення використовуються промислові вузли і деталі. Результатом роботи має стати готова лабораторна установка, на якій можна проводити експерименти.

Теорія балансування техніки представляє собою комплекс дуже складних і важливих для сучасного технічного прогресу розділів, до яких відносяться:

I. Теоретичні основи балансування жорстких роторів і верстатів для їх урівноваження.

II. Теорія та засоби балансування гнучких роторів.

III. Теорія і урівноваження механізмів.

IV. Теорія допустимих дисбалансів роторів.

I

Як відомо, при конструюванні кожного ротора повинні виконуватися дві умови. По-перше, ротор повинен являти собою врівноважене тіло у випадку точного його виготовлення. По-друге, у ротора повинні бути передбачені площині корекції, в яких він може бути врівноважений після виготовлення і при ремонті.

Балансування обертових мас є одним з основних засобів зменшення вібрацій і збільшення надійності і довговічності машин і приладів.

Спочатку завдання урівноваження вирішувалася розрахунковим і експериментальним шляхом. Точне інструментальне урівноваження обертових мас виявилося можливим тільки до кінця XIX ст. у зв'язку з впровадженням високооборотних парових турбін. Спеціально сконструйовані для динамічного врівноваження роторів балансувальні верстати з'явилися на початку XX ст.

Збільшення швидкостей обертання і мас роторів викликало постійно зростаючу необхідність у збільшенні точності урівноваження і продуктивності балансувальних верстатів. Це створило сприятливі умови для розширення фронту робіт з удосконалення балансувального обладнання та вишукування нових принципів його роботи.

В кінці 30-х років найбільше поширення знайшли верстати з маятникової рамою і різними конструкціями механічних і електромеханічних вимірювальних приладів для визначення дисбалансів ротора в площині корекції.

Балансувальні верстати цього класу дозволяють балансувати ротори з високою точністю. Їх використовують в даний час на таких ділянках виробництва, де не потрібна велика продуктивність.

У наступні роки завдяки успіхам у галузі електроніки з'явилася можливість створення чутливих балансувальних верстатів з рухомими опорами без використання явища резонансу механічної системи. Це дозволило зберегти одночасну рухливість обох опор ротора під час балансування, застосувати електричну схему для усунення взаємного впливу площин корекції і виключити операцію перевстановлення ротора в процесі врівноваження. З'єднання цієї переваги з легкістю і зручністю відліку величини і місця коригувальних мас на електронних вимірниках помітно зменшило час балансування роторів. Підвищена продуктивність таких верстатів забезпечила їм швидке і широке поширення в різних галузях промисловості.

Перше фундаментальне дослідження динаміки балансувальних верстатів, вироблене видатним російським ученим акад. А. Н. Крилов, збігається з поширенням балансувальних верстатів і методів статичного і динамічного врівноваження роторів.

Теорія балансувальних верстатів продовжує удосконалюватися і в даний час.

II

Прагнення до збільшення швидкості обертання роторів у сучасних машинах і приладах призводить до необхідності збільшення її до значень, що перевищують першу, а іноді другу і третю критичні швидкості.

При таких швидкостях обертання ротори стають гнучкими, внаслідок чого балансування їх у двох площинах корекції виявляється недостатньою. Це пояснюється тим, що урівноваження гнучкого ротора в двох площинах корекції може бути виконано

тільки для певної швидкості обертання. При будь-якій іншій швидкості ротор знову стає неврівноваженим. З цієї причини ротори, повністю урівноважені на балансувальному верстаті при порівняно малій швидкості, знову виходять неврівноваженими при експлуатаційних швидкостях.

В даний час гнучкі ротори врівноважуються в трьох і більшій кількості площин корекції на спеціальних верстатах і стендах або безпосередньо у власному корпусі на місці їх встановлення. Специфіка врівноваження гнучких роторів була помічена ще А. стодолою і розроблялася В. Блессом. Однак цієї проблеми було приділено достатньо уваги тільки в середині 50-х років.

Великий вплив на теорію і практику балансування гнучких роторів справила робота А. Мільдаля, в якій обгрунтовано принцип незалежного врівноваження кожної гармоніки функції розподіленого дисбалансу, яке потрібно виробляти при обертанні ротора на відповідних критичних швидкостях.

Теорія зрівноважування гнучких роторів за власними формами коливань була розвинена в роботах радянських вчених та ін Ця теорія є вихідним напрямком у практиці врівноваження. Проте її застосування обмежується складністю операцій. Так, для того щоб відбалансувати ротор по n формам власних коливань, необхідно зробити n +1 запусків турбомашини з розподілом вздовж ротора n систем пробних вантажів.

Слід вказати на розвиток і інших методів врівноваження гнучких роторів, що не вимагають знання форм власних коливань. Це експериментально-розрахункові методи визначення ексцентриситетів по зміні деформації ротора, реакцій опор і ін

Використання цих нових методів в даний час стало можливим завдяки застосуванню ЕОМ.

Теорія зрівноважування гнучких роторів стосовно турбогенератора отримала практичне застосування на заводі "Електросила". В авіаційній промисловості розроблені і побудовані вібровимірювальних балансувальні стенди з вакуумною камерою, що дозволяють проводити балансування гнучких роторів турбомашин в умовах, близьких до експлуатаційних.

III

Зрівноважування механізмів має в даний час дуже велике значення в техніці у зв'язку з необхідністю створення більш потужних і більш продуктивних поршневих машин і різних механізмів для реалізації високошвидкісних технологічних процесів в текстильній, взуттєвої, харчової, металообробної та інших галузях промисловості.

Основи теорії врівноваження механізмів були закладені в роботах акад. І. І. Артоболевського і потім успішно розвивалися в області врівноваження:

Плоских механізмів;

Просторових механізмів;

Механізмів з несиметричними ланками;

Механізмами зі змінними масами ланок;

Механізмів багатоциліндрових машин з однаковими і неоднаковими шатунно-поршневими групами.

1) Найбільш повно дозволені завдання статичного зрівноважування як плоских, так і просторових механізмів з постійними масами і з симетричними ланками. Ці завдання вирішуються методом наведених точкових мас або методом векторів головних точок ланок.

Однак у зв'язку з безперервним зростанням швидкостей ланок зниження рівня вібрацій і збільшення продуктивності механізмів за рахунок тільки статичного зрівноважування стає неможливим. Тому доводиться застосовувати на практиці методи динамічного врівноваження механізмів. Повне рішення цього завдання зустрічає великі конструктивні труднощі. Проте точне урівноваження в будь-якому плоскому механізмі з симетричними ланками і з постійними масами головного вектора і першої гармоніки головного моменту системи неврівноважених сил досягається простими конструктивними засобами.

Наприклад, для шарнірного чотириланкового механізму необхідні дві коригувальні маси, для кривошипно-ползунного механізму - одна коригувальна маса і т.д. Якість такого урівноваження плоских механізмів виходить досить гарним.

2) Зрівноважування просторових механізмів має в даний час важливе значення для багатьох галузей народного господарства. Такі механізми зустрічаються в літаках, автомобілях, в приладах різного призначення, а також у сільськогосподарських текстильних, взуттєвих, харчових та інших машинах. Визначення моменту неврівноважених сил і знаходження умов, за яких ці сили будуть відсутні, представляє незрівнянно більш складну задачу, ніж у випадку плоских механізмів, і вимагає для свого рішення спеціального математичного апарату.

В даний час теорія просторових механізмів розроблена недостатньо і вимагає подальшого розвитку.

3) Механізми з несиметричними ланками часто зустрічаються в техніці. Зрівноважування їх має ряд особливостей.

Рішення завдання урівноваження плоских механізмів з несиметричними ланками вперше було отримано в роботі методом лінійно-незалежних векторів, що дозволяють знаходити величину і координати коригувальних мас. Цей метод є перспективним, але й дещо складним при зрівноважуванні багатоланкових механізмів. Тому методика врівноваження механізмів з несиметричними ланками за допомогою векторів головних точок ланок і відрізків механізму, що відрізняється простотою і наочністю, що дозволяє використовувати її для статичного і динамічного врівноваження шарнірних механізмів різних класів і порядків.

4) Завдання аналізу неврівноважених сил, що діють в багатоциліндрових машинах, і їх урівноваження вирішена в даний час найбільш повно. Але і тут існує цілий комплекс різних завдань, що вимагають додаткового дослідження. Наприклад, практичний інтерес представляють особливості балансування колінчастих валів з технологічними втулками або без них; явище стаціонарного вигину колінчастого валу, що виникає при деяких умовах в багатоциліндрових машинах навіть у тому випадку, коли виконані умови зовнішнього урівноваження сил першого, другого і більш високих порядків; вимагають дозволу деякі завдання з врівноважування багатоциліндрових машин з неоднаковими шатунно-поршневими групами і ряд інших завдань.

5) Зрівноважування механізмів зі змінними масами ланок становить інтерес для багатьох галузей промисловості, сільського господарства і транспорту.

Мінливу масу можуть мати не тільки ротори, але і ланки механізмів. Прикладом ротора зі змінною масою є барабан, з якого змотується або намотується сталева, текстильна, паперова чи яка-небудь інша стрічка. Прикладами механізмів зі змінною масою можуть служити різні грохоти, хитні конвеєри, віброзагрузочние пристрої, вагоноперекидачі та ін

Точне урівноваження механізмів зі змінними масами досягається противагами зі змінними дисбалансами. На практиці часто застосовується наближене урівноваження таких механізмів простими противагами.

У механізмах зі змінними масами діють, як відомо, крім активних, реактивних та коріолісовим сил, ще так звані варіаційні сили, що виникають при нестаціонарному відносному русі мас в системі, і імпульсивні сили, що виникають при відділенні або при додаванні мас у кінематичного ланцюга механізму.

Дослідженню динаміки таких механізмів зі змінними масами присвячені роботи Артоболевського І. І., Бессонова А. П. І ін

IV

Важливим питанням, що мають принципове значення для балансування техніки, є питання про норми точності урановешіванія роторів, від яких, як відомо, залежать: рівень вібрацій машин і приладів; якість технологічних процесів; ступінь шкідливого вібраційного впливу на обслуговуючий персонал; ресурс підшипників та інші характеристики.

Один тільки перелік цих фактів показує, що розробка класів, класів точності балансування роторів є надзвичайно важливим завданням для всіх галузей народного господарства.

Як відомо, у наш країні введений ряд стандартів і галузевих нормалей, в яких регламентовані залишкові дисбаланси ля деяких категорій роторів. Вони враховують: допустимий рівень вібрацій, що діє на людину, сили виникають у машині від сил пружності, електромагнітних та ін, а також первинні помилки деталей, що залежать від прийнятої системи допусків і посадок, дисбаланси, що виникають при монтажі і під час експлуатації машин, і вплив зовнішнього середовища. Облік наведених вище чинників у конкретних умовах завжди пов'язаний з необхідністю проведення досліджень.

В даний час Комітет Стандартів Ради Міністрів РФ затвердив Державний стандарт № 19534-74 "Балансування тіл обертання. Терміни "з введенням його з 1.1.1975 р.

Цей стандарт, який відбиває досягнутий рівень балансування техніки як в нашій країні так і за кордоном, безумовно буде сприяти подальшому підвищенню технічного рівня робіт з врівноважування машин і приладів.

ЛІТЕРАТУРНО-ПАТЕНТНИЙ ПЕРЕГЛЯД.

2.1 Методи і засоби балансування.

Для зручності зіставлення [1] балансувального обладнання для статичного балансування доцільно розділити його, залежно від характеру переміщення осі ротора під час балансувального процесу, на п'ять основних груп (табл. 1).

Таблиця 1

Класифікація устаткування для статичного балансування

продовження таблиці 1

Домовимося також позначати обладнання (верстати, стенди,

і т.д.) для статичного балансування, що працюють в режимі статики, літерами СБС, а обладнання, що працює в режимі динаміки, літерами СБД. Далі до позначення виду обладнання будемо приписувати порядковий номер групи устаткування у відповідності з розбивкою, наведеної вище.

Кожна група устаткування ділиться, в залежності від конструктивних особливостей, на типи, які позначаються малими буквами алфавіту і приписуються до шифру, який позначає дану групу. При такому позначенні повний шифр обладнання буде відображати вид, групу та тип обладнання, тобто характеризувати дане балансувальне пристрій за його основних властивостей.

Зауважимо, що п'ята група балансувальних пристроїв, що працюють в режимі статики, перспективна для поплавкових приладів, для яких визначення статичної неврівноваженості може бути засноване на положенні осі ротора в просторі, якщо ротор знаходиться в підвішеному стані у відповідній рідини.

Обладнання для статичного балансування в динамічному режимі охоплює 4 системи балансувальних машин, до яких входять сім відомих типів обладнання, перерахованих в табл.1.

Найбільше застосування на практиці знайшли балансувальні верстати типу СБД-1а, СБД-4а, СБД-4б, СБД-4в і СБД-5а.

Слід зауважити, що балансувальне обладнання, що працює в режимі динаміки, в залежності від величини відношення частоти балансування w до власної частоти рухомої системи балансувального пристрої w 0 може працювати в трьох режимах:

в дорезонансном режимі при w / w 0 <1;

в резонансному режимі при w / w 0 = 1;

в зарезонансном режимі при w / w 0> 1.

Однак залежність між статичною неврівноваженістю ротора і переміщенням рухомої частини балансування машини визначається загальними для трьох режимів математичними залежностями, приватні значення яких знаходяться шляхом підстановки числових значень, властивих конкретному режиму. Тому введення цієї ознаки в класифікацію не вносить чого-небудь нового. Слід зауважити, що поряд з верстатами, що працюють у динамічному режимі при безперервному обертанні ротора, сюди треба віднести пристрої, в яких ротор знаходиться в режимі кутових коливань.

Практично найбільш поширеним режимом роботи обладнання другого виду є зарезонансний режим, рідше використовується дорезонансний режим і в рідкісних випадках резонансний режим. Область роботи окремих типів балансувального обладнання другого виду показана на рис.1, де графічно представлена ​​залежність амплітуди x коливань рухомої системи верстата від відносної швидкості обертання ротора w / w 0.

Обладнання першого виду, тобто працює в статичному режимі, просто в експлуатації, але потребує високої кваліфікації оператора. Однак даний вид обладнання має обмежену точність, тому що воно повинно відповідати двом суперечливим вимогам: опори стенду повинні сприймати всю масу ротора і в той же час бути чутливими до малих зміщенням центру маси ротора.

На стендах типу СБС-1 і СБС-4 при зміні неврівноваженості ротора зазвичай використовують метод "обходу вантажем" або метод "пробних вантажів", що не дає високої продуктивності, а тому їх застосовувати в масовому виробництві недоцільно. Вимірювання величини і кутової координати неврівноваженості на балансувальних верстатах типу СБС-2 і СБС-3 виконується більш досконалим способом. Зокрема, на стендах типу СБС-2 величина і кутова координата неврівноваженості ротора прочитуються безпосередньо за відповідними шкалами. На стендах типу СБС-3 вимірювання параметрів неврівноваженості ротора можна виконувати методом "обходу вантажем", але зазвичай віддають перевагу більш прогресивний метод "двох вимірів". Метод зводиться до вимірів неврівноваженості ротора в двох взаємно перпендикулярних положеннях безпосередньо на стенді, з наступним визначенням сумарної неврівноваженості за допомогою спеціального пристосування. Ці стенди іноді комплектуються пристроєм для видалення неврівноваженості, що значно підвищує продуктивність статичного балансування. Обладнання другого виду, тобто працює в динамічному режимі, використовується в промисловості порівняно недавно і є новим. Верстати такого виду мають підвищену точність і продуктивністю. Часто процес вимірювання та усунення неврівноваженості виконується в одному агрегаті. Вимірювання величини і кутової координати статичної неврівноваженості на балансувальних верстатах, які працюють у динамічному режимі, здійснюється електричним методом, шляхом вимірювання величини і фази електричного сигналу, що відображає коливання рухомої системи верстата при русі неврівноваженого ротора. Іноді величини і фази електричних сигналів характеризують реакції в опорах ротора при його русі на балансувальному верстаті. Для отримання електричних сигналів користуються електродинамічними або п'єзоелектричними датчиками того чи іншого типу. В окремих випадках для визначення параметрів неврівноваженості користуються методами механіки, тобто вимірюють амплітуди коливань рухомої системи верстата в момент резонансу.

До пристроїв нашого виду відносять стенди, звані балансувальним вагами типу СБС-3а та СБС-3б. Стенди типу СБС-3 працюють в режимі статики, вісь ротора при балансуванні переміщається відносно нерухомої осі, тому вони відносяться до третьої групи першого виду балансувальних пристроїв для статичного уравновновешіванія. [1, т.2 с.511] Стенди типу СБС-3 отримали у виробництві досить широке поширення. В основному використовуються стенди типу СБС-3а, призначені для статичного балансування дископодібних роторів, що мають посадочне базове отвір. Рідше застосовуються стенди типу СБС-3б для роторів, що мають власні опорні шийки.

У промисловості використовуються стенди типу СБС-3 різних конструкцій, але в основі їх лежить одна принципова схема - схема звичайних нерівноплічності важільних терезів, звідки і назва стендів - балансувальні ваги.

Стенд зазвичай забезпечується пристосування для арретірованія рухомої системи і рідинним демпфером для прискорення гасіння власних коливань рухомої системи.

Демпфер складається з рухомої частини 10, прикріпленою до вертикального валу коромисла, бака 11, залитого олією.

Процес визначення величини і положення центру ваги неврівноваженого ротора на попередньо підготовленому стенді зводиться до наступного.

Встановлюють на оправлення балансувальному ротор 7, визначають величину неврівноваженості ротора поворотом його на оправлення до максимального відхилення лівого плеча коромисла вниз і врівноважують вантажем 8, домагаючись, щоб Gr s = Gy l, після цього відраховують величину неврівноваженості за шкалою коромисла. Місце противаги при цьому буде розташовано в площині осі симетрії коромисла зліва проти нерухомого покажчика. Відзначивши важке місце ротора і знявши його з верстата, усувають неврівноваженість. Якщо верстат забезпечений індикатором, то відлік величини неврівноваженості виробляють тим же методом безпосередньо з максимального відхилення стрілки індикатора.

Величину і кутову координату неврівноваженості можна знайти на підставі вимірювання неврівноваженості за двома координатним осям x, y, тобто Gr x і Gr y. Потім за допомогою спеціального пристосування можна визначити повну величину неврівноваженості, використовуючи залежність:

Gr s = Ö ((Gr x) 2 + (Gr y) 2); (1)

а кутове положення центру ваги з умови, що

tg b = Gr x / Gr x, (2)

де кут b відраховується від правого плеча коромисла проти годинникової стрілки.

Балансувальні пристрою при масовому виробництві постачають розрахунковим пристосуванням. Величину неврівноваженості і кутову координату центру маси при балансуванні окремих роторів можна також знайти методом обходу. У цьому випадку, встановивши ротор на балансувальні ваги, вимірюють величину неврівноваженості в шести - восьми равнорасположенних кутових положеннях. Після цього будують графік залежності величини неврівноваженості від кутового положення ротора Gr s = f (b), використовуючи який, визначають величину неврівноваженості за формулою:

Gr s = (Gr s) max - (Gr s) min / 2, (3)

кутову координату неврівноваженості також визначають з графіка, вона буде відповідати кутовій координаті (Gr s) max.

Залишковий зсув центру ваги від балансувальному ротора знаходиться в межах 5-10 мкм. Чутливість балансувальних ваг обмежується наявністю тертя в опорах. Практично чутливість балансувальних ваг визначається радіусом заокруглення призми опори rОП.

Приклади балансування на горизонтальних вагах ми можемо спостерігати відповідно на (рис.3) Надалі змінюючи оправлення можна використовувати один і той же верстат.

2.2 Недоліки статичного балансування.

Недолік статичного балансування полягає в тому, що вона не може виявити неврівноважені пари сил і часто сприяють їхній появі, погіршуючи тим самим збалансованість ротора. Крім того, після статичного балансування, навіть за відсутності неврівноважених пар сил, завжди залишається значний залишковий дисбаланс, обумовлений силами тертя, що діють на цапфи балансувальному ротора під час балансувального процесу. Розглянемо недоліки статичного балансування на прикладах.

Нехай ротор турбогенератора має у площинах диска турбіни і балансувального кільця деякі дисбаланси:

½ D1 ½ = ½ D2 ½ = D. (4)

При цьому умови центр маси S ротора буде лежати на осі обертання і тому ротор не буде повертатися під час його статичного балансування на лінійках або на роликах, навіть при наявності дуже великих дисбалансів D1 і D2. Таким чином, неврівноважений ротор буде здаватися врівноваженим. У дійсності при обертанні ротора з частотою w на нього буде діяти пара сил:

P = Dw 2 (5)

з плечем, рівним l (рис.2), яка викличе постійні за величиною, але змінні по напрямку тиску на підшипники ротора, що дорівнюють:

QA = - QB = P l / L (6)

Ці тиску і будуть служити причиною поганої роботи підшипників.

Припустимо тепер, що неврівноважений ротор має тільки один дисбаланс D1 в площині диска турбіни, викликаний, наприклад, його ексцентричної посадкою на вал. З цієї причини при обертанні ротора з частотою w у площині, що проходить через центр маси диска, повинна виникнути сила:

P1 = D1 w 2, (7)

яка викличе динамічні тиску на підшипники А і В, рівні відповідно (рис.2)

QA = P1 a + L / L = P1 85 + 340 / 340 »1,25 P1; (8)

QB = - P1 a / L = - P1 85 / 340 »- 0,25 P1.

Якщо припустити, що статична балансування ротора буде виконана абсолютно точно шляхом прикріплення корегуючої маси в площині балансувального кільця, то тоді динамічне тиску на підшипники ротора:

Q `A = - Q` B = P1 l / L »P1 340 / 340 = P1. (9)

Таким чином, після статичного балансування ротора динамічний тиск на підшипник В збільшилося в 4 рази. Такий результат ми отримали за умови l = L, коли ж буде l> L і l <L, то динамічний тиск на підшипник В може бути після статичного балансування ротора як більше, так і менше сили Р1. Звідси випливає, що за результат статичного балансування не можна поручитися заздалегідь і сказати, наскільки вона погіршить або поліпшить незбалансованість ротора.

Розглянемо ще один приклад. Уявімо собі, що в попередньому прикладі дисбаланс розташований в одній площині з центром маси ротора, і скажімо, що Балансувальник абсолютно бездоганно виконав статичну балансування шляхом прикріплення корегуючої маси в площині неврівноваженого вантажу. У цьому випадку неврівноважена пара сил при обертанні ротора не виникає, але тим не менш у площині, що проходить через центр маси, все ж таки залишиться дисбаланс, обумовлений тертям кочення:

Dост .= m r, (10)

де m - маса ротора;

r - коефіцієнт тертя кочення.

Величина залишкового дисбалансу Dост. може вийти настільки значною, що в деяких випадках вона виявляється більше величини припустимого дисбалансу. Так, наприклад, в даному випадку залишковий дисбаланс після статичного балансування на лінійках може бути

Dост .= 21,3 × 0,005 × 1000 = 106,5 гсм

(Коефіцієнт r для сталевого валу і сталевої опори приймаємо рівним 0,005 см, а масу ротора 21,3 кг)

у площині, що проходить через центр маси ротора. Відповідно залишкові дисбаланси у площинах колеса вентилятора і балансувального кільця, які вибираються зазвичай для розміщення коригувальних мас, будуть відповідно рівні:

DB = Dост × c / b + c = 106,5 × 136 / 275 = 53 гсм; (11) DК = Dост × b / b + c = 106,5 × 139 / 275 = 53,5 гсм.

Між тим допустимі дисбаланси у площинах корекції, як показують розрахунки, складають для цього ротора:

Dв.доп = 33 гсм;

Dк.доп = 19 гсм.

З наведених прикладів випливає, що статична балансування не тільки не в змозі забезпечити урівноваження розглянутого вище ротора турбогенератора з необхідною точністю, але не може погіршити його збалансованість. Зроблений висновок можна віднести до всіх роторам швидкохідних машин, врівноваження яких повинно виконуватися з наперед заданою точністю.

В даний час для зменшення величини Dост застосовують балансувальні верстати, що дозволяють створювати повітряну подушку між цапфами ротора і опорами верстата (рис.3.1).

малюнок 3.1.

де: 1 - опора верстата балансування;

2,4 - канали для подачі повітря під тиском;

3 - цапфа ротора.

Якщо ротор балансується на підшипниках кочення, то для зменшення залишкового дисбалансу зовнішніми кільцями підшипників задають вимушені коливання в осьовому напрямку з частотою в декілька разів більшою частоти обертання ротора і з амплітудою, яка визначається осьовим зазором (рис.4).

Найбільш сучасними балансувальні верстати для статичного зрівноважування роторів є верстати, що дозволяють вести цей процес в динамічному режимі, під час обертання ротора з постійною або змінною частотою, і вимірювати після усунення впливу моментної неврівноваженості головний вектор дисбалансів ротора в площині, що проходить через центр його маси.

На таких верстатах ротори можуть балансуватися статично не тільки з наперед заданою точністю, але і здійснювати компенсацію дисбалансів в автоматичному або напівавтоматичному режимі.

Однак не слід забувати, що основний недолік статичного балансування, що полягає в неможливості виявити моментную неврівноваженість роторів, усунути не можна. Тому сфера застосування в техніці статичного балансування роторів вельми обмежена.

В даний час статична балансування використовується для врівноваження роторів дископодібної форми, деяких вузлів гіроскопічних приладів та інших, а також у тому випадку, коли єдиною метою урівноваження є приведення центру маси деталі на вісь обертання.

2.3 Особливості настройки обладнання для статичної і динамічної балансування.

Статична балансування являє собою специфічну технологічну операцію, що складається з двох етапів: вимірювання величини і кутової координати неврівноваженості. Обладнання для статичного балансування повинно мати пристрої для вимірювання неврівноваженості та її усунення, причому кращим варіантом вирішення буде об'єднання цих пристроїв у загальному агрегаті. Завданням балансування є отримання статично врівноваженого ротора, тому основним, визначальним якість врівноваження, буде ефективність вимірювання неврівноваженості. Це накладає на вимірювальні прилади, а також на пристрій для усунення та на агрегат в цілому низку вимог, для задоволення яких балансувальне обладнання повинно мати відповідну роздільною здатністю, точністю і продуктивністю.

В даний час урівноваження роторів виробляється або в статичному, чи в динамічному режимі.

У першому випадку ротор під час балансувального процесу

тільки повертається на невеликі кути, а в другому обертається з постійною кутовою швидкістю.

У більшості випадків балансувальне обладнання, крім спеціального, призначене для балансування групи роторів, маса яких змінюється в деякому інтервалі. Вимірювальне пристрій повинен забезпечувати отримання заданої точності на всьому діапазоні, що охоплює дану групу роторів. Якщо вимірювання параметрів статичної неврівноваженості ротора проводиться за допомогою балансувального пристрою, що працює в режимі статики, то точність вимірювання визначається рівнем помилок, що вносяться тертям, що виникають між опорними шийками ротора або його оправлення й напрямними. При балансуванні тертя перешкоджає ротору зайняти однозначне положення стійкої рівноваги і цим обмежує чутливість балансувального пристрою до малих неврівноваженість. Конструкція балансувального пристрою повинна мати жорсткістю, що не допускає деформацію його при навантаженні ротором. Якість обробки і точність виготовлення напрямних, точність установки їх в горизонтальній площині, паралельність і збіг осей опор також визначають якість роботи балансувального обладнання першого виду.

При застосуванні балансувальних пристроїв, що працюють у динамічному режимі з використанням електричних способів вимірювання, точність вимірювання неврівноваженості принципово визначається співвідношенням між рівнями електричних сигналів від перешкод до сигналу від мінімальної неврівноваженості,

яку потрібно виміряти.

При вимірі неврівноваженості в динамічному режимі перешкоди мають широкий спектр частот і виникають як від внутрішніх, так і від зовнішніх причин. Тому балансувальне обладнання, яке працює в динамічному режимі, зазвичай включає частотно-виборчі пристрій для виключення або принаймні істотного зниження впливу внутрішніх і зовнішніх перешкод. Конструкція балансувального пристрою повинна бути такою, щоб на якості балансування не позначалися внутрішні перешкоди, що виникають як при роботі самого пристрою, так і внаслідок роботи навколишнього обладнання. Тому як механічна система, так і вимірювальна частина не повинні допускати

виникнення суттєвих внутрішніх перешкод, що знижують точність вимірювання неврівноваженості. Рівень перешкод повинен бути значно нижче рівня допустимої залишкової неврівноваженості.

Щодо впливу зовнішніх вібрацій на якість балансування слід мати на увазі, що крім усунення їх впливу

за допомогою частотно-виборчих пристроїв потрібно передбачити захист від проникнення в механічну систему перешкод з частотою, що відповідає швидкості обертання ротора при балансуванні.

Сучасне балансувальне обладнання повинно забезпечувати точність і продуктивність при установки його

безпосередньо на загальній плиті підлоги виробничого приміщення або на міжповерхових перекриттях виробничих будівель. В окремих випадках балансувальні машини встановлюють на відокремленому від виробничого приміщення фундаменті або роблять спеціальні виброизолирующие пристрою.

Найчастіше статичної балансуванню піддають дискові ротори, що не мають опорних шийок, і встановлення їх на балансування верстат виконується із застосуванням технологічного валу, званого оправленням. Власна неврівноваженість оправлення і похибка її виготовлення також вносять помилки у вимір параметрів статичної неврівноваженості ротора. Так, наприклад,

зміщення осі оправлення щодо її шийок при балансуванні в статичному режимі, або осі оправлення щодо осі шпинделя при балансуванні в динамічному режимі, на 0,01 мм вносять помилки в процесі вимірювання величини неврівноваженості ротора, рівну 1гр .* см / кг.

Отже, балансувальне обладнання повинно мати пристрій, що дозволяє виключити вплив власної неврівноваженості оправлення або шпинделя на точність

вимірювання статичної неврівноваженості ротора.

Конструкція балансувального обладнання повинна забезпечувати зручний відлік величини кутової координати неврівноваженості. Візуальний відлік параметрів неврівноваженості за шкалами приладів вносить додаткові похибки і знижує точність і продуктивність балансування. Тому бажано, щоб показники вимірників величини і кутової координати неврівноваженості фіксувалися автоматично і не вимагали запису або запам'ятовування.

Настройка устаткування, що працює в статичному режимі, нескладна і зводиться до точної установці його в горизонтальній площині, ретельної вивірки паралельності напрямних і забезпечення збігу осей опор. Настройка устаткування, що працює в динамічному режимі, складніше і зазвичай здійснюється за допомогою еталонних роторів і контрольних вантажів і контрольних вантажів. Так, вимірювальну систему устаткування, що працює в динамічному режимі, зазвичай налаштовують на робочу частоту, встановлюють масштаб вимірювання величини і відлік кутової координати неврівноваженості. Зазвичай переналаштування верстата на ротор іншій ваговій категорії вимагає заміни оправлення і еталонного ротора. Операція з виготовлення і врівноважування еталонних роторів є трудомісткою, дорогою і вимагає високої кваліфікації оператора. Тому для спрощення налагодження устаткування в конструкції його бажано передбачати пристрій для електричного еталонірованія. Хоча це і ускладнює електровимірювальну частина, проте наявність такого пристрою виключає необхідність виготовлення дорогих еталонних роторів. У разі застосування електричного еталонірованія в якості ротора для налаштування може бути використаний навіть ротор, що підлягає балансуванню. Це особливо важливо в умовах дрібносерійного виробництва, де доводиться виконувати часту перебудову обладнання, так як мати спеціальні конфігураційні ротори у цьому випадку не доцільно.

Балансувальне обладнання і пов'язане з ним пристрій для видалення неврівноваженості повинні бути надійні. Отже, механічна система балансувального пристрою повинна бути простою, нескладної і надійною в експлуатації, не вимагає точної вивірки або установки, складатися по можливості з уніфікованих вузлів і деталей, легко замінних при поломці і знос.

Вимірювальну систему також бажано виконувати з уніфікованих блоків, зібраних зі стандартних деталей.

Механічну і вимірювальну системи необхідно захищати від проникнення вологи, металевого пилу, стружки і попадання в рухомі частини інших сторонніх предметів. Процес встановлення, кріплення і знімання балансувальному роторів повинен бути простим і забезпечувати надійне кріплення ротора. Балансувальне обладнання оснащується також відповідними захисними і запобіжними пристроями.

2.4 Призми.

Для мінімального контакту між опорами в балансувальному верстаті доцільно використовувати призми.

Розрізняють опорні, вантажоприймальним і кінцеві сполучні призми.

Призми за допомогою яких важелі спираються на подушки або сережки, називають опорними. [3]

Призми, що сприймають навантаження від платформи або інших важелів, називають вантажоприймальним.

Нарешті, призми передають навантаження, на інший важіль або на коромисло, носять назву кінцевих, або сполучних.

Призма, що несе в собі гіродержатель, по суті також є вантажоприймальної, але її частіше називають кінцевий призмою коромисла або призмою гиредержатель.

Призми виготовляють з високовуглецевої сталі з вмістом вуглецю ні нижче 0,75 - 0,85% (марка У - 8); для ваг високої точності застосовується агат і йому подібні матеріали.

Сталеві призми бувають самих різних профілів, але найбільш поширені чотири профілі: квадратний (рис. 4);

п'ятикутний (мал. 5);

трикутний (рис. 6);

і грушоподібний з кутом при вершині 600 (рис.7).

Призми закладаються в важелі або по всьому периметру - закриті призми, або тільки на одну третину висоти - відкриті призми.

Закрито призми за способом кріплення діляться [3] на:

консольні - забиті з одного кінця і навантажені рівномірним навантаженням по всій довжині;

двохконсольні - забиті в середині довжини і навантажені рівномірним навантаженням з обох кінців або зосередженим навантаженням по кінцях;

двухопорний - забиті в середині і навантажені зосередженим навантаженням;

забиті по кінцях і навантажені рівномірним навантаженням по всій середній частині;

закладені поблизу кінців і навантажені двома зосередженими силами.

Закриті призми слід розраховувати на: срезиваніе, вигин і контактні напруги в робочому ребрі призми.

При розрахунку на срезиваніе, напруга s S визначається за формулою: для консольної призми

s S = Q / F; (12)

для всіх інших призм

s S = Q / 2F, (13)

де Q - розрахункове навантаження;

F - площа перерізу призм.

Розрахунок відкритих призм на срезиваніе і вигин не ведеться, тому що ці призми відчувають тільки деформацію зминання підошви і робочого ребра, в якому виникають контактні напруги.

Розрахунок як відкритих, так і закритих призм на контактні напруги в робочому ребрі ведеться на 1 пог. см леза (табл.2)

таблиця 2

Контактні напруження в вершинах.

У вагах високої точності призми закріплюються установочними гвинтами безпосередньо в гніздах (рис.8), або в спеціальних регульованих каретках (рис.9).

На рис.9 зображено вузол кріплення призми конструкції "Еталон". Регульована каретка 1 кріпиться на плечі коромисла 2 за допомогою двох штифтів 3 та гвинта 4. На верхній частині каретки 1 в циліндричної западині знаходиться сідло 5 із хвостовиком, куди впираються настановні гвинти 6 і 7.

Гвинтами 6 встановлюється необхідне положення призми в горизонтальній площині, а за допомогою гвинтів 7 регулюється довжина плеча.

Для установки паралельності призм служить планка 8, яка повертається навколо втулки 9 і закріплюється в необхідному положенні гвинтом 10. Ця установка проводиться за допомогою гвинтів 11, що проходять через виступи 12 планки 8.

У конструкції "Госметр" вузла кріплення призм (рис. 10) кінець плеча коромисла виконується з виїмкою, на якій встановлюється каретка 1; радіус цієї виїмки менше радіуса опуклості в каретці, внаслідок чого каретка спирається на коромисло в чотирьох точках: двох спереду і ззаду двох .

У нижню частину каретки угвинчений 2 з проточкою в середній частині. У цю проточку впираються своїми кінцями два настановні гвинта 3, угвинчені у виступи 4 коромисла.

При цьому способі кріплення забезпечується надійне з'єднання каретки з коромислом і необхідне положення призм в горизонтальній площині.

Призма 5 укріплена в каретці чотирма гвинтами 6. Ці гвинти стикаються з призмою конічної частиною своїх головок.

Гвинти 6 служать для встановлення паралельності призм. Кріплення призм за допомогою клинового затиску, застосовується у вагах для великих навантажень.

Для забезпечення гарної роботи ваг необхідно, щоб призма була твердою і в той же час не була крихкою.

Ця властивість може бути забезпечене тільки при гарній якості сталі, з якої виготовляються призми, і при правильній термічній обробці.

Подушки і щічки.

Всі призми спираються, а також сприймають або передають навантаження через деталі, звані подушками.

Подушки або закладаються в стійки або сережки на тугу посадку, або вкладаються в ці деталі (самоустановлювальні або хитні).

Подушки, які закладаються на тугу посадку, звичайно виготовляються з високовуглецевої сталі спеціального профілю.

В даний час запресовані подушки витісняються самоустановлювальні подушками майже у всіх видах ваг.

Це відбувається тому, що практично важко запресувати подушку так, щоб призма стикалася з нею по всій довжині леза. Зазвичай призма стикається з подушкою або з одного, або з іншого кінця, що веде до збільшення контактних напруг і до викришування призм.

При самовстановлюються подушках призма стикається з подушкою по всій довжині леза і тому випадків викришування буває значно менше.

Самоустановлювальні подушки бувають двох типів: штамповані, оберігає від випадання щічками, спеціальними прокладками і штифтами, що проходять через сережки, і фрезеровані, які охороняються від випадіння за допомогою штифтів, що проходять через подушку.

Подушки для ваг вантажопідйомністю до 3 т включно виготовляють з маловуглецевої сталі з подальшою цементацією, а для ваг великих навантажень - з високовуглецевої сталі.

У вагах для невеликого навантаження розміри подушок вибираються конструктивно, тому що завжди забезпечується великий запас міцності.

У ваг з великою граничної навантаженням слід перевірити розміри подушок основних важелів на сколювання за формулою:

s S = Р / bh <= Rs (14)

де s S - напруга на сколювання;

Р - прикладене навантаження;

b - довжина подушки;

h - висота подушки в небезпечному перерізі;

Rs - напруга, що допускається на сколювання.

Загартування, шліфування та полірування подушок і щічок проводиться також, як призм, але твердість їх повинна бути вище, тому що, якщо призми будуть твердіше, то вони вироблять в подушках або щічках поглиблення, і ваги втратять чутливість, у зв'язку із збільшеним тертям.

У цьому випадку, коли призми м'якше ніж подушки або щічки то при роботі вершини їх поступово закруглюються і, хоча чутливість ваг в цьому випадку також знижується, але в значно меншому ступені.

Деталі, звані щічками (рис.11), оберігають подушку від випадіння та утримують призму від зсуву з подушок.

У вагах з граничним навантаженням 3 т - з маловуглецевої сталі, але сталевим загартованим вкладишем в місці зіткнення з вістрям призми.

Тензорезистори.

В даний час широке поширення набувають методи і засоби тензометрії, що дозволяють здійснювати контроль та вимірювання великої кількості параметрів [4]. Ці методи та засоби використовуються в більшості галузей техніки і в багатьох галузях науки.

Пристрої (прилади, установки, системи і т.п.), що дозволяють здійснювати електротензометрірованіе, тобто вимір електричними методами деформацій твердих тіл, називаються електричними тензометрії. Електричний тензометр (електротензометріческая установка) складається з сприймає пристрої, передавального пристрою і індикатора (реєструючого приладу).

Головною частиною сприймає пристрою є чутливий елемент, безпосередньо сприймає вимірювану величину. Вимірювальна установка завдяки дії всіх вхідних в неї елементів дозволяє зареєструвати відповідну неелектричних величин (у даному випадку - момент), сприйняту первинним елементом. Конструктивно оформлений чутливий елемент носить назву перетворювача, а в тензометричної апаратурі відповідно - Тензоперетворювач.

В основу роботи Тензоперетворювач можуть бути покладені різні принципи, наприклад генераторні або параметричні. Генераторні Тензоперетворювач в процесі вимірювання виробляють електрорушійну силу або заряд, а в параметричних перетворювачах в процесі вимірювання відбувається зміна параметрів електричного кола, до якого включено Тензоперетворювач. Генераторні Тензоперетворювач (наприклад, п'єзоелектричні) не знайшли широкого застосування в тезометрірованіі і використовуються головним чином для якісних досліджень.

Параметричні Тензоперетворювач набули значного поширення. До них відносяться ємнісні, індуктивні перетворювачі та перетворювачі опору.

Найбільш широко серед параметричних перетворювачів використовуються Тензоперетворювач використовуються Тензоперетворювач опору - тензорезистори, які спільно з апаратурою, призначені для роботи з ними.

Загальний вигляд прикріпленого до об'єкта дротяного тензорезистор показаний на рис.12. Дротяна сітка, що представляє собою ряд петель 1, укріплена (за допомогою клею або лаку спеціального складу) до підкладки 3; до кінців решітки припаяні (приварені) висновки 4, за допомогою яких тензорезистор підключається в вимірювальну схему. Тензорезистор приклеюється до об'єкта 2 і стає (завдяки своїм малим розмірам і незначною масою) як би одним цілим, внаслідок чого деформації об'єкта сприймаються дротяної гратами, що є чутливим елементом цього перетворювача.

Деформація об'єкта викликає деформацію дротяної решітки тензорезисторів, в результаті якої змінюються геометричні розміри і фізичні властивості решітки.

Відносна зміна опору тензорезистор визначається формулою:

D R / R = D l / l (1 + 2m) + D r / r (15)

де R-опір тензорезисторів, Ом;

l - довжина дроту, м;

r - питомий опір матеріалу дроту, Ом * м;

m - коефіцієнт Пуассона для матеріалу дроту.

Основними характеристиками тензорезистор є його активний опір Rд, його база L (див. рис.12) і коефіцієнт тензочутливості К, відповідно до формули (7) рівний:

К = (DR / R) / (D l / l) = (1 + 2m) + (D r / r) / (D l / l) (16)

Для приготування дротяних грат використовуються матеріали, що мають високе значення коефіцієнта тензочутливості і мале значення температурного коефіцієнта опору.

Найбільш часто в якості матеріалу для дротяних тензорезисторів використовується константан, елінвар, карм і ізоеластік.

Найбільшого поширення у вітчизняній тензоізмерітельной техніці отримали тензорезистори зі спеціальної константанові тензометричної дроту діаметром 0,025 - 0,035 мм, розробленої Науково - дослідним конструкторським інститутом випробувальних машин, приладів і засобів вимірювання мас (НІКІМП), інститутом "Гіпроцветметобработка" і подільським заводом "мікродроту".

За останні роки значних успіхів досягла техніка отримання різних напівпровідникових матеріалів, широко використовуються в радіотехнічної промисловості, що відкрило широкі перспективи у вирішенні проблеми розробки та виготовлення напівпровідникових тензорезисторів.

Напівпровідникові тензорезистори, зберігаючи ряд переваг, властивих дротяним фольгованим тензорезисторами (нікчемний маса, малі розміри), мають значно більшу тензочувствітельності і високий рівень вихідного сигналу вимірювальних схем (у ряді випадків це дозволяє спростити або скасувати підсилювальну апаратуру). Найважливішою особливістю напівпровідникових тензорезисторів є можливість зміни в широких межах їх механічних і електричних властивостей, що принципово нездійсненно в дротяних і фольгованих тензорезисторів. Наприклад, при одних і тих же геометричних розмірах опір напівпровідникового тензорезистор може лежати в межах від десятків ом до десятків кОм, а коефіцієнт тензочутливості - від 100 до + 200 і вище.

Напівпровідниковим тензорезисторів, технології їх виготовлення, досвіду експлуатації, конструювання на їх базі різного типу перетворювачів, перспективам їх використання та інших питань присвячена велика періодична і патентна література.

Найбільшого поширення у нас в країні і за кордоном отримали кремнієві й германієві тензорезистори p-і n-типів.

У Новосибірському електротехнічному інституті (НЕТІ) під керівництво проф. А.Ф. Городецького були розроблені кремнієві тензорезистори типу "нетістор" з кремнію p-і n-типів з висновками із золота. На базі цих розробок освоєні перші промислові зразки напівпровідникових тензорезисторів.

В даний час тензорезистори застосовуються не тільки для вимірювання лінійних деформацій (напруг), але й інших величин: сил, прискорень, тисків, вібрацій та ін У цьому випадку тензорезистор виконує лише роль первинного (чутливого) елемента, а самі перетворювачі фізичних або механічних величин , як правило, доповнюються пружними елементами. Перетворення вимірюваної неелектричної величини в електричний параметр при послідовному багатоступеневому перетворенні в загальному вигляді описується складною функцією:

y = f1 (e) = f1 [f2 (x)], (17)

де у - електричний параметр (опір тензорезистор);

х - вимірювана неелектричних величин;

e - лінійна деформація допоміжного пружного елемента.

Закони перетворення лінійної деформації у зміну опору тензорезисторів [e = f2 (х)] вивчені. Менш вивчені властивості і характеристики пружних елементів, що здійснюють первинне перетворення фізичних величин в лінійну деформацію, сприйняту далі дротяними, фольгових або напівпровідниковими тензорезисторами. Вид пружного елемента перетворювача: балка, мембрана, пружина різної жорсткості і ін - визначає призначення перетворювача в цілому, а деформуючись і частотні властивості пружного елемента - чутливість перетворювача і застосовність його для дослідження динамічних процесів.

При підборі або конструюванні перетворювачів для вимірювання фізичних або механічних величин необхідно відповідати двом вимогам:

а) отримувати найбільшу, достатню для роботи тензометричної апаратури чутливість;

б) забезпечити високу власну частоту пружних елементів, що виключає появу частотних похибок.

Ці вимоги виконуються суперечливими конструктивними заходами, і збільшення чутливості більшості пружних елементів пропорційно зменшує їх власну частоту.

Звичайно в залежності від завдань вимірювання вибирається перетворювач (роздільна здатність) якого цілком достатня для виміру й реєстрації досліджуваного процесу з похибкою, що не перевищує заданої. Це умова, наприклад, при використанні тензорезисторів записується таким чином:

e СР > E min дод, (18)

де e СР - Деформація, сприйнята розміщеним на пружному елементі тензорезисторів і середня його довжині (базі);

e min дод, - мінімальна деформація, достатня для реєстрації даними тензоізмерітельним трактом з похибкою не вище допустимої

Шукана деформація e СР для деяких типових пружних елементів - балок і мембран - може бути визначена на основі залежностей, що проводяться у відповідних курсах або довідниках.

Відсутність частотних похибок визначається рішенням диференціального рівняння вимушених коливань пружних елементів

Аналіз рівнянь руху, показує, що коефіцієнт динамічності неістотно відрізняється від одиниці (з помилкою менше 1%) при виконанні наступного нерівності:

w 0> (8 ¸ 10) w (19)

де w 0 - власна частота пружної системи;

w - частота досліджуваного процесу (вища враховується гармонійна складова).

Для пружних систем, що відрізняються значним загасанням (наявністю тертя, демпфірування, матеріал з великим внутрішнім тертям), перевищення власної частоти над частотою досліджуваного процесу може бути зменшена до 3 - 4. У цьому випадку вдається практично виключити інерційні похибки і при власній частоті пружного елемента розширити частотні межі вимірювань.

Як зазначено було вище, широке застосування отримали вимірювання різноманітних фізичних величин за допомогою перетворювачів, що використовують тензорезистори в якості первинних (чутливих) елементів. І якщо зовсім недавно вимірювання за допомогою тензорезисторів опору вважалися досить грубими, то з даний час електротензометрірованіе використовується і при точних вимірах, аж до прецизійних. Так наприклад, тензометричні перетворювачі застосовуються при ваго-і сілоізмереніях.

При ваговимірювання використовуються як наклеюються тензорезистори, так і тензорезистори з дротом на вільних підвісу.

У НІКІМП розроблено ряд Тензоперетворювач з навантаженнями від 100 кгс до 1000 тс, що використовують спеціальні типи наклеюються тензорезисторів, в Інституті автоматики - силовимірювальні Тензоперетворювач з номінальними зусиллями від 1 до 250 тс, що використовують беськлєєвиє тензорезистори. За кордоном сило-та ваговимірювальні Тензоперетворювач випускаються фірмами "Hotinger", "Philips", "Simens" та ін

Серійний випуск електротензометріческіх ваг, сило-та ваговимірювальних Тензоперетворювач налагоджений на Київському заводі порційних автоматів ім. Ф.Е. Дзержинського (силовимірювальні беськлєєвиє Тензоперетворювач типів ДСТБ-С, ДСТВ-С та ін) на Одеському заводі ім. Старостіна (тензометричні ваги: ​​кранові, бункерні і т.п., розроблені в ОПІ під керівництвом А. С. Радчик) і на Краснодарському заводі тензометричних приладів (силовимірювальні Тензоперетворювач типу ТДС з чутливим елементом у вигляді наклеєних напівпровідникових тензорезисторів)

Фірма "Simens" випускає тензометричні силовимірювач високої точності з пружними елементами у вигляді двох паралельних балок, які використовуються в торгових вагах (граничні навантаження від 13 до 600 кгс).

У статті [5] наводиться опис силовимірювальний Тензоперетворювач з монокристалу кремнію, в якому використовується інтегральна мікросхема. Також розглянуто силовимірювальний перетворювач з чутливим елементом з склотканини, на яку наклеєні дротові тензорезистори. Ці перетворювачі застосовуються для вимірювання малих навантажень.

Сучасні сило-та ваговимірювальні Тензоперетворювач дозволяють виконувати вимірювання з похибкою, що не перевищують 0,5%. Є відомості про Тензоперетворювач, що дозволяють виконувати й більш точні вимірювання (з похибкою 0,1 - 0,2%).

Для вимірювання тисків широко використовуються Тензоперетворювач з дротяними, фольгових і напівпровідниковими тензорезисторами, причому завдяки високому верхньому частотного межі напівпровідникові тензорезистори останнім часом почали все частіше застосовуватися в перетворювачах для вимірювання тиску (в першу чергу динамічних тисків).

Для вимірювання тисків використовуються в основному два види пружних перетворювачів: мембрани і циліндричні оболонки. Деякий застосування для вимірювання статичних тисків знаходять перетворювачі, побудовані на базі звичайного манометра з трубкою Бурдона.

Мембранні перетворювачі тисків як пружного елемента мають мембрану - тонку пластинку, навантажену з одного боку вимірюваним тиском р. Пружна пластинка закріплюється по контуру, і на поверхні, протилежної тій, на яку діє тиск, розташовується тензочувствітельності елемент. Звичайно застосовуються круглі пластинки, причому їх жорсткість і геометричні розміри вибираються такими, що впливом ланцюгових напруг можна знехтувати.

Якщо з-за великих навантажень або недостатньої жорсткості мембрана отримує великі прогини, то на згинні напруги накладають ланцюгові напруги і лінійність залежності між тиском р і відносною деформацією e Д на поверхні порушується.

Великий вплив на якість роботи мембранного перетворювача тисків, лінійність його функції перетворення і чутливість надає ступінь закладення мембрани по контуру. Зазвичай слід прагнути до жорсткої закладенні, бо при цьому створюються оптимальні умови розташування на мембрані тензочувствітельності елемента і забезпечується більш висока власна частота самої мембрани.

Тензочувствітельності елементи можуть бути виконані у вигляді дротяних, фольгових або напівпровідникових тензорезисторів.

Розрахунок чутливості мембранного перетворювача тиску проводиться в наступному порядку:

а) визначаються згинальні моменти в тангенціальному і радіальних перетинах;

б) перебувають деформації у напрямку радіусу по нормалі до радіусу;

в) визначаються середні інтегральні деформації тензочувствітельності елементів при дії розрахункового тиску.

Для жорстко забитої по контуру мембрани згинальні моменти в радіальному і тангенціальному перерізах будуть:

Мr = p/16 [R2 (1 + m) - r2 (3 + m)]; ü (20)

Mt = p/16 [R2 (1 + m) - r2 (3 +3 m)]; þ

де р - розподілений тиск на мембрану;

m - коефіцієнт Пуассона для матеріалу мембрани;

R - радіус мембрани;

r - радіус точки мембрани, для якої обчислюються Мr і Mt.

Відповідні напруги sr і st і деформації er і et на поверхні мембрани в точці з радіусом r знаходяться з залежностей:

sr = 6Mr / t2 = 3p / 8t2 [R2 (1 + m) - r2 (3 + m)]; ü (21)

sr = 6Mr / t2 = 3p / 8t2 [R2 (1 + m) - r2 (3 +3 m)]; þ

e r = 1 / E (s r - m s t); (22)

e t = 1 / E (s n - m s t), (23)

де Е - модуль нормальної пружності для матеріалу мембрани;

t - товщина мембрани.

ONT FACE = "Times New Roman"> Підставляючи в останні рівняння значення sr і st, остаточно можна записати:

er = (3p / 8t2) (1 - m 2 / E) (R2 - 3r2); ü (24)

e t = (3p / 8t2) (1 - m 2 / E) (R2 - r2). þ

Для мембрани, вільно опертої по контуру, деформації в точці з радіусом r можна знайти за формулами:

er = (3p / 8Et2) [R2 (3 - 2m 2) - r2 (3 - 3m 2)] ü (25)

et = (3p / 8Et2) [R2 (3 - 2m 2) - r2 (1 - m 2)] þ

Подальше рішення зводиться до визначення абсолютної D Lд і відносної (середньої) e ср = D Lд / Lд деформації ділянки мембрани на довжині тензочувствітельності елемента Lд. Вихідними даними для цього рішення є наведені вище залежності для er і et і геометрична форма решітки.

Для центрального профілю:

D Lд = 2 r0ò 0 er dr = (3p / 4Et2) [r0 (1 - m 2) (r02 - R2) / Є] ü (26)

e ср = (D Lд / Lд) = (3p / 8Et2) [(1 - m 2) / Е (R2 - r02)] þ

Власна частота в герцах (основний тон) жорстко забитої мембрани визначається по залежності, отриманої Ю.А. Шиманським:

f0 = 1,57 Ö Eh3 / 12R4 m0 (1 - h 2) (27)

де через m0 позначена маса одиниці площі мембрани.

Власна частота мембрани, вільно опертої по крайках,

f0 = 0,94 Ö Eh3 / 12R4 m0 (1 - h 2) (28)

У деяких випадках і кінематичну схему перетворювача тиску вводиться ще один пружний елемент, наприклад друга мембрана або консольна балка, на якому розташовується тензочувствітельності елемент.

Подібне конструктивне рішення є раціональним при швидкозмінних нагревах мембрани, коли не вдається забезпечити хорошу термокомпенсацію при розташуванні робочого й компенсаційного тензорезисторів на самій мембрані.

Для визначення чутливості такого перетворювача знаходиться сила F, що передається від зовнішньої мембрани до внутрішнього пружному елементу. Ця сила може бути знайдена з умови рівності прогинів мембрани і додаткового пружного елемента.

Якщо в якості додаткового пружного елемента використовується також мембрана, то вираз для деформацій в радіальному і тангенціальному перетинах цієї мембрани в точці з радіусом r мають вигляд:

er = (3F / 2p t2) [(1-m 2) (ln R / r - 1) / E] ü (29)

e r = (3F / 2p t2) [(1-m 2) (ln R / r) / E] þ

Якщо в якості додаткового пружного елемента використовується призматична консольна балка, то середня деформація тензоелемента, розташованого вздовж балки буде:

e СР = 6F (l - xд) / E bh2 (30)

де l, d, h - довжина, ширина і товщина балки;

ХД - відстань від середини тензоелемента до закладення, звичайно рівне половини бази тензорезистор.

Наведені вище залежності для чутливості і власні частоти пружних елементів ілюструють загальне дуже важливе в практичному застосуванні правило: найбільшої чутливості перетворювача незалежно від його типу при збереженні досить високої власної частоти можна досягти вибором матеріалу з низьким модулем пружності. Для будь-яких пружних елементів при заданих навантаженнях деформація на поверхні в місці установки тензорезистор обернено пропорційна модулю нормальної пружності. Що стосується власної частоти, то при незмінних геометричних розмірах пружного елемента вона падає, але пропорційно відношенню модулів пружності в ступені 1 / 2. Це зменшення частоти легко компенсується зміною геометричних розмірів пружного елемента (наприклад, збільшенням товщини). У цілому при заданій власній частоті перетворювача його чутливість при використанні матеріалів з низьким модулем пружності зростає.

В якості основного чутливого елемента можливе використання серійних Тензоперетворювач. Перетворювач складається з вимірювального блоку і електронного пристрою. Перетворювачі різних параметрів мають уніфікований електронний пристрій і відрізняються лише конструкцією вимірювального блоку.

Вимірюваний параметр подається в камеру вимірювального блоку і лінійно перетворюється на деформацію чутливого елементу і зміну електричного опору тензорезисторів Тензоперетворювач, розміщеного у вимірювальному блоці.

Електронний пристрій перетворювача перетворює це зміна опору в струмовий вихідний сигнал.

Чутливим елементом Тензоперетворювач є пластина із монокристалічного сапфіру з кремнієвими плівковими тензорезисторами (структура КНС), міцно поєднана з металевою мембраною Тензоперетворювач.

Схема перетворювача Сапфир 22ДА представлена ​​на рис.14.

Тензоперетворювач 4 мембранно-важільного типу розміщений всередині підстави 9 і відділений від вимірюваного середовища металевої гофрованої мембраною 8.

Мембрани 8 і 14 по зовнішньому контуру приварені до заснування 9 і з'єднані між собою центральним штоком 6, який пов'язаний з кінцем важеля Тензоперетворювач 5 за допомогою тяги 13. Вимірюється тиск подається в камеру 7; порожнину 12 вакуумовані і герметизирована.

Фланець 10 ущільнений за допомогою прокладки 3.

Вплив вимірюваного тиску викликає прогин мембрани 8, вигин мембрани Тензоперетворювач 4 і зміна опору тензорезисторів. Електричний сигнал від Тензоперетворювач передається з вимірювального блоку в електронний пристрій 1 по проводах через гермовивод 2.

3.ЕКСПЕРІМЕНТАЛЬНАЯ ЧАСТИНА.

3.1 Опис експериментальної установки.

Лабораторний стенд для статичного балансування призначений для проведення на ньому лабораторних експериментів. Він являє собою зварену конструкцію з профілів прокату. Верстат розміщується на лабораторному столі в класі. Для встановлення рівня горизонтальної поверхні на стенді передбачені налаштування. Рухома частина стенду розміщена на рамі. Рухома рама спирається на призми. Коефіцієнт тертя яких дуже низький. Тут також передбачено налаштування співвісності верхньої межі призми з центральною віссю обертання ротора. Це необхідно для підвищення точності вимірювання. Призми стенду виготовлені з інструментальної сталі У8. Вони піддані певної термічній обробці. Випробуваний вал розміщується на опорних V-обраних призмах. Простіше кажучи установка являє собою нерівноплічності неврівноважені ваги. З одного боку на стенді розміщена вимірювальна частина. Вона за допомогою важелів пов'язана з чутливим елементом. Призми та опори повинні точно збиратися, для запобігання похибки вимірювання. Для надійного утримання вимірювальної частини в "замку", тут передбачена конструкцією пружина розтягування. В якості чутливого елемента тут використовуються прмишленності датчик Сапфір 22ДА. Він перетворює механічний момент в електричний опір. Це необхідно для подальших перетворень вихідного сигналу. Після датчика сигнал надходить на електронний підсилювач сигналу. Він поставляється в комплекті з датчікогм Сапфір 22ДА. В якості вторинного приладу використовується універсальний електронний вольтметр, з високою точністю вимірювання. Харчування підсилювача здійснюється від джерела постійного живлення 36В. Всі ісользуемое обладнання повинно агрегатно і ергономічно распологаться на робочій поверхні лабораторного столу. Всі вузли управління доступні і прості. Харчування установки здійснюється від мережі 220В змінного струму. Всі підведені електричні кабелі заізолірованни. Про подачі живлення сигналізує лампочка на щитку живлення. І ще лампочки-індикатори на самих вимірювальних приладах. Установка також заземлена.

3.2 Методика проведення експіремента.

На практиці процес статичного балансування роторів за допомогою пристроїв з призматичними опорами виконують у п'ять стадій:

груба балансування;

точне балансування;

вибір розташування і величини робочих врівноважити вантажів;

встановлення та кріплення робочих врівноважити вантажів;

контроль якості балансування.

Груба балансування виконується з метою усунення явною неврівноваженості ротора без урахування сил опору, що перешкоджають коливання в опорах. Груба балансування проводиться таким чином. Ротор поміщають на стенд так, щоб його вісь розташовувалася горизонтально і перпендикулярно призматичним опор. Бажано щоб ротор був одягнений на власний робочий вал. У разі неможливості виконання цієї вимоги ротор кріпиться на спеціально виготовлену оправлення. Якщо вал ротора має різні діаметри опорних шийок, то на меншу з них виточують вирівнює втулку. У початковому стані ротор розташовують у опорах призми. Під дією статичного моменту ротор буде передавати момент на вимірювальну рамку. У тому випадку якщо ротор, поміщений на балансувальне пристрій, не створює початкового моменту, його необхідно повернути (у будь-яку сторону) на 900.

Якщо б були відсутні сили опору, пріпятствующіе коченню рамки в опорах, то його відувань центр ваги розташовувався б у самої нижньої точки траєкторії руху, тобто в нижній частині вертикалі, пересічної з віссю обертання. У реальних умовах центр ваги ротора буде знаходитися поблизу точки рівноваги. Для встановлення положення зміщеного центру ваги на торцевій поверхні ротора, після того як він займе нульовий момент, наноситься крейдяна риса 1 рис. 3.1, яка повинна збігатися з вертикальною

рис. 3.1

лінією, опущеною з центру обертання. Потім ротор поварачівают в будь-яку сторону на 900 (при цьому мітка 1 займе горизонтальне положення ліворуч або праворуч від осі обертання) і надають створювати йому момент на рамці. При максимальному моменті, відзначають нове місце міткою 2. Операцію проводять ще раз, при цьому ротор раполагают на опорах таким чином, щоб вихідна мітка перебувала в горизонтальній площині з іншого ссторони від осі обертання. Після затухання коливальних рухів ротора положення равновесіяотмечают міткою 3. Далі вважають, що зміщений центр тяжестілежіт на лінії, що є бісектрисою кута, укладеного між мітками 2 і 3. Цю лінію позначають міткою 4 (де розташований центр ваги), називається важкою.

Протилежна від осі обертання ротора називається легкою. Потім приступають до до усунення явною статичної неврівноваженості ротора. Для цього ротор орієнтують на балансувальному пристрої таким чином, щоб мітка 4 знаходилася в горизонтальній площині. До легкої стороні ротора в зручному місці (як правило на бічній поверхні) прикріплюють врівноважує вантаж такої величини, при якому на ротор перестає діяти статичний момент. При цьому момент на рамці повинен бути практично прагнути до нуля. Величина врівноважує вантажу підбирається досвідченим шляхом.

Ознакою правильності підбору величини врівноважує вантажу є нульовий момент на датчику, при розташуванні мітки 4 в горизонтальній площині як справа, так і зліва від осі обертання. Для зрівноважування зручно користуватися або невеликими магнітами 1-3г. (Якщо ротор виготовлений з магнітопружному матеріалу), або пластелин, приліплює дрібними порціями до обраного місця на поверхні ротора.

Виконуючи грубу балансування слід дотримуватися наступних правил:

- Площина корекції (площина перпендикулярна осі обертання, в якій розташовується центр маси врівноважує вантажу) повинна або проходити через центр маси ротора, або розташовуватися на незначній відстані від нього;

- Врівноважує вантаж бажано поміщати в такому місці, щоб було відомо або зручно було заміряти відстань від осі обертання до центра маси вантажу;

- Місце розташування врівноважує вантажу по можливості має збігатися з місцем розташування робочого врівноважує вантажу.

Якщо остання вимога виконується, то відпадає необхідність пересчетяа маси врівноважує вантажу при зміні радіуса його розташування щодо осі обертання.

Після усунення неврівноваженості ротора приступають до виконання другої стадії - точної балансування. Точна балансування здійснюється з метою усунення прихованої неврівноваженості ротора, яка через наявність сил, не створює моменту на датчику. Сили опору моменту можуть бать обумовлені різними причинами: негоризонтальним і непаралельність призматичних опор; недостатня твердість і погана якість обробки робочих поверхонь призми та подушки; наявність дефектів (подряпин і вм'ятин) і забруднень (пилу, липких речовин) на опорах; прогин валу і т. д. Точна балансування виконується наступним чином. Торцева поверхня ротора див. рис.3.2 ділиться на 8, 12, ілі16 рівних секторів. Лінії, що ділять торцеву поверхню на сектори, нумеруються по порядку. Напрямок

рис. 3.2

Визначення прихованої неврівноваженості ротора

m - маса пробного вантажу, i - позначення положення

ротора; а - розбиття ротора на сектори, б - діаграма

розбалансування ротора.

нумерації ліній може бути довільним: за годинниковою стрілкою чи проти. Ротор із прикріпленим до нього уравновешивающим вантажем поварачівают таким чином, щоб лінія під номером 1 виявилася в горизонтальній площині. До бічної поверхні ротора навпаки лінії 1 прикріплюють пробний вантаж такої величини, маса якого достатня (без надлишку) для виводфа ротора зі стану рівноваги. Величину пробного вантажу, що приводить до разбалансірокі ротора, визначають досвідченим шляхом, за допомогою прикріплення до ротора дрібних порцій пластиліну ло тих пір, поки він не прийде в рух. Потім вантаж знімають і зважують на терезах з точністю до десятих часток грама. Аналогічні операції по черзі виконують для всіх інших положень ротора, позначених номерами. Пол даними про величину пробних вантажів, що викликають дисбаланс ротора в його різних положеннях, будують діаграму (див. рис. 3.2). За діаграмою визначають максимальну (mmax) і мінімальну (mmin) масу пробного вантажу, необхідного для виведення ротора з рівноваги. Там, де розташований вантаж найбільшої величини, знаходиться легка сторона ротора, а в тому місці, де встановлюється вантаж найменшої величини, знаходиться важка сторона ротора. Слід підкреслити, що вантажі mmax і mmin повинні знаходитися в діаметрально протилежних точках. Для усунення прихованої неврівноваженості ротора на його легкрй стороні прикріплюють коригувальний вантаж, маса якого визначається за формулою:

mk = 0,5 (mmax - mmin) (31)

Момент опору (тертя), обумовлений силами, пріпятствующімі виникнення моменту на датчику, становить:

Mтр .= mk g Rk (32)

де Rk - відстань від центру массикорректірующего вантажу до осі

обертання ротора.

Сумарна сила опору (тертя), що діє в місці контакту призми з подушкою опори, становить:

Fтр. = Mтр. / R = 2mk g Rk / d (33)

Відношення сили опору до ваги ротора характеризує чутливість пристрою і визначає якість балансування ротора:

d = Fтр. / G = 2mk Rk / mR d (34)

Другий етап балансування вважають закінченим, якщо визначені величина і місце устанрвкі коригуючого вантажу. після нього прістунают до визначення місця розташування і величини рабрчего врівноважує вантажу. Для забезпечення працездатності ротора в процесі експлуатації необхідно замінити срееменние врівноважує і коригувальний вантажі одним робочим вантажем, який буде знаходитися на роторі постійно. Матеріал робочого вантажу, його місце розташування і вид з'єднання з ротором повинні обиралося з урахуванням безпеки, надійності та довговічності обладнання. Принемается до уваги вимогу до технологічності ремонтно-відновлювальних операцій, наприклад, зручність кріплення і підбору вантажу. На практиці при виконанні ремонту устаткування найбільше застосування отримали наступні способи усунення неврівноваженості роторів:

- Кріплення робочого вантажу до легкої стороні ротора за допомогою нероз'ємних з'єднань (зварювання, пайка, клепка);

- Кріплення робочого вантажу до легкої стороні ротора за допомогою рознімних з'єднань (різьблень, затискачів);

- Видалення надлишкової частини матеріалу з важкої боку ротора за допомогою свердління або шліфування.

Останньою стадією статичного балансування є контроль якості врівноважуваного ротора. Ця стадія виконується наступним чином. Ротор після установки робочого врівноважує вантажу знову поміщається на балансування стенд. Правильно відбалансували ротор повинен перебувати в стані рівноваги в будь-якому положенні. Повертаючи ротор на різний кут, слід переконатися в тому, що він не буде створювати статичного моменту. Якщо дана вимога виконується, процес статичного балансування вважають закінченим. В іншому випадку процес балансування повторюється.

4. КОНСТРУКТОРСЬКА ЧАСТИНА, НАЙМЕНУВАННЯ.

4.1 Конструкція і принцип дії

Балансувальний стенд являє собою сврную конструкцію з профілів прокату. Установка складається з декількох осрновних чатей. Це рама, на якій раполагается основний вузол. Це робоча платформа з вимірювальною рамкою. Рухома частина стенду розміщена на рамі. Рухома рама спирається на призми. Коефіцієнт тертя яких дуже низький. Тут також передбачено налаштування співвісності верхньої межі призми з центральною віссю обертання ротора. Це необхідно для підвищення точності вимірювання. Призми стенду виготовлені з інструментальної сталі У8. Вони піддані певної термічній обробці. Випробуваний вал розміщується на опорних V-обраних призмах. Простіше кажучи установка являє собою нерівноплічності неврівноважені ваги. З одного боку на стенді розміщена вимірювальна частина. Вона за допомогою важелів пов'язана з чутливим елементом. Призми та опори повинні точно збиратися, для запобігання похибки вимірювання. Для надійного утримання вимірювальної частини в "замку", тут передбачена конструкцією пружина розтягування. В якості чутливого елемента тут використовуються прмишленності датчик Сапфір 22ДА. Він перетворює механічний момент в електричний опір. Це необхідно для подальших перетворень вихідного сигналу. Після датчика сигнал надходить на електронний підсилювач сигналу. Він поставляється в комплекті з датчікогм Сапфір 22ДА.

В якості вторинного приладу використовується універсальний електронний вольтметр, з високою точністю вимірювання. Харчування підсилювача здійснюється від джерела постійного живлення 36В. Всі ісользуемое обладнання повинно агрегатно і ергономічно распологаться на робочій поверхні лабораторного столу. Всі вузли управління доступні і прості. Харчування установки здійснюється від мережі 220В змінного струму. Всі підведені електричні кабелі заізолірованни. Про подачі живлення сигналізує лампочка на щитку живлення. І ще лампочки-індикатори на самих вимірювальних приладах. Установка також заземлена.

4.2 Розрахунок технічної характеристики.

Вважаючи що наша установка є експереметальной, і багато даних можуть бути отримані тільки досвідченим шляхом, ми оперуємо даними наведеними в літературних джерелах.

4.3 Розрахунки на міцність.

Для забезпечення необхідної точності вимірів величина прогину на верхній вимірювальної плиті повинна становитиме 0,05 від всієї довжини. Універсальрое рівняння для визначення прогоібов балки:

w (z) = w 0 + q 0 z + 1 / EJ [M0 z2 / 2! + Q0 z3 / 3! - Q z4 / 4!] (31)

З умови рівноваги: ​​М0 = МА = - lP

Q0 = RA = Pw 0

Так як початкова координата збігається з балкою, то: w 0 = 0; q 0 = 0.

Тоді рівняння прогинів на довжині l буде:

w (l) = 1 / EJ [-l * P * l2 / 2! + P l3 / 3!] (32)

w = 300 / 2 * 1011 * 89,4 * 10-8 * 2 * (-5 / 6 * 0,683) = 0,000219 m

0,000219 m <0,00034 m

Умова міцності виконується.

рис. 4.1

ВИСНОВОК.

У проведеної наукової роботи була виявлена ​​перспектива розвитку даного напрямку вивчення балансувальних процесів. Базова модель була взята з наукової роботи [13], виконаної В.В. Мартинюком, А.С. Роділоновим, А.А Павлюченко. Але в цій роботі було змінено конструкційне і вимірювальне обладнання. Литі деталі були замінені сортовими, вимірювальна частина з механічною на електричну.

У літературно-патентному розділі було вивчено багато джерел, що дозволило вирішити багато проблем пов'язані з конструкцією стенду. Конструкція розроблялася згідно з вимогам прийнятими [2 (с. 530)]. Для проведення контролю процесу, були розглянуті і вивчені літературні джерела [4,5,6]. У кінцевому етапі був вибраний оптимальний датчик для вимірювання зусилля.

Експериментальна та конструкторські частині докладно ознайомлюють із суттю готової конструкції. У них закладено базу для подальшої модернізації окремих вузлів. Дана також методика проведення експерименту. Доцільно продовжити роботу в цьому напрямку. Для проведення лабораторних робіт це вялятся необхідним.

Розділ техніки безпеки показав що установка є безпечною для обслуговуючого її персоналу та студентів. Вибрані електричні пристрої є в більшості змиємо низьковольтними.

В економічній частині необхідно було виходити до виготовлення даного стенду з найменших витрат. Але в кінцевому підсумку це не повинно позначатися на якості і точності стенду. Обраний варіант оптимальний.

Контроль здійснюється серійним датчиком, що є зручним в обслуговуванні і повірку.

Подальшим в перспективі рекомендується підвищувати точність установки. Для цього потрібно розглянути і вивчити нові, безконтактні методи вимірювань. Цікавим також є напрямок розвитку установок з газостатіческімі опорами.