নিজের হাত দিয়ে ব্যালান্সিং মেশিন

1. Introduction

(Why was there a need to write this work?)

An analysis of the consumption structure of balancing devices manufactured by LLC “Kinematics” reveals that about 30% of them are purchased for use as stationary measuring and computing systems for balancing machines and/or stands. It is possible to identify two groups of consumers (customers) of our equipment.

The first group includes enterprises that specialize in the mass production of balancing machines and selling them to external customers. These enterprises employ highly qualified specialists with deep knowledge and extensive experience in designing, manufacturing, and operating various types of balancing machines. The challenges that arise in interactions with this group of consumers are most often related to adapting our measuring systems and software to existing or newly developed machines, without addressing issues of their structural execution.

The second group consists of consumers who develop and manufacture machines (stands) for their own needs. This approach is mostly explained by the desire of independent manufacturers to reduce their own production costs, which in some cases can decrease by two to three times or more. This group of consumers often lacks proper experience in creating machines and typically relies on the use of common sense, information from the internet, and any available analogs in their work.

Interacting with them raises many questions, which, in addition to additional information about the measuring systems of balancing machines, cover a wide range of issues related to the structural execution of the machines, methods of their installation on the foundation, selection of drives, and achieving proper balancing accuracy, etc.

আমাদের ভোক্তাদের একটি বড় গোষ্ঠী দ্বারা স্বাধীনভাবে ব্যালান্সিং মেশিন উত্পাদনের বিষয়ে যে উল্লেখযোগ্য আগ্রহ প্রদর্শিত হয়েছে তা বিবেচনা করে, LLC "Kinematics" (Vibromera) এর বিশেষজ্ঞরা সবচেয়ে ঘন ঘন জিজ্ঞাসিত প্রশ্নগুলির উপর মন্তব্য এবং সুপারিশ সহ একটি সংকলন প্রস্তুত করেছেন।

2. Types of Balancing Machines (Stands) and Their Design Features

A balancing machine is a technological device designed to eliminate the static or dynamic unbalance of rotors for various purposes. It incorporates a mechanism that accelerates the balanced rotor to a specified rotation frequency and a specialized measuring and computing system that determines the masses and placement of corrective weights required to compensate for the rotor’s imbalance.

The construction of the mechanical part of the machine typically consists of a bedframe on which support posts (bearings) are installed. These are used to mount the balanced product (rotor) and include a drive intended for rotating the rotor. During the balancing process, which is performed while the product is rotating, the measuring system’s sensors (whose type depends on the machine’s design) either register vibrations in the bearings or forces at the bearings.

The data obtained in this manner allows for determining the masses and installation locations of the corrective weights necessary to compensate for the imbalance.

Currently, two types of balancing machine (stand) designs are most prevalent:

• Soft Bearing machines (with flexible supports);
• Hard Bearing machines (with rigid supports).

2.1. Soft Bearing Machines and Stands

The fundamental feature of Soft Bearing balancing machines (stands) is that they have relatively flexible supports, made on the basis of spring suspensions, spring-mounted carriages, flat or cylindrical spring supports, etc. The natural frequency of these supports is at least 2-3 times lower than the rotation frequency of the balanced rotor mounted on them. A classic example of the structural execution of flexible Soft Bearing supports can be seen in the support of the machine model DB-50, a photograph of which is shown in Figure 2.1.

Figure 2.1. Support of the balancing machine model DB-50.

As shown in Figure 2.1, the movable frame (slider) 2 is attached to the stationary posts 1 of the support using a suspension on strip springs 3. Under the influence of the centrifugal force caused by the imbalance of the rotor installed on the support, the carriage (slider) 2 can perform horizontal oscillations relative to the stationary post 1, which are measured using a vibration sensor.

The structural execution of this support ensures achieving a low natural frequency of carriage oscillations, which can be around 1-2 Hz. This allows for the balancing of the rotor over a wide range of its rotational frequencies, starting from 200 RPM. This feature, along with the relative simplicity of manufacturing such supports, makes this design attractive to many of our consumers who manufacture balancing machines for their own needs of various purposes.

চিত্র 2.2। ব্যালান্সিং মেশিনের নরম বেয়ারিং সমর্থন, "Polymer LTD", Makhachkala দ্বারা উত্পাদিত

Figure 2.2 shows a photograph of a Soft Bearing balancing machine with supports made from suspension springs, manufactured for in-house needs at “Polymer LTD” in Makhachkala. The machine is designed for balancing rollers used in the production of polymer materials.

Figure 2.3 features a photograph of a balancing machine with a similar strip suspension for the carriage, intended for balancing specialized tools.

Figures 2.4.a and 2.4.b show photographs of a homemade Soft Bearing machine for balancing drive shafts, whose supports are also made using strip suspension springs.

Figure 2.5 presents a photograph of a Soft Bearing machine designed for balancing turbochargers, with the supports of its carriages also suspended on strip springs. The machine, made for the private use of A. Shahgunyan (St. Petersburg), is equipped with the “Balanset 1” measuring system.

According to the manufacturer (see Fig. 2.6), this machine provides the capability to balance turbines with residual unbalance not exceeding 0.2 g*mm.

Figure 2.3. Soft Bearing Machine for Balancing Tools with Support Suspension on Strip Springs

Figure 2.4.a. Soft Bearing Machine for Balancing Drive Shafts (Machine Assembled)

Figure 2.4.b. Soft Bearing Machine for Balancing Drive Shafts with Carriage Supports Suspended on Strip Springs. (Leading Spindle Support with Spring Strip Suspension)

Figure 2.5. Soft Bearing Machine for Balancing Turbochargers with Supports on Strip Springs, Manufactured by A. Shahgunyan (St. Petersburg)

চিত্র ২.৬। টারবাইন রোটর ব্যালেন্সিং এর ফলাফল প্রদর্শনকারী 'বালানসেট-১' পরিমাপ ব্যবস্থার স্ক্রিন অনুলিপি (এ. শাহগুনিয়ানের যন্ত্রে)

In addition to the classic version of the Soft Bearing balancing machine supports discussed above, other structural solutions have also become widespread.

Figure 2.7 and 2.8 ড্রাইভ শ্যাফট ব্যালেন্সিং যন্ত্রের বৈশিষ্ট্যপূর্ণ ফটোগ্রাফ, যেখানে সাপোর্টগুলি সমতল (প্লেট) স্প্রিং এর উপর ভিত্তি করে তৈরি। এই যন্ত্রগুলি ব্যক্তিগত উদ্যোগ "ডার্গাচেভা" এবং এলএলসি "তাতকারদান" ("কিনেটিক্স-এম") এর নিজস্ব চাহিদার জন্য যথাক্রমে তৈরি করা হয়েছিল।

Soft Bearing balancing machines with such supports are often reproduced by amateur manufacturers due to their relative simplicity and manufacturability. These prototypes are generally either VBRF series machines from “K. Schenck” or similar domestic production machines.

The machines shown in Figures 2.7 and 2.8 are designed for balancing two-support, three-support, and four-support drive shafts. They have a similar construction, including:

• a welded bedframe 1, based on two I-beams connected by cross ribs;
• a stationary (front) spindle support 2;
• a movable (rear) spindle support 3;
• one or two movable (intermediate) supports 4. Supports 2 and 3 house spindle units 5 and 6, intended for mounting the balanced drive shaft 7 on the machine.

চিত্র ২.७। ব্যক্তিগত উদ্যোগ "ডার্গাচেভা" দ্বারা সমতল (প্লেট) স্প্রিং এর উপর সাপোর্ট সহ ড্রাইভ শ্যাফট ব্যালেন্সিং এর জন্য নরম বেয়ারিং যন্ত্র

চিত্র २.८। এলএলসি "তাতকারদান" ("কিনেটিক্স-এম") দ্বারা সমতল স্প্রিং এর উপর সাপোর্ট সহ ড্রাইভ শ্যাফট ব্যালেন্সিং এর জন্য নরম বেয়ারিং যন্ত্র

Vibration sensors 8 are installed on all supports, which are used to measure the transverse oscillations of the supports. The leading spindle 5, mounted on support 2, is rotated by an electric motor via a belt drive.

Figures 2.9.a and 2.9.b show photographs of the support of the balancing machine, which is based on flat springs.

Figure 2.9. Soft Bearing Balancing Machine Support with Flat Springs

• a) Side view;
• b) Front view

Given that amateur manufacturers frequently use such supports in their designs, it is useful to examine the features of their construction in more detail. As shown in Figure 2.9.a, this support consists of three main components:

• Lower support plate 1: For the front spindle support, the plate is rigidly attached to the guides; for intermediate supports or rear spindle supports, the lower plate is designed as a carriage that can move along the frame guides.
• Upper support plate 2, on which the support units are mounted (roller supports 4, spindles, intermediate bearings, etc.).
• Two flat springs 3, connecting the lower and upper bearing plates.

To prevent the risk of increased vibration of the supports during operation, which can occur during the acceleration or deceleration of the balanced rotor, the supports may include a locking mechanism (see Fig. 2.9.b). This mechanism consists of a rigid bracket 5, which can be engaged by an eccentric lock 6 connected to one of the flat springs of the support. When the lock 6 and bracket 5 are engaged, the support is locked, eliminating the risk of increased vibration during acceleration and deceleration.

When designing supports made with flat (plate) springs, the machine manufacturer must assess the frequency of their natural oscillations, which depends on the stiffness of the springs and the mass of the balanced rotor. Knowing this parameter allows the designer to consciously choose the range of operational rotational frequencies of the rotor, avoiding the danger of resonant oscillations of the supports during balancing.

Recommendations for calculating and experimentally determining the natural frequencies of oscillations of supports, as well as other components of balancing machines, are discussed in Section 3.

As noted earlier, the simplicity and manufacturability of the support design using flat (plate) springs attract amateur developers of balancing machines for various purposes, including machines for balancing crankshafts, automotive turbocharger rotors, etc.

As an example, Figures 2.10.a and 2.10.b present a general view sketch of a machine designed for balancing turbocharger rotors. This machine was manufactured and is used for in-house needs at LLC “SuraTurbo” in Penza.

2.10.a. Machine for Balancing Turbocharger Rotors (Side View)

2.10.b. Machine for Balancing Turbocharger Rotors (View from the Front Support Side)

In addition to the previously discussed Soft Bearing balancing machines, relatively simple Soft Bearing stands are sometimes created. These stands allow for high-quality balancing of rotary mechanisms for various purposes with minimal costs.

এই জাতীয় বেশ কয়েকটি স্ট্যান্ড নীচে পর্যালোচনা করা হয়েছে, যা একটি সমতল প্লেট (বা ফ্রেম) এর উপর ভিত্তি করে তৈরি যা নলাকার সংপীড়ন স্প্রিং এর উপর স্থাপিত। এই স্প্রিংগুলি সাধারণত এমনভাবে নির্বাচিত হয় যাতে প্লেটের দোলন প্রাকৃতিক ফ্রিকোয়েন্সি, যার উপর ব্যালেন্স করা যন্ত্র স্থাপন করা হয়েছে, ব্যালেন্সিং এর সময় এই যন্ত্রের রোটরের ঘূর্ণন ফ্রিকোয়েন্সির ২ থেকে ৩ গুণ কম।

Figure 2.11 shows a photograph of a stand for balancing abrasive wheels, manufactured for the in-house production by P. Asharin.

Figure 2.11. Stand for Balancing Abrasive Wheels

The stand consists of the following main components:

• Plate 1, mounted on four cylindrical springs 2;
• Electric motor 3, whose rotor also serves as the spindle, on which a mandrel 4 is mounted, used for installing and securing the abrasive wheel on the spindle.

A key feature of this stand is the inclusion of a pulse sensor 5 for the rotational angle of the electric motor’s rotor, which is used as part of the measuring system of the stand (“Balanset 2C”) to determine the angular position for removing the corrective mass from the abrasive wheel.

Figure 2.12 ভ্যাকুয়াম পাম্প ব্যালেন্সিং এর জন্য ব্যবহৃত একটি স্ট্যান্ডের ফটোগ্রাফ দেখায়। এই স্ট্যান্ডটি জেএসসি "পরিমাপ প্ল্যান্ট" দ্বারা অর্ডার অনুসারে বিকাশ করা হয়েছিল।

চিত্র २.१२। জেএসসি "পরিমাপ প্ল্যান্ট" দ্বারা ভ্যাকুয়াম পাম্প ব্যালেন্সিং এর জন্য স্ট্যান্ড

The basis of this stand also uses Plate 1, mounted on cylindrical springs 2. On Plate 1, a vacuum pump 3 is installed, which has its own electric drive capable of varying speeds widely from 0 to 60,000 RPM. Vibration sensors 4 are mounted on the pump casing, which are used to measure vibrations in two different sections at different heights.

For synchronization of the vibration measurement process with the rotational angle of the pump rotor, a laser phase angle sensor 5 is used on the stand. Despite the seemingly simplistic external construction of such stands, it allows achieving very high-quality balancing of the pump’s impeller.

উদাহরণস্বরূপ, সাব-ক্রিটিক্যাল ঘূর্ণন ফ্রিকোয়েন্সিতে, পাম্প রোটরের অবশিষ্ট অসামঞ্জস্য ISO 1940-1-2007 "কম্পন। কঠোর রোটরের ব্যালেন্স গুণমান প্রয়োজনীয়তা। অংশ ১। অনুমেয় অসামঞ্জস্য নির্ধারণ।" অনুযায়ী ব্যালেন্স গুণমান গ্রেড G0.16 এর জন্য প্রয়োজনীয়তা পূরণ করে।

The residual vibration of the pump casing achieved during balancing at rotational speeds up to 8,000 RPM does not exceed 0.01 mm/sec.

Balancing stands manufactured according to the scheme described above are also effective in balancing other mechanisms, such as fans. Examples of stands designed for balancing fans are shown in Figures 2.13 and 2.14.

Figure 2.13. Stand for Balancing Fan Impellers

এই জাতীয় স্ট্যান্ডে অর্জিত অনুপ্রেরক ব্যালেন্সিং এর গুণমান অত্যন্ত উচ্চ। "অ্যাটলান্ট-প্রজেক্ট" এলএলসি এর বিশেষজ্ঞদের মতে, তাদের দ্বারা "কাইনেমেটিক্স" এলএলসি এর সুপারিশের ভিত্তিতে ডিজাইন করা স্ট্যান্ডে (চিত্র २.१४ দেখুন), অনুপ্রেরক ব্যালেন্সিং এর সময় অর্জিত অবশিষ্ট কম্পন স্তর ०.८ মিমি/সেকেন্ড ছিল। এটি ISO 31350-2007 "কম্পন। শিল্প অনুপ্রেরক। উৎপাদিত কম্পন এবং ব্যালেন্স গুণমানের প্রয়োজনীয়তা।" অনুযায়ী BV5 বিভাগে অনুপ্রেরক এর জন্য নির্ধারিত সহনশীলতার চেয়ে তিনগুণেরও বেশি ভাল।

চিত্র २.१४। "অ্যাটলান্ট-প্রজেক্ট" এলএলসি দ্বারা বিস্ফোরক-প্রমাণ সরঞ্জামের অনুপ্রেরক ইম্পেলার ব্যালেন্সিং এর জন্য স্ট্যান্ড, পোডলস্ক

Similar data obtained at JSC “Lissant Fan Factory” show that such stands, used in the serial production of duct fans, consistently ensured a residual vibration not exceeding 0.1 mm/s.

2.2. Hard Bearing Machines

Hard Bearing balancing machines differ from the previously discussed Soft Bearing machines in the design of their supports. Their supports are made in the form of rigid plates with intricate slots (cut-outs). The natural frequencies of these supports significantly (at least 2-3 times) exceed the maximum rotational frequency of the rotor balanced on the machine.

Hard Bearing machines are more versatile than Soft Bearing ones, as they typically allow for high-quality balancing of rotors over a wider range of their mass and dimensional characteristics. An important advantage of these machines is also that they enable high-precision balancing of rotors at relatively low rotational speeds, which can be within the range of 200-500 RPM and lower.

Figure 2.15 shows a photograph of a typical Hard Bearing balancing machine manufactured by “K. Schenk.” From this figure, it is evident that individual parts of the support, formed by the intricate slots, have varying stiffness. Under the influence of the forces of rotor unbalance, this can lead to deformations (displacements) of some parts of the support relative to others. (In Figure 2.15, the stiffer part of the support is highlighted with a red dotted line, and its relatively compliant part is in blue).

To measure the said relative deformations, Hard Bearing machines can use either force sensors or highly sensitive vibration sensors of various types, including non-contact vibration displacement sensors.

চিত্র २.१५। "কে. শেঙ্ক" দ্বারা কঠোর বেয়ারিং ব্যালেন্সিং যন্ত্র

As indicated by the analysis of requests received from customers for the “Balanset” series instruments, interest in manufacturing Hard Bearing machines for in-house use has been continuously increasing. This is facilitated by the widespread dissemination of advertising information about the design features of domestic balancing machines, which are used by amateur manufacturers as analogs (or prototypes) for their own developments.

"বালানসেট" সিরিজ যন্ত্রের একটি সংখ্যক ভোক্তার গৃহীয় চাহিদার জন্য তৈরি কঠোর বেয়ারিং যন্ত্রের কিছু রূপবৈচিত্র্য বিবেচনা করা যাক।

Figures 2.16.a – 2.16.d show photographs of a Hard Bearing machine designed for balancing drive shafts, which was manufactured by N. Obyedkov (city of Magnitogorsk). As seen in Fig. 2.16.a, the machine consists of a rigid frame 1, on which supports 2 (two spindle and two intermediate) are installed. The main spindle 3 of the machine is rotated by an asynchronous electric motor 4 via a belt drive. A frequency controller 6 is used to control the rotation speed of the electric motor 4. The machine is equipped with the “Balanset 4” measuring and computing system 5, which includes a measuring unit, a computer, four force sensors, and a phase angle sensor (sensors not shown in Fig. 2.16.a).

Figure 2.16.a. Hard Bearing Machine for Balancing Drive Shafts, Manufactured by N. Obyedkov (Magnitogorsk)

Figure 2.16.b shows a photograph of the front support of the machine with the leading spindle 3, which is driven, as previously noted, by a belt drive from an asynchronous electric motor 4. This support is rigidly mounted on the frame.

Figure 2.16.b. Front (Leading) Spindle Support.

Figure 2.16.c features a photograph of one of the two movable intermediate supports of the machine. This support rests on slides 7, allowing for its longitudinal movement along the frame guides. This support includes a special device 8, designed for installing and adjusting the height of the intermediate bearing of the balanced drive shaft.

Figure 2.16.c. Intermediate Movable Support of the Machine

Figure 2.16.d shows a photograph of the rear (driven) spindle support, which, like the intermediate supports, allows for movement along the machine frame’s guides.

Figure 2.16.d. Rear (Driven) Spindle Support.

All the supports discussed above are vertical plates mounted on flat bases. The plates feature T-shaped slots (see Fig. 2.16.d), which divide the support into an inner part 9 (more rigid) and an outer part 10 (less rigid). The differing stiffness of the inner and outer parts of the support may result in relative deformation of these parts under the forces of unbalance from the balanced rotor.

Force sensors are typically used to measure the relative deformation of the supports in homemade machines. An example of how a force sensor is installed on a Hard Bearing balancing machine support is shown in Figure 2.16.e. As seen in this figure, the force sensor 11 is pressed against the side surface of the inner part of the support by a bolt 12, which passes through a threaded hole in the outer part of the support.

To ensure even pressure of bolt 12 across the entire plane of the force sensor 11, a flat washer 13 is placed between it and the sensor.

Figure 2.16.d. Example of Force Sensor Installation on a Support.

During the operation of the machine, the forces of imbalance from the balanced rotor act through the support units (spindles or intermediate bearings) on the outer part of the support, which begins to cyclically move (deform) relative to its inner part at the frequency of rotor rotation. This results in a variable force acting on sensor 11, proportional to the imbalance force. Under its influence, an electrical signal proportional to the magnitude of the rotor’s imbalance is generated at the output of the force sensor.

Signals from force sensors, installed on all supports, are fed into the machine’s measuring and computing system, where they are used to determine the parameters of the corrective weights.

Figure 2.17.a. "স্ক্রু" শ্যাফট ব্যালেন্সিং এর জন্য ব্যবহৃত একটি অত্যন্ত বিশেষায়িত কঠোর বেয়ারিং যন্ত্রের ফটোগ্রাফ বৈশিষ্ট্য। এই যন্ত্রটি এলএলসি "উফাটভার্দোসপ্লাভ" এ গৃহীয় ব্যবহারের জন্য তৈরি করা হয়েছিল।

As seen in the figure, the spin-up mechanism of the machine has a simplified construction, which consists of the following main components:

• Welded frame 1, serving as the bed;
• Two stationary supports 2, rigidly fixed to the frame;
• Electric motor 3, which drives the balanced shaft (screw) 5 via a belt drive 4.

চিত্র २.१७.ए। এলএলসি "উফাটভার্দোসপ্লাভ" দ্বারা তৈরি স্ক্রু শ্যাফট ব্যালেন্সিং এর জন্য কঠোর বেয়ারিং যন্ত্র

The supports 2 of the machine are vertically installed steel plates with T-shaped slots. At the top of each support, there are support rollers manufactured using rolling bearings, on which the balanced shaft 5 rotates.

To measure the deformation of the supports, which occurs under the action of rotor imbalance, force sensors 6 are used (see Fig. 2.17.b), which are installed in the slots of the supports. These sensors are connected to the “Balanset 1” device, which is used on this machine as a measuring and computing system.

Despite the relative simplicity of the machine’s spin-up mechanism, it enables sufficiently high-quality balancing of screws, which, as seen in Fig. 2.17.a., have a complex helical surface.

এলএলসি "উফাটভার্দোসপ্লাভ" এর অনুযায়ী, এই যন্ত্রে ব্যালেন্সিং প্রক্রিয়ার সময় স্ক্রুর প্রাথমিক অসামঞ্জস্য প্রায় ৫০ গুণ হ্রাস পেয়েছিল।

Figure 2.17.b. Hard Bearing Machine Support for Balancing Screw Shafts with Force Sensor

অর্জিত অবশিষ্ট অসামঞ্জস্য স্ক্রুর প্রথম সংশোধন তলে ३५५२ গ्र*মিমি (१८५ মিমি ব্যাসার্ধে १२.० গ) এবং দ্বিতীয় তলে २२२० গ्र*মিমি (१८५ মিমি ব্যাসার্ধে १२.० গ) ছিল। ५०० কিলোগ্রাম ওজনের একটি রোটরের জন্য এবং ३५०० আরপিএম এ অপারেটিং, এই অসামঞ্জস্য ISO 1940-1-2007 অনুযায়ী গ্রেড G6.3 এর সাথে সামঞ্জস্যপূর্ণ, যা এর প্রযুক্তিগত ডকুমেন্টেশনে নির্ধারিত প্রয়োজনীয়তা পূরণ করে।

An original design (see Fig. 2.18), which involves using a single base for simultaneous installation of supports for two Hard Bearing balancing machines of different sizes, was proposed by S.V. Morozov. The obvious advantages of this technical solution, which allow minimizing the manufacturer’s production costs, include:

• Saving production space;
• Use of one electric motor with a variable frequency drive for operating two different machines;
• Use of one measuring system for operating two different machines.

চিত্র २.१८। এস.ভি. মোরোজভ দ্বারা তৈরি কঠোর বেয়ারিং ব্যালেন্সিং যন্ত্র ("ট্যান্ডেম")

3. Requirements for the Construction of Basic Units and Mechanisms of Balancing Machines

3.1. Bearings

3.1.1. Theoretical Foundations of Bearing Design

In the previous section, the main design executions of Soft Bearing and Hard Bearing supports for balancing machines were discussed in detail. A crucial parameter that designers must consider when designing and manufacturing these supports is their natural frequencies of oscillation. This is important because the measurement of not only the amplitude of vibration (cyclic deformation) of the supports but also the phase of vibration is required for calculating the parameters of corrective weights by the machine’s measuring and computing systems.

If the natural frequency of a support coincides with the rotation frequency of the balanced rotor (support resonance), accurate measurement of amplitude and phase of vibration is practically impossible. This is clearly illustrated in the graphs showing changes in amplitude and phase of the support’s oscillations as a function of the rotational frequency of the balanced rotor (see Fig. 3.1).

From these graphs, it follows that as the rotational frequency of the balanced rotor approaches the natural frequency of the support oscillations (i.e., when the ratio fp/fo is close to 1), there is a significant increase in amplitude associated with the resonance oscillations of the support (see Fig. 3.1.a). Simultaneously, graph 3.1.b shows that in the resonance zone, there is a sharp change in the phase angle ∆F°, which can reach up to 180°.

In other words, when balancing any mechanism in the resonance zone, even small changes in its rotation frequency can lead to significant instability in the measurement results of amplitude and phase of its vibration, leading to errors in calculating the parameters of corrective weights and negatively affecting the quality of balancing.

The above graphs confirm earlier recommendations that for Hard Bearing machines, the upper limit of the rotor’s operational frequencies should be (at least) 2-3 times lower than the natural frequency of the support, fo. For Soft Bearing machines, the lower limit of permissible operational frequencies of the balanced rotor should (at least) be 2-3 times higher than the natural frequency of the support.

Figure 3.1. Graphs showing changes in relative amplitude and phase of vibrations of the balancing machine support as a function of rotational frequency changes.

• Ад – Amplitude of dynamic vibrations of the support;
• e = m*r / M - ব্যালেন্স করা রোটরের নির্দিষ্ট অসামঞ্জস্য;
• m – Unbalanced mass of the rotor;
• M – Mass of the rotor;
• r – Radius at which the unbalanced mass is located on the rotor;
• fp – Rotational frequency of the rotor;
• fo – Natural frequency of vibrations of the support

Given the information presented, operating the machine in the resonance area of its supports (highlighted in red in Fig. 3.1) is not recommended. The graphs shown in Fig. 3.1 also demonstrate that for the same imbalances of the rotor, the actual vibrations of the Soft Bearing machine supports are significantly lower than those occurring on the Soft Bearing machine supports.

From this, it follows that sensors used to measure vibrations of supports in Hard Bearing machines must have higher sensitivity than those in Soft Bearing machines. This conclusion is well supported by the actual practice of using sensors, which shows that absolute vibration sensors (vibro-accelerometers and/or vibro-velocity sensors), successfully used in Soft Bearing balancing machines, often cannot achieve the necessary balancing quality on Hard Bearing machines.

On these machines, it is recommended to use relative vibration sensors, such as force sensors or highly sensitive displacement sensors.

3.1.2. Estimating Natural Frequencies of Supports Using Calculation Methods

A designer can perform an approximate (estimative) calculation of the natural frequency of a support fo​ using formula 3.1, by simplistically treating it as a vibrational system with one degree of freedom, which (see Fig. 2.19.a) is represented by a mass M, oscillating on a spring with stiffness K.

The mass M used in the calculation for a symmetric inter-bearing rotor can be approximated by formula 3.2.

যেখানে Mo​ হল সাপোর্টের চলমান অংশের ভর কিলোগ্রামে; Mr​ হল ব্যালেন্স করা রোটরের ভর কিলোগ্রামে; n হল ব্যালেন্সিং এ জড়িত যন্ত্র সাপোর্টের সংখ্যা।

The stiffness K of the support is calculated using formula 3.3 based on the results of experimental studies that involve measuring the deformation ΔL of the support when it is loaded with a static force P (see Figs. 3.2.a and 3.2.b).

যেখানে ΔL মিটারে সাপোর্টের বিকৃতি; P নিউটনে স্ট্যাটিক বল।

The magnitude of the loading force P can be measured using a force-measuring instrument (e.g., a dynamometer). The displacement of the support ΔL is determined using a device for measuring linear displacements (e.g., a dial indicator).

3.1.3. Experimental Methods for Determining Natural Frequencies of Supports

Given that the above-discussed calculation of natural frequencies of supports, performed using a simplified method, can lead to significant errors, most amateur developers prefer to determine these parameters by experimental methods. For this, they utilize capabilities provided by modern vibration measuring systems of balancing machines, including the “Balanset” series instruments.

3.1.3.1. Determining Natural Frequencies of Supports by Impact Excitation Method

The impact excitation method is the simplest and most common way to determine the natural frequency of vibrations of a support or any other machine component. It is based on the fact that when any object, such as a bell (see Fig. 3.3), is impact-excited, its response manifests as a gradually decaying vibrational response. The frequency of the vibrational signal is determined by the structural characteristics of the object and corresponds to the frequency of its natural vibrations. For impact excitation of vibrations, any heavy tool can be used, such as a rubber mallet or a regular mallet.

Figure 3.3. Diagram of Impact Excitation Used to Determine the Natural Frequencies of an Object

The mass of the hammer should approximately be 10% of the mass of the object being excited. To capture the vibrational response, a vibration sensor should be installed on the object under examination, with its measuring axis aligned with the direction of impact excitation. In some cases, a microphone from a noise measuring device may be used as a sensor to perceive the vibrational response of the object.

The vibrations of the object are converted into an electrical signal by the sensor, which is then sent to a measuring instrument, such as the input of a spectrum analyzer. This instrument records the time function and the spectrum of the decaying vibrational process (see Fig. 3.4), analysis of which allows determining the frequency (frequencies) of the object’s natural vibrations.

Figure 3.5. Program Interface Showing Time Function Graphs and Spectrum of Decaying Impact Vibrations of the Examined Structure

The analysis of the spectrum graph presented in Figure 3.5 (see the lower part of the work window) shows that the main component of the natural vibrations of the examined structure, determined with reference to the abscissa axis of the graph, occurs at a frequency of 9.5 Hz. This method can be recommended for studies of the natural vibrations of both Soft Bearing and Hard Bearing balancing machine supports.

3.1.3.2. Determining Natural Frequencies of Supports in Coasting Mode

In some cases, the natural frequencies of supports can be determined by cyclically measuring the amplitude and phase of vibration “on the coast.” In implementing this method, the rotor installed on the examined machine is initially accelerated to its maximum rotation speed, after which its drive is disconnected, and the frequency of the disturbing force associated with the rotor’s imbalance gradually decreases from maximum to the point of stop.

In this case, the natural frequencies of supports can be determined by two characteristics:

• By a local jump in vibration amplitude observed in the resonance areas;
• By a sharp change (up to 180°) in the vibration phase observed in the zone of the amplitude jump.

"Balanset" সিরিজ ডিভাইসে, "Vibrometer" মোড ("Balanset 1") অথবা "Balancing. Monitoring" মোড ("Balanset 2C" এবং "Balanset 4") ব্যবহার করে রোটরের প্রাকৃতিক কম্পনাঙ্ক সনাক্ত করা যায় "উপকূলে" পরিমাপের মাধ্যমে, যা রোটরের ঘূর্ণন কম্পাঙ্কে বিস্তার এবং দশার চক্রীয় পরিমাপের অনুমতি দেয়।

অধিকন্তু, "Balanset 1" সফটওয়্যার অতিরিক্তভাবে একটি বিশেষায়িত "Graphs. Coasting" মোড অন্তর্ভুক্ত করে, যা উপকূলে সাপোর্ট কম্পনের বিস্তার এবং দশার পরিবর্তনের গ্রাফ ঘূর্ণন কম্পাঙ্কের পরিবর্তনের ফাংশন হিসেবে আঁকতে দেয়, যা অনুরণন নির্ণয়ের প্রক্রিয়া উল্লেখযোগ্যভাবে সহজতর করে।

It should be noted that, for obvious reasons (see section 3.1.1), the method of identifying natural frequencies of supports on the coast can only be used in the case of studying Soft Bearing balancing machines, where the working frequencies of rotor rotation significantly exceed the natural frequencies of supports in the transverse direction.

In the case of Hard Bearing machines, where the working frequencies of rotor rotation exciting the vibrations of supports on the coast are significantly below the natural frequencies of the supports, the use of this method is practically impossible.

3.1.4. Practical Recommendations for Designing and Manufacturing Supports for Balancing Machines

3.1.2. Calculating Natural Frequencies of Supports by Computational Methods

Calculations of the natural frequencies of supports using the above-discussed calculation scheme can be performed in two directions:

• In the transverse direction of the supports, which coincides with the direction of measuring their vibrations caused by the forces of rotor unbalance;
• In the axial direction, coinciding with the axis of rotation of the balanced rotor mounted on the machine supports.

Calculating the natural frequencies of supports in the vertical direction requires the use of a more complex calculation technique, which (in addition to the parameters of the support and balanced rotor itself) must take into account the parameters of the frame and the specifics of the machine’s installation on the foundation. This method is not discussed in this publication. Analysis of formula 3.1 allows for some simple recommendations that should be considered by machine designers in their practical activities. In particular, the natural frequency of a support can be altered by changing its stiffness and/or mass. Increasing the stiffness increases the natural frequency of the support, while increasing the mass decreases it. These changes have a non-linear, square-inverse relationship. For example, doubling the stiffness of the support increases its natural frequency only by a factor of 1.4. Similarly, doubling the mass of the moving part of the support reduces its natural frequency only by a factor of 1.4.

3.1.4.1. Soft Bearing Machines with Flat Plate Springs

Several design variations of balancing machine supports made with flat springs have been discussed above in section 2.1 and illustrated in Figures 2.7 – 2.9. According to our information, such designs are most commonly used in machines intended for balancing drive shafts.

As an example, let’s consider the spring parameters used by one of the clients (LLC “Rost-Service”, St. Petersburg) in the manufacturing of their own machine supports. This machine was intended for balancing 2, 3, and 4-support drive shafts, with a mass not exceeding 200 kg. The geometric dimensions of the springs (height * width * thickness) used in the supports of the leading and driven spindles of the machine, chosen by the client, were respectively 300

The natural frequency of the unloaded support, determined experimentally by the impact excitation method using the standard measuring system of the “Balanset 4” machine, was found to be 11 – 12 Hz. At such a natural frequency of vibrations of the supports, the recommended rotational frequency of the balanced rotor during balancing should not be lower than 22-24 Hz (1320 – 1440 RPM).

মধ্যবর্তী সাপোর্টগুলিতে একই নির্মাতা দ্বারা ব্যবহৃত সমতল বসন্তের জ্যামিতিক মাত্রা যথাক্রমে 200*200*3 মিমি ছিল। অধিকন্তু, গবেষণা অনুযায়ী, এই সাপোর্টগুলির প্রাকৃতিক কম্পাঙ্ক উচ্চতর ছিল, 13-14 Hz এ পৌঁছেছিল।

Based on the test results, the manufacturers of the machine were advised to align (equalize) the natural frequencies of the spindle and intermediate supports. This should facilitate the selection of the range of operational rotational frequencies of the drive shafts during balancing and avoid potential instabilities of the measuring system’s readings due to the supports entering the area of resonant vibrations.

The methods for adjusting the natural frequencies of vibrations of supports on flat springs are obvious. This adjustment can be achieved by changing the geometric dimensions or shape of the flat springs, which is achieved, for example, by milling longitudinal or transverse slots that reduce their stiffness.

As previously mentioned, verification of the results of such adjustment can be conducted by identifying the natural frequencies of vibrations of the supports using the methods described in sections 3.1.3.1 and 3.1.3.2.

Figure 3.6 presents a classic version of the support design on flat springs, used in one of his machines by A. Sinitsyn. As shown in the figure, the support includes the following components:

• Upper plate 1;
• Two flat springs 2 and 3;
• Lower plate 4;
• Stop bracket 5.

Figure 3.6. Design Variation of a Support on Flat Springs

The upper plate 1 of the support can be used to mount the spindle or an intermediate bearing. Depending on the purpose of the support, the lower plate 4 can be rigidly attached to the machine guides or installed on movable slides, allowing the support to move along the guides. Bracket 5 is used to install a locking mechanism for the support, enabling it to be securely fixed during the acceleration and deceleration of the balanced rotor.

Flat springs for Soft Bearing machine supports should be made from leaf-spring or high-quality alloyed steel. The use of ordinary structural steels with a low yield strength is not advisable, as they may develop residual deformation under static and dynamic loads during operation, leading to a reduction in the machine’s geometric accuracy and even to the loss of support stability.

For machines with a balanced rotor mass not exceeding 300 – 500 kg, the thickness of the support can be increased to 30 – 40 mm, and for machines designed for balancing rotors with maximum masses ranging from 1000 to 3000 kg, the thickness of the support can reach 50 – 60 mm or more. As the analysis of the dynamic characteristics of the above-mentioned supports shows, their natural vibration frequencies, measured in the transverse plane (the plane of measurement of relative deformations of the “flexible” and “rigid” parts), usually exceed 100 Hz or more. The natural vibration frequencies of Hard Bearing support stands in the frontal plane, measured in the direction coinciding with the axis of rotation of the balanced rotor, are usually significantly lower. And it is these frequencies that should be primarily considered when determining the upper limit of the operating frequency range for rotating rotors balanced on the machine. As noted above, the determination of these frequencies can be performed by the impact excitation method described in section 3.1.

Figure 3.7. Machine for Balancing Electric Motor Rotors, Assembled, Developed by A. Mokhov.

Figure 3.8. Machine for Balancing Turbopump Rotors, Developed by G. Glazov (Bishkek)

3.1.4.2. Soft Bearing Machine Supports with Suspension on Strip Springs

In designing strip springs used for supporting suspensions, attention should be paid to selecting the thickness and width of the spring strip, which on one hand must withstand the static and dynamic load of the rotor on the support, and on the other hand, must prevent the possibility of torsional vibrations of the support suspension, manifesting as axial run-out.

Examples of structural implementation of balancing machines using strip spring suspensions are shown in Figures 2.1 – 2.5 (see section 2.1), as well as in Figures 3.7 and 3.8 of this section.

3.1.4.4. যন্ত্রপাতির জন্য হার্ড বিয়ারিং সাপোর্ট

আমাদের ক্লায়েন্টদের সাথে ব্যাপক অভিজ্ঞতা অনুযায়ী, স্ব-নির্মিত ব্যালেন্সার নির্মাতাদের একটি উল্লেখযোগ্য অংশ সম্প্রতি কঠোর সাপোর্ট সহ হার্ড বিয়ারিং যন্ত্রপাত পছন্দ করতে শুরু করেছে। বিভাগ 2.2-তে, চিত্র 2.16 – 2.18 এই ধরনের সাপোর্ট ব্যবহারকারী যন্ত্রপাতির বিভিন্ন কাঠামোগত নকশার ফটোগ্রাফ চিত্রিত করে। তাদের যন্ত্র নির্মাণের জন্য একজন ক্লায়েন্ট দ্বারা উন্নত একটি কঠোর সাপোর্টের একটি প্রসঙ্গ স্কেচ চিত্র 3.10-তে উপস্থাপিত হয়। এই সাপোর্টটি একটি P-আকৃতির খাঁজ সহ একটি সমতল ইস্পাত প্লেট নিয়ে গঠিত, প্রচলিতভাবে সাপোর্টকে "কঠোর" এবং "নমনীয়" অংশে বিভক্ত করে। অসন্তুলন বলের প্রভাবে, সাপোর্টের "নমনীয়" অংশ এর "কঠোর" অংশের সাপেক্ষে বিকৃত হতে পারে। এই বিকৃতির মাত্রা, সাপোর্টের প্রস্থতা, খাঁজের গভীরতা এবং সাপোর্টের "নমনীয়" এবং "কঠোর" অংশগুলিকে সংযোগকারী সেতুর প্রস্থ দ্বারা নির্ধারিত, যন্ত্রের পরিমাপ ব্যবস্থার উপযুক্ত সেন্সর ব্যবহার করে পরিমাপ করা যায়। এই ধরনের সাপোর্টগুলির আড়াআড়ি কঠোরতা গণনা করার একটি পদ্ধতির অভাবের কারণে, P-আকৃতির খাঁজের গভীরতা h, সেতুর প্রস্থ t এবং সাপোর্টের প্রস্থতা r বিবেচনা করে (চিত্র 3.10 দেখুন), এই নকশা পরামিতিগুলি সাধারণত নির্মাতাদের দ্বারা পরীক্ষামূলকভাবে নির্ধারিত হয়।

300 - 500 কেজি অতিক্রম না করে এমন সন্তুলিত রোটর ভর সহ যন্ত্রপাতির জন্য, সাপোর্টের প্রস্থতা 30 – 40 মিমি বৃদ্ধি করা যায়, এবং 1000 থেকে 3000 কেজি পর্যন্ত সর্বোচ্চ ভরের রোটর সন্তুলনের জন্য ডিজাইন করা যন্ত্রপাতির জন্য, সাপোর্টের প্রস্থতা 50 – 60 মিমি বা তার বেশি পর্যন্ত পৌঁছাতে পারে। উপরোক্ত সাপোর্টগুলির গতিশীল বৈশিষ্ট্যের বিশ্লেষণ অনুযায়ী, তাদের প্রাকৃতিক কম্পনাঙ্ক, আড়াআড়ি সমতলে পরিমাপ করা ("নমনীয়" এবং "কঠোর" অংশগুলির আপেক্ষিক বিকৃতির পরিমাপের সমতল), সাধারণত 100 Hz বা তার বেশি অতিক্রম করে। হার্ড বিয়ারিং সাপোর্ট স্ট্যান্ডের প্রাকৃতিক কম্পনাঙ্ক অগ্রভাগীয় সমতলে, সন্তুলিত রোটরের ঘূর্ণন অক্ষের সাথে সামঞ্জস্যপূর্ণ দিকে পরিমাপ করা, সাধারণত উল্লেখযোগ্যভাবে নিম্নতর। এবং এই কম্পাঙ্কগুলিই প্রধানত বিবেচনা করা উচিত যখন যন্ত্রে সন্তুলিত ঘূর্ণনশীল রোটরগুলির জন্য কর্মক্ষেত্রের কম্পাঙ্ক পরিসীমার উর্ধ্ব সীমা নির্ধারণ করা হয়।

Figure 3.26. Example of Using a Used Lathe Bed for Manufacturing a Hard Bearing Machine for Balancing Augers.

Figure 3.27. Example of Using a Used Lathe Bed for Manufacturing a Soft Bearing Machine for Balancing Shafts.

Figure 3.28. Example of Fabricating an Assembled Bed from Channels

Figure 3.29. Example of Fabricating a Welded Bed from Channels

Figure 3.30. Example of Manufacturing a Welded Bed from Channels

Figure 3.31. Example of a Balancing Machine Bed Made of Polymer Concrete

সাধারণত, এই ধরনের বিছানা তৈরি করার সময়, তাদের উপরের অংশকে ইস্পাত ঢোকানো দিয়ে শক্তিশালী করা হয় যা গাইড হিসেবে ব্যবহৃত হয় যার উপর ব্যালেন্সিং যন্ত্রের সাপোর্ট স্ট্যান্ড ভিত্তি করে। সম্প্রতি, কম্পন-নিরোধক আবরণ সহ পলিমার কংক্রিটের তৈরি বিছানা ব্যাপকভাবে ব্যবহৃত হয়েছে। এই পদ্ধতিটি বিছানা তৈরির জন্য অনলাইনে ভালভাবে বর্ণিত এবং DIY নির্মাতাদের দ্বারা সহজেই বাস্তবায়িত হতে পারে। উৎপাদনের তুলনামূলক সরলতা এবং কম খরচের কারণে, এই বিছানাগুলির তাদের ধাতব সমতুল্যের উপর বেশ কয়েকটি মূল সুবিধা রয়েছে:

• Higher damping coefficient for vibrational oscillations;
• Lower thermal conductivity, ensuring minimal thermal deformation of the bed;
• Higher corrosion resistance;
• Absence of internal stresses.

3.1.4.3. Soft Bearing Machine Supports Made Using Cylindrical Springs

An example of a Soft Bearing balancing machine, in which cylindrical compression springs are used in the design of the supports, is shown in Figure 3.9. The main drawback of this design solution is related to the varying degrees of spring deformation in the front and rear supports, which occurs if the loads on the supports are unequal during the balancing of asymmetrical rotors. This naturally leads to misalignment of the supports and skewing of the rotor axis in the vertical plane. One of the negative consequences of this defect may be the emergence of forces that cause the rotor to shift axially during rotation.

Fig. 3.9. Soft Bearing Support Construction Variant for Balancing Machines Using Cylindrical Springs.

3.1.4.4. যন্ত্রপাতির জন্য হার্ড বিয়ারিং সাপোর্ট

আমাদের ক্লায়েন্টদের সাথে ব্যাপক অভিজ্ঞতা অনুযায়ী, স্ব-নির্মিত ব্যালেন্সার নির্মাতাদের একটি উল্লেখযোগ্য অংশ সম্প্রতি কঠোর সাপোর্ট সহ হার্ড বিয়ারিং যন্ত্রপাত পছন্দ করতে শুরু করেছে। বিভাগ 2.2-তে, চিত্র 2.16 – 2.18 এই ধরনের সাপোর্ট ব্যবহারকারী যন্ত্রপাতির বিভিন্ন কাঠামোগত নকশার ফটোগ্রাফ চিত্রিত করে। তাদের যন্ত্র নির্মাণের জন্য একজন ক্লায়েন্ট দ্বারা উন্নত একটি কঠোর সাপোর্টের একটি প্রসঙ্গ স্কেচ চিত্র 3.10-তে উপস্থাপিত হয়। এই সাপোর্টটি একটি P-আকৃতির খাঁজ সহ একটি সমতল ইস্পাত প্লেট নিয়ে গঠিত, প্রচলিতভাবে সাপোর্টকে "কঠোর" এবং "নমনীয়" অংশে বিভক্ত করে। অসন্তুলন বলের প্রভাবে, সাপোর্টের "নমনীয়" অংশ এর "কঠোর" অংশের সাপেক্ষে বিকৃত হতে পারে। এই বিকৃতির মাত্রা, সাপোর্টের প্রস্থতা, খাঁজের গভীরতা এবং সাপোর্টের "নমনীয়" এবং "কঠোর" অংশগুলিকে সংযোগকারী সেতুর প্রস্থ দ্বারা নির্ধারিত, যন্ত্রের পরিমাপ ব্যবস্থার উপযুক্ত সেন্সর ব্যবহার করে পরিমাপ করা যায়। এই ধরনের সাপোর্টগুলির আড়াআড়ি কঠোরতা গণনা করার একটি পদ্ধতির অভাবের কারণে, P-আকৃতির খাঁজের গভীরতা h, সেতুর প্রস্থ t এবং সাপোর্টের প্রস্থতা r বিবেচনা করে (চিত্র 3.10 দেখুন), এই নকশা পরামিতিগুলি সাধারণত নির্মাতাদের দ্বারা পরীক্ষামূলকভাবে নির্ধারিত হয়।

Fig. 3.10. Sketch of Hard Bearing Support for Balancing Machine

Photographs displaying various implementations of such supports, manufactured for our clients’ own machines, are presented in Figures 3.11 and 3.12. Summarizing the data obtained from several of our clients who are machine manufacturers, requirements for the thickness of supports, set for machines of various sizes and load capacities, can be formulated. For example, for machines intended to balance rotors weighing from 0.1 to 50-100 kg, the thickness of the support may be 20 mm.

Fig. 3.11. Hard Bearing Supports for Balancing Machine, Manufactured by A. Sinitsyn

Fig. 3.12. Hard Bearing Support for Balancing Machine, Manufactured by D. Krasilnikov

For machines with a balanced rotor mass not exceeding 300 – 500 kg, the thickness of the support can be increased to 30 – 40 mm, and for machines designed for balancing rotors with maximum masses ranging from 1000 to 3000 kg, the thickness of the support can reach 50 – 60 mm or more. As the analysis of the dynamic characteristics of the above-mentioned supports shows, their natural vibration frequencies, measured in the transverse plane (the plane of measurement of relative deformations of the “flexible” and “rigid” parts), usually exceed 100 Hz or more. The natural vibration frequencies of Hard Bearing support stands in the frontal plane, measured in the direction coinciding with the axis of rotation of the balanced rotor, are usually significantly lower. And it is these frequencies that should be primarily considered when determining the upper limit of the operating frequency range for rotating rotors balanced on the machine. As noted above, the determination of these frequencies can be performed by the impact excitation method described in section 3.1.

3.2. Supporting Assemblies of Balancing Machines

3.2.1. Main Types of Supporting Assemblies

In the manufacture of both Hard Bearing and Soft Bearing balancing machines, the following well-known types of supporting assemblies, used for the installation and rotation of balanced rotors on supports, can be recommended, including:

• Prismatic supporting assemblies;
• Supporting assemblies with rotating rollers;
• Spindle supporting assemblies.

3.2.1.1. Prismatic Supporting Assemblies

These assemblies, having various design options, are usually installed on supports of small and medium-sized machines, on which rotors with masses not exceeding 50 – 100 kg can be balanced. An example of the simplest version of a prismatic supporting assembly is presented in Figure 3.13. This supporting assembly is made of steel and is used on a turbine balancing machine. A number of manufacturers of small and medium-sized balancing machines, when manufacturing prismatic supporting assemblies, prefer to use non-metallic materials (dielectrics), such as textolite, fluoroplastic, caprolon, etc.

3.13. Execution Variant of Prismatic Supporting Assembly, Used on a Balancing Machine for Automobile Turbines

Similar supporting assemblies (see Figure 3.8 above) are implemented, for example, by G. Glazov in his machine, also intended for balancing automobile turbines. The original technical solution of the prismatic supporting assembly, made of fluoroplastic (see Figure 3.14), is proposed by LLC “Technobalance”.

চিত্র 3.14. LLC "Technobalance" দ্বারা প্রিজমেটিক সাপোর্ট সমাবেশ

This particular supporting assembly is formed using two cylindrical sleeves 1 and 2, installed at an angle to each other and fixed on supporting axes. The balanced rotor contacts the surfaces of the sleeves along the generating lines of the cylinders, which minimizes the contact area between the rotor shaft and the support, consequently reducing the friction force in the support. If necessary, in case of wear or damage to the support surface in the area of its contact with the rotor shaft, the possibility of wear compensation is provided by rotating the sleeve around its axis by some angle. It should be noted that when using supporting assemblies made of non-metallic materials, it is necessary to provide for the structural possibility of grounding the balanced rotor to the machine body, which eliminates the risk of powerful static electricity charges occurring during operation. This, firstly, helps to reduce electrical interference and disturbances that may affect the performance of the machine’s measuring system, and secondly, eliminates the risk of personnel being affected by the action of static electricity.

3.2.1.2. Roller Supporting Assemblies

These assemblies are typically installed on supports of machines designed for balancing rotors with masses exceeding 50 kilograms and more. Their use significantly reduces friction forces in the supports compared to prismatic supports, facilitating the rotation of the balanced rotor. As an example, Figure 3.15 shows a design variant of a supporting assembly where rollers are used for the positioning of the product. In this design, standard rolling bearings are used as rollers 1 and 2, the outer rings of which rotate on stationary axes fixed in the body of the machine’s support 3. Figure 3.16 depicts a sketch of a more complex design of a roller supporting assembly implemented in their project by one of the self-made manufacturers of balancing machines. As seen from the drawing, in order to increase the load capacity of the roller (and consequently the supporting assembly as a whole), a pair of rolling bearings 1 and 2 is installed in the roller body 3. The practical implementation of this design, despite all its obvious advantages, appears to be a rather complex task, associated with the need for independent fabrication of the roller body 3, to which very high requirements for geometric accuracy and mechanical characteristics of the material are imposed.

Fig. 3.15. Example of Roller Supporting Assembly Design

Fig. 3.16. Example of Roller Supporting Assembly Design with Two Rolling Bearings

Figure 3.17 presents a design variant of a self-aligning roller supporting assembly developed by the specialists of LLC “Technobalance”. In this design, the self-aligning capability of the rollers is achieved by providing them with two additional degrees of freedom, allowing the rollers to make small angular movements around the X and Y axes. Such supporting assemblies, ensuring high precision in the installation of balanced rotors, are usually recommended for use on supports of heavy balancing machines.

Fig. 3.17. Example of Self-Aligning Roller Supporting Assembly Design

As mentioned earlier, roller support assemblies typically have fairly high requirements for precision manufacturing and rigidity. In particular, the tolerances set for radial runout of the rollers should not exceed 3-5 microns.

In practice, this is not always achieved even by well-known manufacturers. For example, during the author’s testing of the radial runout of a set of new roller support assemblies, purchased as spare parts for the balancing machine model H8V, brand “K. Shenk”, the radial runout of their rollers reached 10-11 microns.

3.2.1.3. Spindle Supporting Assemblies

When balancing rotors with flange mounting (for example, cardan shafts) on balancing machines, spindles are used as supporting assemblies for positioning, mounting, and rotation of the balanced products.

Spindles are one of the most complex and critical components of balancing machines, largely responsible for achieving the required balancing quality.

The theory and practice of designing and manufacturing spindles are quite well developed and are reflected in a wide range of publications, among which, the monograph “Details and Mechanisms of Metal-Cutting Machine Tools” [1], edited by Dr. Eng. D.N. Reshetov, stands out as the most useful and accessible for developers.

Among the main requirements that should be considered in the design and manufacturing of balancing machine spindles, the following should be prioritized:

a) Providing high rigidity of the spindle assembly structure sufficient to prevent unacceptable deformations that may occur under the influence of unbalance forces of the balanced rotor;

b) Ensuring the stability of the spindle rotation axis position, characterized by permissible values of radial, axial, and axial runouts of the spindle;

c) Ensuring proper wear resistance of the spindle journals, as well as its seating and supporting surfaces used for mounting balanced products.

এই প্রয়োজনীয়তাগুলির ব্যবহারিক বাস্তবায়ন কাজ [1]-এর বিভাগ VI "Spindles and Their Supports"-এ বিস্তারিতভাবে বর্ণিত হয়েছে।

In particular, there are methodologies for verifying the rigidity and rotational accuracy of spindles, recommendations for selecting bearings, choosing spindle material and methods of its hardening, as well as much other useful information on this topic.

Work [1] notes that in the design of spindles for most types of metal-cutting machine tools, a two-bearing scheme is mainly used.

An example of the design variant of such a two-bearing scheme used in milling machine spindles (details can be found in work [1]) is shown in Fig. 3.18.

This scheme is quite suitable for the manufacture of balancing machine spindles, examples of design variants of which are shown below in Figures 3.19-3.22.

Fig. 3.18. Sketch of a Two-Bearing Milling Machine Spindle

Figure 3.19 shows one of the design variants of the leading spindle assembly of a balancing machine, rotating on two radial-thrust bearings, each of which has its own independent housing 1 and 2. A flange 4, intended for flange mounting of a cardan shaft, and a pulley 5, used to transmit rotation to the spindle from the electric motor using a V-belt drive, are mounted on the spindle shaft 3.

Figure 3.19. Example of Spindle Design on Two Independent Bearing Supports

Figures 3.20 and 3.21 show two closely related designs of leading spindle assemblies. In both cases, the spindle bearings are installed in a common housing 1, which has a through axial hole necessary for installing the spindle shaft. At the entrance and exit of this hole, the housing has special bores (not shown in the figures), designed to accommodate radial thrust bearings (roller or ball) and special flange covers 5, used to secure the outer rings of the bearings.

Figure 3.20. Example 1 of a Leading Spindle Design on Two Bearing Supports Installed in a Common Housing

Figure 3.21. Example 2 of a Leading Spindle Design on Two Bearing Supports Installed in a Common Housing

As in the previous version (see Fig. 3.19), a faceplate 2 is installed on the spindle shaft, intended for flange mounting of the drive shaft, and a pulley 3, used to transmit rotation to the spindle from the electric motor via a belt drive. A limb 4 is also fixed to the spindle shaft, which is used to determine the angular position of the spindle, utilized when installing test and corrective weights on the rotor during balancing.

Figure 3.22. Example of a Design of a Driven (Rear) Spindle

Figure 3.22 shows a design variant of the driven (rear) spindle assembly of a machine, which differs from the leading spindle only by the absence of the drive pulley and limb, as they are not needed.

চিত্র 3.23. চালিত (পিছনের) স্পিন্ডলের নকশা সম্পাদনের উদাহরণ

As seen in Figures 3.20 – 3.22, the spindle assemblies discussed above are attached to the Soft Bearing supports of balancing machines using special clamps (straps) 6. Other methods of attachment can also be used if necessary, ensuring proper rigidity and precision in positioning the spindle assembly on the support.

Figure 3.23 illustrates a design of flange mounting similar to that spindle, which can be used for its installation on a Hard Bearing support of a balancing machine.

3.2.1.3.4. স্পিন্ডেল কঠোরতা এবং রেডিয়াল রানআউট গণনা

স্পিন্ডেল কঠোরতা এবং প্রত্যাশিত রেডিয়াল রানআউট নির্ধারণের জন্য, সূত্র 3.4 ব্যবহার করা যেতে পারে (চিত্র 3.24-এ গণনা স্কিম দেখুন):

where:

• Y - স্পিন্ডেল কনসোলের শেষে স্পিন্ডেলের স্থিতিস্থাপক স্থানচ্যুতি, সেমি;
• P - স্পিন্ডেল কনসোলে কাজ করা গণনাকৃত বোঝা, কেজি;
• A - স্পিন্ডেলের পিছনের বিয়ারিং সাপোর্ট;
• খ - স্পিন্ডেলের সামনের বিয়ারিং সাপোর্ট;
• g - স্পিন্ডেল কনসোলের দৈর্ঘ্য, সেমি;
• গ - স্পিন্ডেলের A এবং B সাপোর্টগুলির মধ্যে দূরত্ব, সেমি;
• J1 – averaged moment of inertia of the spindle section between supports, cm⁴;
• J2 - স্পিন্ডেল কনসোল বিভাগের গড় জড়তার মুহূর্ত, সেমি⁴;
• jB and jA - যথাক্রমে স্পিন্ডেলের সামনের এবং পিছনের সাপোর্টের বেয়ারিং-এর দৃঢ়তা, kg/cm।

By transforming formula 3.4, the desired calculated value of the spindle assembly stiffness jшп can be determined:

Considering the recommendations of work [1] for medium-sized balancing machines, this value should not be below 50 kg/µm.

রেডিয়াল রানআউট গণনার জন্য সূত্র 3.5 ব্যবহার করা হয়:

where:

• ∆ is the radial runout at the spindle console end, µm;
• ∆B is the radial runout of the front spindle bearing, µm;
• ∆A is the radial runout of the rear spindle bearing, µm;
• g is the spindle console length, cm;
• c is the distance between supports A and B of the spindle, cm.

3.2.1.3.5. Ensuring Spindle Balance Requirements

Spindle assemblies of balancing machines must be well-balanced, as any actual imbalance will transfer to the rotor being balanced as additional error. When setting technological tolerances for the residual imbalance of the spindle, it is generally advised that the precision class of its balancing should be at least 1 – 2 classes higher than that of the product being balanced on the machine.

Considering the design features of the spindles discussed above, their balancing should be performed in two planes.

3.2.1.3.6. Ensuring Bearing Load Capacity and Durability Requirements for Spindle Bearings

When designing spindles and selecting bearing sizes, it is advisable to preliminarily assess the durability and load capacity of the bearings. The methodology for performing these calculations can be detailed in ISO 18855-94 (ISO 281-89) “Rolling Bearings – Dynamic Load Ratings and Rating Life” [3], as well as in numerous (including digital) rolling bearing handbooks.

3.2.1.3.7. Ensuring Requirements for Acceptable Heating of Spindle Bearings

According to recommendations from work [1], the maximum permissible heating of the outer rings of spindle bearings should not exceed 70°C. However, to ensure high-quality balancing, the recommended heating of the outer rings should not exceed 40 – 45°C.

3.2.1.3.8. Choosing the Type of Belt Drive and the Design of the Drive Pulley for the Spindle

When designing the driving spindle of a balancing machine, it is recommended to ensure its rotation using a flat belt drive. An example of the proper use of such a drive for spindle operation is presented in Figures 3.20 and 3.23. Using v-belt or toothed belt drives is undesirable, as they can apply additional dynamic loads to the spindle due to geometric inaccuracies in the belts and pulleys, which in turn can lead to additional measurement errors during balancing. Recommended requirements for pulleys for flat drive belts are outlined in ISO 17383- 73 “Pulleys for flat drive belts” [4].

The drive pulley should be positioned at the rear end of the spindle, as close as possible to the bearing assembly (with the minimal possible overhang). The design decision for the overhanging placement of the pulley, made in the manufacture of the spindle shown in Figure 3.19, can be considered unsuccessful, as it significantly increases the moment of dynamic drive load acting on the spindle supports.

Another significant drawback of this design is the use of a v-belt drive, the manufacturing and assembly inaccuracies of which can also be a source of undesirable additional load on the spindle.

3.3. Bed (Frame)

The bed is the main supporting structure of the balancing machine, on which its main elements are based, including the support posts and the drive motor. When selecting or manufacturing the bed of a balancing machine, it is necessary to ensure it meets several requirements, including necessary stiffness, geometric precision, vibration resistance, and wear resistance of its guides.

Practice shows that when manufacturing machines for their own needs, the following bed options are most commonly used:

• cast iron beds from used metal-cutting machines (lathes, woodworking, etc.);
• assembled beds based on channels, assembled using bolt connections;
• welded beds based on channels;
• polymer concrete beds with vibration-absorbing coatings.

Figure 3.25. Example of Using a Used Woodworking Machine Bed for Manufacturing a Machine for Balancing Cardan Shafts.

3.4. Drives for Balancing Machines

As the analysis of design solutions used by our clients in the manufacture of balancing machines shows, they mainly focus on using AC motors equipped with variable frequency drives during the design of drives. This approach allows for a wide range of adjustable rotation speeds for the balanced rotors with minimal cost. The power of the main drive motors used for spinning the balanced rotors is usually selected based on the mass of these rotors and can approximately be:

• 0.25 - 0.72 kW ≤ 5 kg ভর সম্পন্ন রোটর সামঞ্জস্যের জন্য ডিজাইন করা মেশিনের জন্য;
• 0.72 - 1.2 kW > 5 ≤ 50 kg ভর সম্পন্ন রোটর সামঞ্জস্যের জন্য ডিজাইন করা মেশিনের জন্য;
• 1.2 - 1.5 kW > 50 ≤ 100 kg ভর সম্পন্ন রোটর সামঞ্জস্যের জন্য ডিজাইন করা মেশিনের জন্য;
• 1.5 - 2.2 kW > 100 ≤ 500 kg ভর সম্পন্ন রোটর সামঞ্জস্যের জন্য ডিজাইন করা মেশিনের জন্য;
• 2.2 - 5 kW > 500 ≤ 1000 kg ভর সম্পন্ন রোটর সামঞ্জস্যের জন্য ডিজাইন করা মেশিনের জন্য;
• 5 - 7.5 kW > 1000 ≤ 3000 kg ভর সম্পন্ন রোটর সামঞ্জস্যের জন্য ডিজাইন করা মেশিনের জন্য।

These motors should be rigidly mounted on the machine bed or its foundation. Before installation on the machine (or at the installation site), the main drive motor, along with the pulley mounted on its output shaft, should be carefully balanced. To reduce electromagnetic interference caused by the variable frequency drive, it is recommended to install network filters at its input and output. These can be standard off-the-shelf products supplied by the manufacturers of the drives or homemade filters made using ferrite rings.

4. Measuring Systems of Balancing Machines

Most amateur manufacturers of balancing machines, who contact LLC “Kinematics”, plan to use the “Balanset” series measurement systems manufactured by our company in their designs. However, there are also some customers who plan to manufacture such measuring systems independently. Therefore, it makes sense to discuss the construction of a measuring system for a balancing machine in more detail. The main requirement for these systems is the need to provide high-precision measurements of the amplitude and phase of the rotational component of the vibrational signal, which appears at the rotation frequency of the balanced rotor. This goal is usually achieved by using a combination of technical solutions, including:

• Use of vibration sensors with a high signal conversion coefficient;
• Use of modern laser phase angle sensors;
• Creation (or use) of hardware that allows for the amplification and digital conversion of sensor signals (primary signal processing);
• কম্পন সংকেতের সফ্টওয়্যার প্রক্রিয়াকরণের বাস্তবায়ন, যা ভারসাম্যপূর্ণ রোটরের ঘূর্ণন ফ্রিকোয়েন্সিতে প্রকাশিত কম্পন সংকেতের ঘূর্ণন উপাদানের উচ্চ-বিশ্লেষণ এবং স্থিতিশীল নিষ্কাশন অনুমতি দেওয়া উচিত (গৌণ প্রক্রিয়াকরণ)।

নিম্নে, আমরা এই জাতীয় প্রযুক্তিগত সমাধানগুলির পরিচিত রূপগুলি বিবেচনা করি, যা অসংখ্য বিখ্যাত ভারসাম্যকরণ যন্ত্রপাতিতে প্রয়োগ করা হয়েছে।

4.1. Selection of Vibration Sensors

In the measurement systems of balancing machines, various types of vibration sensors (transducers) can be used, including:

• Vibration acceleration sensors (accelerometers);
• Vibration velocity sensors;
• Vibration displacement sensors;
• Force sensors.

4.1.1. Vibration Acceleration Sensors

Among vibration acceleration sensors, piezo and capacitive (chip) accelerometers are the most widely used, which can be effectively used in Soft Bearing type balancing machines. In practice, it is generally permissible to use vibration acceleration sensors with conversion coefficients (Kpr) ranging from 10 to 30 mV/(m/s²). In balancing machines that require particularly high balancing accuracy, it is advisable to use accelerometers with Kpr reaching levels of 100 mV/(m/s²) and above. As an example of piezo accelerometers that can be used as vibration sensors for balancing machines, Figure 4.1 shows the DN3M1 and DN3M1V6 piezo accelerometers manufactured by LLC “Izmeritel”.

Figure 4.1. Piezo Accelerometers DN 3M1 and DN 3M1V6

To connect such sensors to vibration measuring instruments and systems, it is necessary to use external or built-in charge amplifiers.

চিত্র 4.2. LLC "Kinematics" (Vibromera) দ্বারা উত্পাদিত ক্যাপাসিটিভ ত্বরণমাপক AD1

It should be noted that these sensors, which include widely used market boards of capacitive accelerometers ADXL 345 (see Figure 4.3), have several significant advantages over piezo accelerometers. Specifically, they are 4 to 8 times cheaper with similar technical characteristics. Moreover, they do not require the use of costly and finicky charge amplifiers needed for piezo accelerometers.

In cases where both types of accelerometers are used in the measurement systems of balancing machines, hardware integration (or double integration) of the sensor signals is usually performed.

Figure 4.2. Capacitive Accelerometers AD 1, assembled.

চিত্র 4.2. LLC "Kinematics" (Vibromera) দ্বারা উত্পাদিত ক্যাপাসিটিভ ত্বরণমাপক AD1

It should be noted that these sensors, which include widely used market boards of capacitive accelerometers ADXL 345 (see Figure 4.3), have several significant advantages over piezo accelerometers. Specifically, they are 4 to 8 times cheaper with similar technical characteristics. Moreover, they do not require the use of costly and finicky charge amplifiers needed for piezo accelerometers.

Figure 4.3. Capacitive accelerometer board ADXL 345.

In this case, the initial sensor signal, proportional to vibrational acceleration, is accordingly transformed into a signal proportional to vibrational velocity or displacement. The procedure of double integration of the vibration signal is particularly relevant when using accelerometers as part of the measuring systems for low-speed balancing machines, where the lower rotor rotation frequency range during balancing can reach 120 rpm and below. When using capacitive accelerometers in the measuring systems of balancing machines, it should be considered that after integration, their signals may contain low-frequency interference, manifesting in the frequency range from 0.5 to 3 Hz. This may limit the lower frequency range of balancing on machines intended to use these sensors.

4.1.2. Vibration Velocity Sensors

4.1.2.1. Inductive Vibration Velocity Sensors.

These sensors include an inductive coil and a magnetic core. When the coil vibrates relative to a stationary core (or the core relative to a stationary coil), an EMF is induced in the coil, the voltage of which is directly proportional to the vibration velocity of the movable element of the sensor. The conversion coefficients (Кпр) of inductive sensors are usually quite high, reaching several tens or even hundreds of mV/mm/sec. In particular, the conversion coefficient of the Schenck model T77 sensor is 80 mV/mm/sec, and for the IRD Mechanalysis model 544M sensor, it is 40 mV/mm/sec. In some cases (for example, in Schenck balancing machines), special highly sensitive inductive vibration velocity sensors with a mechanical amplifier are used, where Кпр can exceed 1000 mV/mm/sec. If inductive vibration velocity sensors are used in the measuring systems of balancing machines, hardware integration of the electrical signal proportional to vibration velocity can also be performed, converting it into a signal proportional to vibration displacement.

Figure 4.4. Model 544M sensor by IRD Mechanalysis.

Figure 4.5. Model T77 sensor by Schenck

It should be noted that due to the labor intensity of their production, inductive vibration velocity sensors are quite scarce and expensive items. Therefore, despite the obvious advantages of these sensors, amateur manufacturers of balancing machines use them very rarely.

4.2. Phase Angle Sensors

For synchronizing the vibration measurement process with the rotation angle of the balanced rotor, phase angle sensors, such as laser (photoelectric) or inductive sensors, are used. These sensors are manufactured in various designs by both domestic and international producers. The price range for these sensors can vary significantly, from approximately 40 to 200 dollars. An example of such a device is the phase angle sensor manufactured by “Diamex,” shown in figure 4.11.

চিত্র 4.11: "Diamex" এর ফেজ অ্যাঙ্গেল সেন্সর

অন্য একটি উদাহরণ হিসাবে, চিত্র 4.12 LLC "Kinematics" (Vibromera) দ্বারা প্রয়োগ করা একটি মডেল দেখায়, যা ফেজ অ্যাঙ্গেল সেন্সর হিসাবে চীনে তৈরি DT 2234C মডেলের লেজার ট্যাকোমিটার ব্যবহার করে। The obvious advantages of this sensor include:

• A wide operating range, allowing measurement of rotor rotation frequency from 2.5 to 99,999 revolutions per minute, with a resolution of no less than one revolution;
• Digital display;
• Ease of setting up the tachometer for measurements;
• Affordability and low market cost;
• Relative simplicity of modification for integration into the measuring system of a balancing machine.

Figure 4.12: Laser Tachometer Model DT 2234C

কিছু ক্ষেত্রে, যখন অপটিক্যাল লেজার সেন্সর ব্যবহার কোনো কারণে অবাঞ্ছিত হয়, তখন সেগুলিকে ইন্ডাকটিভ নন-কন্টাক্ট ডিসপ্লেসমেন্ট সেন্সর দিয়ে প্রতিস্থাপিত করা যেতে পারে, যেমন পূর্বে উল্লিখিত ISAN E41A মডেল বা অন্যান্য নির্মাতাদের অনুরূপ পণ্য।

4.3। কম্পন সেন্সরে সংকেত প্রক্রিয়াকরণ বৈশিষ্ট্য

ব্যালেন্সিং ইকুইপমেন্টে কম্পন সিগন্যালের ঘূর্ণন কম্পোনেন্টের প্রশস্ততা এবং ফেজের সঠিক পরিমাপের জন্য, হার্ডওয়্যার এবং সফ্টওয়্যার প্রসেসিং টুলের সংমিশ্রণ সাধারণত ব্যবহৃত হয়। এই সরঞ্জামগুলি সক্ষম করে:

• সেন্সরের অ্যানালগ সংকেতের ব্রডব্যান্ড হার্ডওয়্যার ফিল্টারিং;
• সেন্সরের অ্যানালগ সংকেতের পরিবর্ধন;
• এনালগ সংকেতের একীকরণ এবং/অথবা ডবল ইন্টিগ্রেশন (যদি প্রয়োজন হয়);
• একটি ট্র্যাকিং ফিল্টার ব্যবহার করে এনালগ সংকেতের ন্যারোব্যান্ড ফিল্টারিং;
• সংকেতের এনালগ থেকে ডিজিটাল রূপান্তর;
• ডিজিটাল সংকেতের সিঙ্ক্রোনাস ফিল্টারিং;
• ডিজিটাল সংকেতের সুরেলা বিশ্লেষণ।

4.3.1। ব্রডব্যান্ড সিগন্যাল ফিল্টারিং

ডিভাইসের ফ্রিকোয়েন্সি রেঞ্জের নিম্ন এবং উপরের উভয় সীমানায় ঘটতে পারে এমন সম্ভাব্য হস্তক্ষেপের কম্পন সেন্সর সংকেত পরিষ্কার করার জন্য এই পদ্ধতিটি অপরিহার্য। ব্যালেন্সিং মেশিনের পরিমাপ যন্ত্রের জন্য ব্যান্ড-পাস ফিল্টারের নিম্ন সীমা 2-3 Hz এবং উপরের সীমা 50 (100) Hz এ সেট করার পরামর্শ দেওয়া হয়। "লোয়ার" ফিল্টারিং কম ফ্রিকোয়েন্সি শব্দ দমন করতে সাহায্য করে যা বিভিন্ন ধরণের সেন্সর পরিমাপকারী পরিবর্ধকগুলির আউটপুটে প্রদর্শিত হতে পারে। "উপরের" ফিল্টারিং মেশিনের পৃথক যান্ত্রিক উপাদানগুলির সংমিশ্রণ ফ্রিকোয়েন্সি এবং সম্ভাব্য অনুরণিত কম্পনের কারণে হস্তক্ষেপের সম্ভাবনা দূর করে।

4.3.2। সেন্সর থেকে এনালগ সংকেতের পরিবর্ধন

ব্যালেন্সিং মেশিনের পরিমাপ ব্যবস্থার সংবেদনশীলতা বাড়ানোর প্রয়োজন হলে, কম্পন সেন্সর থেকে পরিমাপ ইউনিটের ইনপুট পর্যন্ত সংকেতগুলিকে প্রশস্ত করা যেতে পারে। একটি ধ্রুবক লাভ সহ স্ট্যান্ডার্ড অ্যামপ্লিফায়ার এবং মাল্টিস্টেজ এমপ্লিফায়ার, যার লাভ সেন্সর থেকে বাস্তব সংকেত স্তরের উপর নির্ভর করে প্রোগ্রাম্যাটিকভাবে পরিবর্তন করা যেতে পারে, ব্যবহার করা যেতে পারে। একটি প্রোগ্রামেবল মাল্টিস্টেজ এমপ্লিফায়ারের উদাহরণে এলএলসি "এল-কার্ড" দ্বারা E154 বা E14-140-এর মতো ভোল্টেজ পরিমাপ কনভার্টারগুলিতে প্রয়োগ করা এমপ্লিফায়ার অন্তর্ভুক্ত।

4.3.3। মিশ্রণ

যেমন আগে উল্লেখ করা হয়েছে, ব্যালেন্সিং মেশিনের পরিমাপ ব্যবস্থায় হার্ডওয়্যার ইন্টিগ্রেশন এবং/অথবা ভাইব্রেশন সেন্সর সিগন্যালের ডবল ইন্টিগ্রেশনের সুপারিশ করা হয়। সুতরাং, প্রাথমিক অ্যাক্সিলোমিটার সংকেত, ভাইব্রো-ত্বরণের সমানুপাতিক, ভাইব্রো-গতি (একীকরণ) বা ভাইব্রো-ডিসপ্লেসমেন্ট (ডাবল ইন্টিগ্রেশন) এর সমানুপাতিক সংকেতে রূপান্তরিত হতে পারে। একইভাবে, ইন্টিগ্রেশনের পর ভাইব্রো-স্পীড সেন্সর সিগন্যালকে ভাইব্রো-ডিসপ্লেসমেন্টের সমানুপাতিক সিগন্যালে রূপান্তরিত করা যেতে পারে।

4.3.4। একটি ট্র্যাকিং ফিল্টার ব্যবহার করে এনালগ সংকেতের ন্যারোব্যান্ড ফিল্টারিং

ব্যালেন্সিং মেশিনের পরিমাপ সিস্টেমে হস্তক্ষেপ কমাতে এবং কম্পন সংকেত প্রক্রিয়াকরণের গুণমান উন্নত করতে, ন্যারোব্যান্ড ট্র্যাকিং ফিল্টার ব্যবহার করা যেতে পারে। এই ফিল্টারগুলির কেন্দ্রীয় ফ্রিকোয়েন্সি স্বয়ংক্রিয়ভাবে রটারের বিপ্লব সেন্সর সংকেত ব্যবহার করে সুষম রটারের ঘূর্ণন কম্পাঙ্কের সাথে সুর করা হয়। আধুনিক ইন্টিগ্রেটেড সার্কিট, যেমন MAX263, MAX264, MAX267, MAX268 দ্বারা “MAXIM”, এই ধরনের ফিল্টার তৈরি করতে ব্যবহার করা যেতে পারে।

4.3.5। সংকেতের এনালগ-থেকে-ডিজিটাল রূপান্তর

অ্যানালগ-টু-ডিজিটাল রূপান্তর একটি গুরুত্বপূর্ণ পদ্ধতি যা কম্পন সংকেত প্রক্রিয়াকরণের গুণমান উন্নত করার সম্ভাবনা নিশ্চিত করে বিস্তার এবং পর্যায় পরিমাপের সময়। এই পদ্ধতিটি ভারসাম্যকরণ মেশিনের সমস্ত আধুনিক পরিমাপ সিস্টেমে প্রয়োগ করা হয়। এই জাতীয় ADC-এর কার্যকর বাস্তবায়নের একটি উদাহরণ LLC "L-Card" দ্বারা E154 বা E14-140 ধরনের ভোল্টেজ পরিমাপ রূপান্তরকারী অন্তর্ভুক্ত করে, যা LLC "Kinematics" (Vibromera) দ্বারা উত্পাদিত ভারসাম্যকরণ মেশিনের বেশ কয়েকটি পরিমাপ সিস্টেমে ব্যবহৃত হয়। অতিরিক্তভাবে, LLC "Kinematics" (Vibromera) এর "Arduino" নিয়ন্ত্রক, "Microchip" এর PIC18F4620 মাইক্রোকন্ট্রোলার এবং অনুরূপ ডিভাইসগুলির উপর ভিত্তি করে সস্তা মাইক্রোপ্রসেসর সিস্টেম ব্যবহার করার অভিজ্ঞতা রয়েছে।

4.1.2.2. পিজোইলেকট্রিক ত্বরণমাপক-ভিত্তিক কম্পন বেগ সেন্সর

A sensor of this type differs from a standard piezoelectric accelerometer by having a built-in charge amplifier and integrator within its housing, which allows it to output a signal proportional to vibration velocity. For example, piezoelectric vibration velocity sensors manufactured by domestic producers (ZETLAB company and LLC “Vibropribor”) are shown in Figures 4.6 and 4.7.

Figure 4.6. Model AV02 sensor by ZETLAB (Russia)

চিত্র 4.7. LLC "Vibropribor" এর মডেল DVST 2 সেন্সর

Such sensors are manufactured by various producers (both domestic and foreign) and are currently widely used, especially in portable vibration equipment. The cost of these sensors is quite high and can reach 20,000 to 30,000 rubles each, even from domestic manufacturers.

4.1.3. Displacement Sensors

In the measurement systems of balancing machines, non-contact displacement sensors – capacitive or inductive – can also be used. These sensors can operate in static mode, allowing the registration of vibrational processes starting from 0 Hz. Their use can be particularly effective in the case of balancing low-speed rotors with rotation speeds of 120 rpm and below. The conversion coefficients of these sensors can reach 1000 mV/mm and higher, which provides high accuracy and resolution in measuring displacement, even without additional amplification. An obvious advantage of these sensors is their relatively low cost, which for some domestic manufacturers does not exceed 1000 rubles. When using these sensors in balancing machines, it is important to consider that the nominal working gap between the sensor’s sensitive element and the surface of the vibrating object is limited by the diameter of the sensor coil. For example, for the sensor shown in Figure 4.8, model ISAN E41A by “TEKO,” the specified working gap is typically 3.8 to 4 mm, which allows for the measurement of displacement of the vibrating object in the range of ±2.5 mm.

Figure 4.8. Inductive Displacement Sensor Model ISAN E41A by TEKO (Russia)

4.1.4. Force Sensors

As previously noted, force sensors are used in the measurement systems installed on Hard Bearing balancing machines. These sensors, particularly due to their simplicity of manufacture and relatively low cost, are commonly piezoelectric force sensors. Examples of such sensors are shown in Figures 4.9 and 4.10.

Figure 4.9. Force Sensor SD 1 by Kinematika LLC

চিত্র 4.10: অটোমোটিভ ব্যালান্সিং মেশিনের জন্য বল সেন্সর, "STO Market" দ্বারা বিক্রয়িত

Strain gauge force sensors, which are manufactured by a wide range of domestic and foreign producers, can also be used to measure relative deformations in the supports of Hard Bearing balancing machines.

৪.৪. ব্যালান্সিং মেশিনের পরিমাপ সিস্টেমের কার্যকরী স্কিম, "Balanset 2"

"Balanset 2" পরিমাপ ব্যবস্থা ব্যালান্সিং মেশিনে পরিমাপ এবং গণনা ফাংশন সংহত করার একটি আধুনিক পদ্ধতির প্রতিনিধিত্ব করে। এই ব্যবস্থা প্রভাব সহগ পদ্ধতি ব্যবহার করে সংশোধনী ওজনের স্বয়ংক্রিয় গণনা প্রদান করে এবং বিভিন্ন মেশিন কনফিগারেশনের জন্য মানিয়ে নেওয়া যায়।

কার্যকরী স্কিম সংকেত শর্তায়ন, এনালগ-থেকে-ডিজিটাল রূপান্তর, ডিজিটাল সংকেত প্রক্রিয়াকরণ এবং স্বয়ংক্রিয় গণনা অ্যালগরিদম অন্তর্ভুক্ত করে। সিস্টেমটি উচ্চ নির্ভুলতার সাথে দ্বি-তল এবং বহু-তল ব্যালান্সিং উভয় পরিস্থিতি সামলাতে পারে।

4.5. Calculation of Parameters of Correction Weights Used in Rotor Balancing

সংশোধনী ওজনের গণনা প্রভাব সহগ পদ্ধতির উপর ভিত্তি করে, যা নির্ধারণ করে যে রোটর বিভিন্ন তলে পরীক্ষামূলক ওজনের প্রতি কীভাবে সাড়া দেয়। এই পদ্ধতি সমস্ত আধুনিক ব্যালান্সিং সিস্টেমের জন্য মৌলিক এবং কঠিন এবং নমনীয় উভয় রোটরের জন্য নির্ভুল ফলাফল প্রদান করে।

4.5.1. Task of Balancing Dual-support Rotors and Methods of its Resolution

দ্বৈত-সমর্থন রোটরগুলির জন্য (সবচেয়ে সাধারণ কনফিগারেশন), ব্যালান্সিং কাজটিতে দুটি সংশোধনী ওজন নির্ধারণ করা জড়িত - প্রতিটি সংশোধন তলের জন্য একটি। প্রভাব সহগ পদ্ধতি নিম্নলিখিত পদ্ধতি ব্যবহার করে:

1. প্রাথমিক পরিমাপ (পরীক্ষা 0): কোনো পরীক্ষামূলক ওজন ছাড়াই কম্পন পরিমাপ করুন
2. প্রথম পরীক্ষা চালান (পরীক্ষা 1): তল 1 এ পরিচিত পরীক্ষামূলক ওজন যোগ করুন, প্রতিক্রিয়া পরিমাপ করুন
3. দ্বিতীয় পরীক্ষা চালান (পরীক্ষা 2): পরীক্ষামূলক ওজন তল 2 এ সরান, প্রতিক্রিয়া পরিমাপ করুন
4. Calculation: সফটওয়্যার পরিমাপ করা প্রতিক্রিয়ার উপর ভিত্তি করে স্থায়ী সংশোধনী ওজন গণনা করে

গাণিতিক ভিত্তিতে পরীক্ষামূলক ওজন প্রভাব এবং উভয় তলে প্রয়োজনীয় সংশোধনের সম্পর্কযুক্ত রৈখিক সমীকরণের একটি ব্যবস্থা সমাধান করা জড়িত।

Figures 3.26 and 3.27 show examples of using lathe beds, based on which a specialized Hard Bearing machine for balancing augers and a universal Soft Bearing balancing machine for cylindrical rotors were manufactured. For DIY manufacturers, such solutions allow for creating a rigid support system for the balancing machine with minimal time and cost, on which support stands of various types (both Hard Bearing and Soft Bearing) can be mounted. The main task for the manufacturer in this case is to ensure (and restore if necessary) the geometric precision of the machine guides on which the support stands will be based. In DIY production conditions, fine scraping is usually used to restore the required geometric accuracy of the guides.

Figure 3.28 shows a version of an assembled bed made from two channels. In the manufacture of this bed, detachable bolted connections are used, allowing deformation of the bed to be minimized or completely eliminated during assembly without additional technological operations. To ensure proper geometric accuracy of the guides of the specified bed, mechanical processing (grinding, fine milling) of the top flanges of the channels used may be required.

Figures 3.29 and 3.30 present variations of welded beds, also made from two channels. The manufacturing technology for such beds may require a series of additional operations, such as heat treatment to relieve internal stresses that occur during welding. As with assembled beds, to ensure proper geometric accuracy of the guides of welded beds, mechanical processing (grinding, fine milling) of the top flanges of the channels used should be planned.

4.5.2. Methodology for Dynamic Balancing of Multi-support Rotors

বহু-সমর্থন রোটরগুলি (তিন বা চার বিয়ারিং পয়েন্ট) আরও জটিল ব্যালান্সিং পদ্ধতির প্রয়োজন। প্রতিটি সমর্থন পয়েন্ট সামগ্রিক গতিশীল আচরণে অবদান রাখে, এবং সংশোধন সমস্ত তলের মধ্যে মিথস্ক্রিয়া বিবেচনা করতে হবে।

পদ্ধতি দ্বি-তল পদ্ধতি প্রসারিত করে:

• সমস্ত সমর্থন পয়েন্টে কম্পন পরিমাপ করুন
• একাধিক পরীক্ষামূলক ওজন অবস্থান ব্যবহার করুন
• বৃহত্তর রৈখিক সমীকরণ ব্যবস্থা সমাধান করুন
• সংশোধনী ওজন বিতরণ অপ্টিমাইজ করুন

কার্ডান শাফট এবং অনুরূপ দীর্ঘ রোটরগুলির জন্য, এই পদ্ধতি সাধারণত ISO মানের গ্রেড G6.3 বা তার চেয়ে ভাল অনুরূপ অবশিষ্ট ভারসাম্যহীনতার স্তর অর্জন করে।

4.5.3. Calculators for Balancing Multi-support Rotors

তিন-সাপোর্ট এবং চার-সাপোর্ট রোটর কনফিগারেশনের জন্য বিশেষায়িত গণনা অ্যালগরিদম তৈরি করা হয়েছে। এই ক্যালকুলেটরগুলি Balanset-4 সফটওয়্যারে প্রয়োগ করা হয়েছে এবং জটিল রোটর জ্যামিতিগুলি স্বয়ংক্রিয়ভাবে পরিচালনা করতে পারে।

ক্যালকুলেটরগুলি নিম্নলিখিতগুলি বিবেচনা করে:

• পরিবর্তনশীল সাপোর্ট কঠোরতা
• সংশোধন সমতল মধ্যে ক্রস-সংযোজন
• অ্যাক্সেসযোগ্যতার জন্য ওজন স্থাপনের অপ্টিমাইজেশন
• গণনা করা ফলাফলের যাচাইকরণ

5. Recommendations for Checking the Operation and Accuracy of Balancing Machines

একটি ভারসাম্যকরণ মেশিনের নির্ভুলতা এবং নির্ভরযোগ্যতা অনেক কারণের উপর নির্ভর করে, যার মধ্যে এর যান্ত্রিক উপাদানগুলির জ্যামিতিক নির্ভুলতা, সাপোর্টের গতিশীল বৈশিষ্ট্য এবং পরিমাপ ব্যবস্থার কার্যক্ষম ক্ষমতা রয়েছে। এই পরামিতিগুলির নিয়মিত যাচাইকরণ সামঞ্জস্যপূর্ণ ভারসাম্যকরণ গুণমান নিশ্চিত করে এবং সম্ভাব্য সমস্যাগুলি সনাক্ত করতে সাহায্য করে যা উৎপাদনকে প্রভাবিত করতে পারে।

5.1. Checking the Geometric Accuracy of the Machine

জ্যামিতিক নির্ভুলতা যাচাইকরণে সাপোর্টগুলির সারিবদ্ধতা, গাইডগুলির সমান্তরালতা এবং স্পিন্ডেল সমাবেশগুলির সমকেন্দ্রিকতা পরীক্ষা করা অন্তর্ভুক্ত। প্রাথমিক সেটআপের সময় এবং পরিচালনার সময় নির্ভুলতা বজায় রাখা নিশ্চিত করার জন্য পর্যায়ক্রমে এই পরীক্ষাগুলি সম্পাদন করা উচিত।

5.2. Checking the Dynamic Characteristics of the Machine

গতিশীল বৈশিষ্ট্য যাচাইকরণে সাপোর্ট এবং ফ্রেম উপাদানগুলির প্রাকৃতিক ফ্রিকোয়েন্সি পরিমাপ করা জড়িত যাতে নিশ্চিত করা যায় যে তারা কার্যক্ষম ফ্রিকোয়েন্সি থেকে যথাযথভাবে পৃথক। এটি অনুরণন সমস্যাগুলি প্রতিরোধ করে যা ভারসাম্যকরণ নির্ভুলতাকে আপস করতে পারে।

5.3. Checking the Operational Capability of the Measuring System

পরিমাপ ব্যবস্থার যাচাইকরণে সেন্সর ক্যালিব্রেশন, পর্যায় সারিবদ্ধতা যাচাইকরণ এবং সংকেত প্রক্রিয়াকরণ নির্ভুলতা পরীক্ষা অন্তর্ভুক্ত। এটি সমস্ত কার্যক্ষম গতিতে কম্পন বিস্তার এবং পর্যায়ের নির্ভরযোগ্য পরিমাপ নিশ্চিত করে।

৫.৪. ISO 20076-2007 অনুযায়ী নির্ভুলতা বৈশিষ্ট্য পরীক্ষা করা

ISO 20076-2007 ক্যালিব্রেটেড পরীক্ষামূলক রোটর ব্যবহার করে ভারসাম্যকরণ মেশিন নির্ভুলতা যাচাইকরণের জন্য মানক পদ্ধতি প্রদান করে। এই পদ্ধতিগুলি আন্তর্জাতিকভাবে স্বীকৃত মানগুলির বিরুদ্ধে মেশিনের কর্মক্ষমতা যাচাই করতে সাহায্য করে।

Literature

1. Reshetov D.N. (সম্পাদক)। "Details and Mechanisms of Metal-Cutting Machine Tools." মস্কো: Mashinostroenie, 1972।
2. Kellenberger W। "Spiral Grinding of Cylindrical Surfaces." Machinery, 1963।
3. ISO 18855-94 (ISO 281-89) "Rolling Bearings - Dynamic Load Ratings and Rating Life।"
4. ISO 17383-73 "Pulleys for flat drive belts।"
5. ISO 1940-1-2007 "Vibration. Requirements for the balance quality of rigid rotors।"
6. ISO 20076-2007 "Balancing machine accuracy verification procedures।"