1. 소개

(이 작품을 써야 했던 이유는 무엇인가요?)

LLC "키네마틱스"(비브로메라)에서 제조한 평형 장치의 소비 구조를 분석한 결과, 약 30%가 평형 기계 및/또는 스탠드용 고정식 측정 및 컴퓨팅 시스템으로 사용하기 위해 구매되는 것으로 나타났습니다. 당사 장비의 소비자(고객)는 두 그룹으로 구분할 수 있습니다.

첫 번째 그룹에는 밸런싱 머신을 전문적으로 대량 생산하여 외부 고객에게 판매하는 기업이 포함됩니다. 이러한 기업들은 다양한 유형의 밸런싱 기계를 설계, 제조 및 운영하는 데 있어 깊은 지식과 폭넓은 경험을 갖춘 우수한 전문가를 고용합니다. 이 고객 그룹과의 상호 작용에서 발생하는 문제는 대부분 구조적 실행 문제를 해결하지 않고 기존 또는 새로 개발된 기계에 당사의 측정 시스템과 소프트웨어를 적용하는 것과 관련이 있습니다.

두 번째 그룹은 자신의 필요에 따라 기계(스탠드)를 개발 및 제조하는 소비자로 구성됩니다. 이 접근 방식은 대부분 독립 제조업체가 자체 생산 비용을 절감하려는 욕구로 설명되며, 경우에 따라 2~3배 이상 감소할 수 있습니다. 이 소비자 그룹은 기계 제작에 대한 적절한 경험이 부족한 경우가 많으며 일반적으로 상식, 인터넷 정보 및 사용 가능한 아날로그를 사용하는 데 의존합니다.

이들과 상호 작용하면 밸런싱 기계의 측정 시스템에 대한 추가 정보 외에도 기계의 구조적 실행, 기초에 설치하는 방법, 드라이브 선택, 적절한 밸런싱 정확도 달성 등과 관련된 광범위한 문제를 다루는 많은 질문이 제기됩니다.

소비자 여러분께서 자가 제작 밸런싱 장비에 대해 상당한 관심을 보여주신 점을 고려하여, LLC "키네마틱스"(비브로메라)의 전문가들이 가장 자주 묻는 질문과 권장 사항을 정리한 자료를 준비했습니다.

2. 밸런싱 머신(스탠드)의 종류 및 설계 특징

밸런싱 기계는 다양한 목적으로 로터의 정적 또는 동적 불균형을 제거하기 위해 설계된 기술 장치입니다. 이 기계는 균형이 잡힌 로터를 지정된 회전 주파수까지 가속하는 메커니즘과 로터의 불균형을 보정하는 데 필요한 보정 추의 질량 및 배치 위치를 결정하는 특수 측정 및 계산 시스템을 포함합니다.

기계 장치의 기계 부분 구조는 일반적으로 지지대(베어링)가 설치된 베드프레임으로 구성됩니다. 이 지지대는 밸런싱된 제품(로터)을 장착하는 데 사용되며, 로터를 회전시키는 구동 장치를 포함합니다. 제품이 회전하는 동안 수행되는 밸런싱 과정에서 측정 시스템의 센서(센서 종류는 기계 설계에 따라 다름)는 베어링의 진동 또는 베어링에 작용하는 힘을 감지합니다.

이렇게 얻은 데이터를 통해 불균형을 보정하는 데 필요한 보정 추의 질량과 설치 위치를 결정할 수 있습니다.

현재 두 가지 유형의 밸런싱 머신(스탠드) 디자인이 가장 널리 사용되고 있습니다:

• 소프트 베어링 기계 (유연한 지원 포함);
• 하드 베어링 기계 (단단한 지지대 포함).

2.1. 소프트 베어링 머신 및 스탠드

소프트 베어링 밸런싱 기계(스탠드)의 기본 특징은 스프링 서스펜션, 스프링 장착 캐리지, 평면 또는 원통형 스프링 지지대 등을 기반으로 만들어진 비교적 유연한 지지대가 있다는 것입니다. 이러한 지지대의 고유 진동수는 지지대에 장착된 밸런스 로터의 회전 주파수보다 최소 2~3배 낮습니다. 유연한 소프트 베어링 서포트의 구조적 실행의 전형적인 예는 그림 2.1에 표시된 기계 모델 DB-50의 서포트에서 볼 수 있습니다.

그림 2.1. 밸런싱 머신 모델 DB-50 지원.

그림 2.1과 같이 이동식 프레임(슬라이더) 2는 스트립 스프링(3)의 서스펜션을 사용하여 지지대의 고정 포스트(1)에 부착됩니다. 지지대에 설치된 로터의 불균형으로 인한 원심력의 영향으로 캐리지(슬라이더) 2는 고정 포스트 1에 대해 수평 진동을 수행할 수 있으며, 이는 진동 센서를 사용하여 측정됩니다.

이 지지대의 구조적 실행은 캐리지 진동의 낮은 고유 진동수(약 1-2Hz)를 달성할 수 있도록 보장합니다. 이를 통해 200RPM부터 시작하여 광범위한 회전 주파수 범위에서 로터의 균형을 맞출 수 있습니다. 이 기능은 이러한 지지대 제조의 상대적 단순성과 함께 다양한 목적에 맞게 밸런싱 기계를 제조하는 많은 소비자에게 매력적인 디자인입니다.

그림 2.2. 마하치칼라의 "폴리머 LTD"에서 제조한 밸런싱 머신의 소프트 베어링 지지대

그림 2.2는 마하치칼라에 위치한 "폴리머 LTD"에서 자체 제작한 서스펜션 스프링 지지대를 갖춘 소프트 베어링 밸런싱 기계의 사진입니다. 이 기계는 고분자 재료 생산에 사용되는 롤러의 밸런싱을 위해 설계되었습니다.

그림 2.3 에는 특수 공구의 균형을 맞추기 위한 캐리지용 스트립 서스펜션이 장착된 밸런싱 머신의 사진이 있습니다.

그림 2.4.a 및 2.4.b 드라이브 샤프트의 균형을 맞추기 위해 직접 만든 소프트 베어링 기계의 사진을 보여주며, 이 기계는 스트립 서스펜션 스프링을 사용하여 지지대를 제작합니다.

그림 2.5 이 사진은 터보차저 밸런싱을 위해 설계된 소프트 베어링 장비의 모습입니다. 장비의 지지대 또한 스트립 스프링으로 매달려 있습니다. 상트페테르부르크에 거주하는 A. 샤흐구냔의 개인 용도로 제작된 이 장비는 "밸런셋 1" 측정 시스템을 갖추고 있습니다.

제조업체에 따르면(그림 2.6 참조), 이 기계는 잔류 불균형이 0.2g*mm를 초과하지 않는 터빈의 균형을 맞출 수 있는 기능을 제공합니다.

그림 2.3. 스트립 스프링에 서포트 서스펜션이 있는 공구 밸런싱용 소프트 베어링 기계

그림 2.4.a. 드라이브 샤프트 밸런싱용 소프트 베어링 기계(조립된 기계)

그림 2.4.b. 스트립 스프링에 매달린 캐리지 지지대가 있는 드라이브 샤프트의 균형을 맞추기 위한 소프트 베어링 기계. (스프링 스트립 서스펜션이 있는 리딩 스핀들 지지대)

그림 2.5. 스트립 스프링에 지지대가 있는 터보차저 밸런싱용 소프트 베어링 기계, A. Shahgunyan 제조(상트 페테르부르크)

그림 2.6. A. 샤흐구냔의 기계에서 터빈 로터 밸런싱 결과를 보여주는 '밸런셋 1' 측정 시스템의 화면 사본

위에서 설명한 소프트 베어링 밸런싱 머신 서포트의 클래식 버전 외에도 다른 구조적 솔루션도 널리 보급되었습니다.

그림 2.7 및 2.8 이 사진들은 평판 스프링을 지지대로 사용하는 구동축 밸런싱 기계의 모습을 보여줍니다. 이 기계들은 각각 개인 기업 "데르가체바"와 유한회사 "타트카르단"("키네틱스-M")의 자체적인 필요에 따라 제작되었습니다.

이러한 지지대를 사용하는 소프트 베어링 밸런싱 기계는 상대적으로 구조가 간단하고 제조가 용이하기 때문에 아마추어 제작자들이 종종 복제합니다. 이러한 프로토타입은 일반적으로 "K. Schenck" 사의 VBRF 시리즈 기계 또는 이와 유사한 국내 생산 기계를 기반으로 합니다.

그림 2.7과 2.8에 표시된 기계는 2지지, 3지지 및 4지지 드라이브 샤프트의 균형을 맞추기 위해 설계되었습니다. 이들은 다음과 같이 비슷한 구조를 가지고 있습니다:

• 교차 리브로 연결된 두 개의 I 빔을 기반으로 용접된 베드프레임 1;
• 고정식(전면) 스핀들 지지대 2;
• 이동식(후면) 스핀들 지지대 3;
• 하나 또는 두 개의 이동식(중간) 지지대 4. 균형 잡힌 드라이브 샤프트 7을 기계에 장착하기 위한 2 및 3 하우스 스핀들 유닛 5와 6을 지지합니다.

그림 2.7. 평판 스프링 지지대를 사용하는 민간 기업 "데르가체바"의 구동축 밸런싱용 연질 베어링 기계

그림 2.8. LLC "Tatcardan"("Kinetics-M")에서 제작한 평스프링 지지대를 이용한 구동축 밸런싱용 소프트 베어링 기계

진동 센서(8)는 모든 지지대에 설치되어 지지대의 횡방향 진동을 측정하는 데 사용됩니다. 지지대 2에 장착된 선행 스핀들(5)은 벨트 드라이브를 통해 전기 모터에 의해 회전합니다.

그림 2.9.a 및 2.9.b 플랫 스프링을 기반으로 하는 밸런싱 머신의 지지대 사진을 보여줍니다.

그림 2.9. 플랫 스프링을 사용한 소프트 베어링 밸런싱 기계 지지대

• a) 측면도;
• b) 전면 보기

아마추어 제조업체가 설계에 이러한 지지대를 자주 사용한다는 점을 고려할 때, 지지대 구성의 특징을 자세히 살펴보는 것이 유용합니다. 그림 2.9.a에서 볼 수 있듯이 이 지지대는 세 가지 주요 구성 요소로 이루어져 있습니다:

• 하부 지지판 1: 전면 스핀들 지지대의 경우 플레이트가 가이드에 단단히 부착되고, 중간 지지대 또는 후면 스핀들 지지대의 경우 하부 플레이트가 프레임 가이드를 따라 이동할 수 있는 캐리지로 설계됩니다.
• 상단 지지판 2, 지지대(롤러 지지대 4, 스핀들, 중간 베어링 등)가 장착되어 있습니다.
• 두 개의 평평한 스프링 3, 하부 및 상부 베어링 플레이트를 연결합니다.

균형 잡힌 로터의 가속 또는 감속 중에 발생할 수 있는 작동 중 지지대의 진동 증가 위험을 방지하기 위해 지지대에는 잠금 메커니즘이 포함될 수 있습니다(그림 2.9.b 참조). 이 메커니즘은 지지대의 플랫 스프링 중 하나에 연결된 편심 잠금 장치(6)에 의해 결합될 수 있는 견고한 브래킷(5)으로 구성됩니다. 잠금 장치 6과 브래킷 5가 결합되면 지지대가 잠기므로 가속 및 감속 시 진동이 증가할 위험이 없습니다.

평평한(플레이트) 스프링으로 만든 지지대를 설계할 때 기계 제조업체는 스프링의 강성과 균형 잡힌 로터의 질량에 따라 달라지는 자연 진동 주파수를 평가해야 합니다. 이 매개변수를 알면 설계자가 로터의 작동 회전 주파수 범위를 의식적으로 선택하여 밸런싱 중 지지대의 공진 진동 위험을 피할 수 있습니다.

밸런싱 머신의 다른 구성 요소뿐만 아니라 지지대 진동의 고유 진동수를 계산하고 실험적으로 결정하기 위한 권장 사항은 섹션 3에서 설명합니다.

앞서 언급했듯이 플랫(플레이트) 스프링을 사용한 지지대 설계의 단순성과 제조 가능성은 크랭크샤프트, 자동차 터보차저 로터 등의 균형을 맞추는 기계를 비롯한 다양한 목적의 밸런싱 기계 아마추어 개발자들을 끌어모으고 있습니다.

예를 들어, 그림 2.10.a와 2.10.b는 터보차저 로터의 밸런싱을 위해 설계된 기계의 개략도를 보여줍니다. 이 기계는 펜자에 있는 LLC "SuraTurbo"에서 자체 제작하여 사내 용도로 사용하고 있습니다.

2.10.a. 터보차저 로터의 밸런싱을 위한 기계(측면도)

2.10.b. 터보차저 로터 밸런싱 기계(전면 지지대 쪽에서 보기)

앞서 설명한 소프트 베어링 밸런싱 기계 외에도 비교적 간단한 소프트 베어링 스탠드가 만들어지기도 합니다. 이러한 스탠드를 사용하면 최소한의 비용으로 다양한 용도의 회전 메커니즘을 고품질로 밸런싱할 수 있습니다.

아래에서는 원통형 압축 스프링 위에 놓인 평판(또는 프레임)을 기반으로 제작된 몇 가지 스탠드를 검토합니다. 이러한 스프링은 일반적으로 평형 메커니즘이 설치된 평판의 고유 진동수가 평형 과정 중 메커니즘 로터의 회전 주파수보다 2~3배 낮도록 선택됩니다.

그림 2.11 는 P. Asharin이 사내 생산을 위해 제작한 연마 휠 균형 조정용 스탠드의 사진을 보여줍니다.

그림 2.11. 밸런싱 연마 휠용 스탠드

스탠드는 다음과 같은 주요 구성 요소로 이루어져 있습니다:

• 플레이트 14개의 원통형 스프링에 장착 2;
• 전기 모터 3로터는 스핀들 역할도 하며, 맨드릴 4가 장착되어 스핀들에 연마 휠을 설치하고 고정하는 데 사용됩니다.

이 스탠드의 핵심 특징은 전기 모터 로터의 회전 각도를 측정하는 펄스 센서 5가 포함되어 있다는 점이며, 이는 스탠드의 측정 시스템("밸런셋 2C")의 일부로 사용되어 연마 휠에서 보정 질량을 제거하기 위한 각도 위치를 결정합니다.

그림 2.12 이 사진은 진공 펌프의 밸런싱 작업에 사용되는 스탠드를 보여줍니다. 이 스탠드는 "측정 설비 주식회사"의 주문에 따라 개발되었습니다.

그림 2.12. JSC "측정 플랜트" 사의 밸런싱 진공 펌프용 스탠드"

이 스탠드의 기본은 플레이트 1원통형 스프링 2에 장착되어 있습니다. 플레이트 1에는 진공 펌프 3이 설치되어 있으며, 이 펌프에는 0~60,000RPM까지 다양한 속도를 낼 수 있는 자체 전기 드라이브가 있습니다. 진동 센서 4는 펌프 케이스에 장착되어 높이가 다른 두 섹션에서 진동을 측정하는 데 사용됩니다.

펌프 로터의 회전 각도와 진동 측정 과정을 동기화하기 위해 스탠드에는 레이저 위상각 센서 5가 사용됩니다. 이러한 스탠드는 겉보기에는 단순한 외형 구조를 가지고 있지만, 펌프 임펠러의 매우 높은 수준의 밸런싱을 가능하게 합니다.

예를 들어, 임계 회전 주파수 미만에서 펌프 로터의 잔류 불균형은 ISO 1940-1-2007 "진동. 강성 로터의 균형 품질 요구 사항. 1부. 허용 불균형 결정"에 따라 설정된 균형 품질 등급 G0.16의 요구 사항을 충족합니다."

최대 8,000RPM의 회전 속도에서 밸런싱 중에 발생하는 펌프 케이싱의 잔류 진동은 초당 0.01mm를 초과하지 않습니다.

위에서 설명한 방식에 따라 제조된 밸런싱 스탠드는 팬과 같은 다른 메커니즘의 균형을 잡는 데에도 효과적입니다. 팬의 균형을 맞추기 위해 설계된 스탠드의 예는 그림 2.13 및 2.14에 나와 있습니다.

그림 2.13. 팬 임펠러 밸런싱 스탠드

이러한 스탠드를 사용하여 팬 밸런싱을 수행하면 매우 높은 품질을 얻을 수 있습니다. "Atlant-project" LLC의 전문가들에 따르면, "Kinematics" LLC의 권장 사항을 바탕으로 자체 설계한 스탠드(그림 2.14 참조)에서 팬 밸런싱 시 잔류 진동 수준은 0.8mm/sec였습니다. 이는 ISO 31350-2007 "진동. 산업용 팬. 발생 진동 및 밸런싱 품질 요구 사항"에 따른 BV5 범주 팬 허용 오차보다 3배 이상 우수한 수치입니다."

그림 2.14. "Atlant-project" LLC(포돌스크 소재)에서 제작한 방폭 장비용 밸런싱 팬 임펠러 스탠드

JSC "리산트 팬 공장"에서 얻은 유사한 데이터에 따르면 덕트 팬의 양산에 사용되는 이러한 스탠드는 잔류 진동이 0.1mm/s를 넘지 않도록 일관되게 보장하는 것으로 나타났습니다.

2.2. 하드 베어링 기계

하드 베어링 밸런싱 머신은 지지대 디자인이 앞서 설명한 소프트 베어링 머신과 다릅니다. 지지대는 복잡한 슬롯(컷아웃)이 있는 단단한 플레이트 형태로 만들어집니다. 이러한 지지대의 고유 진동수는 기계에서 밸런싱된 로터의 최대 회전 주파수를 크게(최소 2~3배) 초과합니다.

하드 베어링 기계는 일반적으로 더 넓은 범위의 질량 및 치수 특성에 걸쳐 로터의 고품질 밸런싱이 가능하기 때문에 소프트 베어링 기계보다 다용도로 사용할 수 있습니다. 이러한 기계의 중요한 장점은 200-500RPM 이하의 비교적 낮은 회전 속도에서도 로터의 고정밀 밸런싱이 가능하다는 점입니다.

그림 2.15 이 사진은 "K. Schenk"에서 제조한 일반적인 하드 베어링 밸런싱 기계의 모습입니다. 이 그림에서 복잡한 슬롯으로 이루어진 지지대의 각 부분이 서로 다른 강성을 가지고 있음을 알 수 있습니다. 로터 불균형으로 인한 힘의 영향으로 지지대의 일부 부분이 다른 부분에 비해 변형(변위)될 수 있습니다. (그림 2.15에서 지지대의 더 단단한 부분은 빨간색 점선으로, 상대적으로 유연한 부분은 파란색으로 표시되어 있습니다.).

이러한 상대 변형을 측정하기 위해 하드 베어링 기계는 힘 센서 또는 비접촉 진동 변위 센서를 포함한 다양한 유형의 고감도 진동 센서를 사용할 수 있습니다.

그림 2.15. "K. Schenk" 사의 경질 베어링 밸런싱 기계"

"밸런셋" 시리즈 계측기에 대한 고객 문의 분석에서 알 수 있듯이, 자체 제작을 위한 경질 베어링 밸런싱 장비에 대한 관심이 지속적으로 증가하고 있습니다. 이는 국산 밸런싱 장비의 설계 특징에 대한 광고 정보가 널리 보급되면서, 아마추어 제작자들이 이를 자체 개발의 아날로그(또는 프로토타입)로 활용하고 있기 때문입니다.

"밸런셋" 시리즈 기기를 사용하는 여러 고객의 자체 제작 요구에 맞춰 생산된 다양한 종류의 하드 베어링 기계를 살펴보겠습니다.

그림 2.16.a - 2.16.d 그림 2.16.a는 마그니토고르스크 시의 N. 오비에드코프가 제작한 구동축 밸런싱용 하드 베어링 기계의 사진을 보여줍니다. 이 기계는 견고한 프레임 1과 그 위에 설치된 지지대 2(두 개의 스핀들과 두 개의 중간 지지대)로 구성됩니다. 기계의 주 스핀들 3은 벨트 구동 방식을 통해 비동기 모터 4에 의해 회전합니다. 주파수 제어기 6은 모터 4의 회전 속도를 제어하는 데 사용됩니다. 이 기계에는 측정 장치, 컴퓨터, 네 개의 힘 센서 및 위상각 센서(그림 2.16.a에는 표시되지 않음)를 포함하는 "밸런셋 4" 측정 및 연산 시스템 5가 장착되어 있습니다.

그림 2.16.a. 드라이브 샤프트 밸런싱용 하드 베어링 기계, N. Obyedkov 제조(Magnitogorsk)

그림 2.16.b 는 앞서 설명한 대로 비동기 전기 모터 4의 벨트 드라이브로 구동되는 선행 스핀들(3)이 있는 기계의 전면 지지대 사진을 보여줍니다. 이 지지대는 프레임에 단단히 장착되어 있습니다.

그림 2.16.b. 전면(선행) 스핀들 지지대.

그림 2.16.c 에는 기계의 이동식 중간 지지대 두 개 중 하나의 사진이 있습니다. 이 지지대는 슬라이드 7에 놓여 있어 프레임 가이드를 따라 세로로 움직일 수 있습니다. 이 지지대에는 균형 잡힌 구동축의 중간 베어링 높이를 설치 및 조정하기 위해 설계된 특수 장치 8이 포함되어 있습니다.

그림 2.16.c. 기계의 중간 이동식 지지대

그림 2.16.d 이 사진은 후방(구동) 스핀들 지지대를 보여주는데, 중간 지지대와 마찬가지로 기계 프레임의 가이드를 따라 움직일 수 있도록 해줍니다.

그림 2.16.d. 후면(구동) 스핀들 지지대.

위에서 설명한 모든 지지대는 평평한 바닥에 장착된 수직 플레이트입니다. 플레이트에는 T자형 슬롯(그림 2.16.d 참조)이 있어 지지대를 안쪽 부분 9(강성이 높은 부분)과 바깥쪽 부분 10(강성이 낮은 부분)으로 나눕니다. 지지대 내부와 외부 부품의 강성이 다르면 균형 잡힌 로터에서 발생하는 불균형의 힘에 의해 이러한 부품이 상대적으로 변형될 수 있습니다.

힘 센서는 일반적으로 수제 기계에서 지지대의 상대적 변형을 측정하는 데 사용됩니다. 하드 베어링 밸런싱 머신 지지대에 힘 센서를 설치하는 방법의 예가 그림 2.16.에 나와 있습니다. 이 그림에서 볼 수 있듯이 힘 센서(11)는 지지대 외부의 나사 구멍을 통과하는 볼트(12)에 의해 지지대 내부의 측면에 눌려집니다.

힘 센서(11)의 전체 평면에 걸쳐 볼트(12)의 압력을 균일하게 유지하기 위해 평평한 와셔(13)가 센서와 볼트 사이에 배치됩니다.

그림 2.16.d. 지지대에 힘 센서 설치 예시.

기계 작동 중, 평형 상태의 로터에서 발생하는 불균형력은 지지 장치(스핀들 또는 중간 베어링)를 통해 지지대의 바깥쪽 부분에 작용하며, 이로 인해 지지대의 바깥쪽 부분은 로터 회전 주파수에 맞춰 안쪽 부분에 대해 주기적으로 움직이거나 변형됩니다. 그 결과, 불균형력에 비례하는 가변적인 힘이 센서 11에 작용하게 됩니다. 이러한 힘의 영향으로, 로터 불균형의 크기에 비례하는 전기 신호가 힘 센서의 출력단에서 발생합니다.

모든 지지대에 설치된 힘 센서에서 나오는 신호는 기계의 측정 및 연산 시스템으로 전달되어 보정 추의 매개변수를 결정하는 데 사용됩니다.

그림 2.17.a. 이 사진은 스크류 샤프트의 밸런싱 작업에 사용되는 특수 경질 베어링 기계의 모습입니다. 이 기계는 LLC "Ufatverdosplav"에서 자체 제작한 것입니다.

그림에서 볼 수 있듯이 기계의 스핀업 메커니즘은 다음과 같은 주요 구성 요소로 구성된 단순화된 구조를 가지고 있습니다:

• 용접 프레임 1침대 역할을 합니다;
• 고정 지지대 2개 2를 눌러 프레임에 단단히 고정합니다;
• 전기 모터 3벨트 드라이브 4를 통해 밸런스 샤프트(나사) 5를 구동합니다.

그림 2.17.a. LLC "Ufatverdosplav"에서 제조한 나사축 밸런싱용 경질 베어링 기계"

기계의 지지대(2)는 T자형 슬롯이 있는 수직으로 설치된 강판입니다. 각 지지대의 상단에는 롤링 베어링을 사용하여 제조된 지지 롤러가 있으며, 이 롤러 위에서 균형 잡힌 샤프트(5)가 회전합니다.

로터 불균형 작용으로 발생하는 지지대의 변형을 측정하기 위해 지지대의 슬롯에 힘 센서 6이 사용됩니다(그림 2.17.b 참조). 이 센서들은 이 기계에서 측정 및 연산 시스템으로 사용되는 "밸런셋 1" 장치에 연결됩니다.

기계의 회전 메커니즘은 상대적으로 단순하지만, 그림 2.17.a에서 볼 수 있듯이 복잡한 나선형 표면을 가진 나사의 균형을 충분히 높은 품질로 맞출 수 있습니다.

LLC "Ufatverdosplav"에 따르면, 이 기계의 스크류는 밸런싱 과정을 통해 초기 불균형이 거의 50배 감소했다고 합니다.

그림 2.17.b. 힘 센서가 있는 스크류 샤프트 밸런싱을 위한 하드 베어링 기계 지지대

얻어진 잔류 불균형은 스크류의 첫 번째 평면에서 3552 g*mm(반경 185 mm에서 19.2 g), 두 번째 평면에서 2220 g*mm(반경 185 mm에서 12.0 g)였습니다. 무게가 500 kg이고 회전 주파수가 3500 RPM인 로터의 경우, 이 불균형은 ISO 1940-1-2007에 따른 G6.3 등급에 해당하며, 이는 해당 기술 문서에 명시된 요구 사항을 충족합니다.

SV 모로조프는 크기가 다른 두 대의 경질 베어링 밸런싱 기계의 지지대를 동시에 설치하기 위해 단일 베이스를 사용하는 독창적인 설계(그림 2.18 참조)를 제안했습니다. 제조업체의 생산 비용을 최소화할 수 있는 이 기술 솔루션의 명백한 장점은 다음과 같습니다.

• 프로덕션 공간 절약;
• 가변 주파수 드라이브가 있는 하나의 전기 모터를 사용하여 서로 다른 두 대의 기계를 작동합니다;
• 하나의 측정 시스템으로 서로 다른 두 대의 기계를 운영합니다.

그림 2.18. SV 모로조프사에서 제작한 경질 베어링 밸런싱 머신("탠덤")

3. 밸런싱 기계의 기본 장치 및 메커니즘 구성에 대한 요구 사항

3.1. 베어링

3.1.1. 베어링 설계의 이론적 기초

이전 섹션에서는 밸런싱 기계용 소프트 베어링 및 하드 베어링 지지대의 주요 설계 구현에 대해 자세히 살펴보았습니다. 이러한 지지대를 설계하고 제작할 때 설계자가 고려해야 할 중요한 매개변수는 고유 진동수입니다. 이는 기계의 측정 및 계산 시스템에서 보정 추의 매개변수를 계산하기 위해 지지대의 진동 진폭(주기적 변형)뿐만 아니라 진동 위상까지 측정해야 하기 때문입니다.

지지대의 고유 진동수가 평형 회전자의 회전 진동수와 일치하는 경우(지지대 공진), 진동의 진폭과 위상을 정확하게 측정하는 것은 사실상 불가능합니다. 이는 평형 회전자의 회전 진동수에 따른 지지대 진동의 진폭 및 위상 변화를 보여주는 그래프(그림 3.1 참조)에서 명확하게 확인할 수 있습니다.

이 그래프에서 균형 잡힌 로터의 회전 주파수가 지지대 진동의 고유 진동수에 가까워지면(즉, fp/fo 비율이 1에 가까워지면) 지지대의 공진 진동과 관련된 진폭이 크게 증가한다는 것을 알 수 있습니다(그림 3.1.a 참조). 동시에 그래프 3.1.b는 공진 영역에서 위상각 ∆F°의 급격한 변화가 있으며 최대 180°까지 도달할 수 있음을 보여줍니다.

즉, 공진 영역의 모든 메커니즘을 밸런싱할 때 회전 주파수의 작은 변화만으로도 진동의 진폭과 위상 측정 결과가 크게 불안정해져 보정 분동의 파라미터 계산에 오류가 발생하고 밸런싱 품질에 부정적인 영향을 미칠 수 있습니다.

위 그래프는 경질 베어링 기계의 경우 회전자의 작동 주파수 상한이 지지대의 고유 주파수(fo)보다 (최소) 2~3배 낮아야 한다는 기존 권장 사항을 재확인시켜 줍니다. 연질 베어링 기계의 경우, 균형 잡힌 회전자의 허용 작동 주파수 하한은 지지대의 고유 주파수보다 (최소) 2~3배 높아야 합니다.

그림 3.1. 회전 주파수 변화에 따른 밸런싱 기계 지지대의 진동 상대 진폭 및 위상 변화를 보여주는 그래프.

• Ад - 서포트의 동적 진동 진폭입니다;
• e = m*r / M - 균형 로터의 특정 불균형;
• m - 로터의 불균형한 질량;
• M - 로터의 질량입니다;
• r - 불균형한 질량이 로터에 위치한 반경입니다;
• fp - 로터의 회전 주파수입니다;
• fo - 지지대의 고유 진동 주파수

제시된 정보를 고려할 때, 지지대의 공진 영역(그림 3.1에서 빨간색으로 강조 표시됨)에서 기계를 작동하는 것은 권장되지 않습니다. 그림 3.1에 표시된 그래프는 또한 동일한 로터의 불균형에서 소프트 베어링 기계 지지대의 실제 진동이 소프트 베어링 기계 지지대에서 발생하는 진동보다 훨씬 낮다는 것을 보여줍니다.

이로부터 하드 베어링 기계에서 지지대의 진동을 측정하는 데 사용되는 센서는 소프트 베어링 기계의 센서보다 감도가 높아야 한다는 결론이 도출됩니다. 이러한 결론은 실제 센서 사용 사례를 통해 잘 뒷받침되는데, 소프트 베어링 밸런싱 기계에 성공적으로 사용되는 절대 진동 센서(진동 가속도계 및/또는 진동 속도 센서)는 하드 베어링 기계에서 필요한 밸런싱 품질을 달성할 수 없는 경우가 많습니다.

이러한 기계에서는 힘 센서 또는 고감도 변위 센서와 같은 상대 진동 센서를 사용하는 것이 좋습니다.

3.1.2. 계산 방법을 사용하여 서포트의 자연 주파수 추정하기

설계자는 공식 3.1을 사용하여 지지대의 고유 진동수를 대략(추정) 계산할 수 있는데, 이는 지지대를 하나의 자유도를 가진 진동 시스템으로 단순하게 취급하여 (그림 2.19.a 참조) 강성 K를 가진 스프링에서 진동하는 질량 M으로 표현합니다.

대칭 베어링 간 로터의 계산에 사용되는 질량 M은 공식 3.2로 근사화할 수 있습니다.

여기서 Mo는 지지대의 움직이는 부분의 질량(kg)이고, Mr은 평형을 이룬 회전자의 질량(kg)이며, n은 평형에 관련된 기계 지지대의 개수입니다.

지지대의 강성 K는 정적 힘 P를 가했을 때 지지대의 변형 ΔL을 측정하는 실험 연구 결과를 바탕으로 공식 3.3을 사용하여 계산합니다(그림 3.2.a 및 3.2.b 참조).

여기서 ΔL은 지지대의 변형량(미터)이고, P는 정적 힘(뉴턴)입니다.

하중 P의 크기는 힘 측정 장치(예: 동력계)를 사용하여 측정할 수 있습니다. 지지대의 변위 ΔL은 선형 변위 측정 장치(예: 다이얼 인디케이터)를 사용하여 결정됩니다.

3.1.3. 서포트의 자연 주파수 결정을 위한 실험적 방법

위에서 논의한 바와 같이 간소화된 방법을 사용하여 계산한 지지대의 고유 진동수는 상당한 오차를 유발할 수 있으므로, 대부분의 아마추어 개발자는 실험적인 방법을 통해 이러한 매개변수를 결정하는 것을 선호합니다. 이를 위해 그들은 "Balanset" 시리즈 장비를 비롯한 최신 진동 측정 시스템이 제공하는 기능을 활용합니다.

3.1.3.1. 충격 여기 방법으로 서포트의 고유 주파수 결정하기

충격 여기 방법은 지지대 또는 기타 기계 부품의 진동 고유 진동수를 결정하는 가장 간단하고 일반적인 방법입니다. 이 방법은 종(그림 3.3 참조)과 같은 물체가 충격 여기를 받으면 그 반응이 서서히 감쇠하는 진동 응답으로 나타난다는 사실에 기반합니다. 진동 신호의 주파수는 물체의 구조적 특성에 따라 결정되며 물체의 고유 진동 주파수에 해당합니다. 진동의 충격 여기에는 고무 망치나 일반 망치와 같은 무거운 도구를 사용할 수 있습니다.

그림 3.3. 물체의 고유 주파수를 결정하는 데 사용되는 충격 여기 다이어그램

해머의 질량은 여기되는 물체 질량의 대략 10%가 되어야 합니다. 진동 반응을 포착하려면 측정 축이 충격 여기 방향과 정렬된 진동 센서를 검사 대상 물체에 설치해야 합니다. 경우에 따라 소음 측정 장치의 마이크를 센서로 사용하여 물체의 진동 반응을 감지할 수도 있습니다.

물체의 진동은 센서에 의해 전기 신호로 변환되어 스펙트럼 분석기 입력과 같은 측정 기기로 전달됩니다. 이 기기는 진동 감쇠 과정의 시간 함수와 스펙트럼을 기록하고(그림 3.4 참조), 이를 분석하여 물체의 고유 진동 주파수를 결정할 수 있습니다.

그림 3.5. 검사된 구조물의 시간 함수 그래프와 붕괴 충격 진동 스펙트럼을 보여주는 프로그램 인터페이스

그림 3.5에 제시된 스펙트럼 그래프(작업창 하단 참조)를 분석하면 그래프의 횡축을 기준으로 결정된 조사 대상 구조의 자연 진동 주 성분이 9.5Hz의 주파수에서 발생한다는 것을 알 수 있습니다. 이 방법은 소프트 베어링 및 하드 베어링 밸런싱 머신 지지대의 자연 진동을 연구하는 데 권장할 수 있습니다.

3.1.3.2. 코스팅 모드에서 서포트의 자연 주파수 결정하기

어떤 경우에는 지지대의 고유 진동수를 "정지 상태"에서 진동의 진폭과 위상을 주기적으로 측정하여 결정할 수 있습니다. 이 방법을 구현할 때, 검사 대상 기계에 설치된 회전자를 먼저 최대 회전 속도까지 가속한 후 구동 장치를 분리하고, 회전자 불균형과 관련된 외란력의 진동수를 최대값에서 정지점까지 점진적으로 감소시킵니다.

이 경우 서포트의 고유 주파수는 두 가지 특성에 따라 결정될 수 있습니다:

• 공명 영역에서 관찰되는 진동 진폭의 국부적 증가에 의한 것입니다;
• 진폭 점프 영역에서 관찰되는 진동 단계의 급격한 변화(최대 180°)로 인해 발생합니다.

"밸런셋" 시리즈 장치에서는 "진동계" 모드("밸런셋 1") 또는 "균형 모니터링" 모드("밸런셋 2C" 및 "밸런셋 4")를 사용하여 해안에 있는 물체의 고유 진동수를 감지할 수 있으며, 이를 통해 로터의 회전 주파수에서 진동의 진폭과 위상을 주기적으로 측정할 수 있습니다.

또한, "Balanset 1" 소프트웨어에는 회전 주파수 변화에 따른 지지대 진동의 진폭 및 위상 변화 그래프를 그릴 수 있는 특수 "그래프. 코스팅" 모드가 포함되어 있어 공진 진단 과정을 크게 간소화합니다.

명백한 이유(섹션 3.1.1 참조)로 인해 해안에서 지지대의 고유 진동수를 식별하는 방법은 로터 회전의 작동 주파수가 횡방향 지지대의 고유 진동수를 크게 초과하는 소프트 베어링 밸런싱 기계를 연구하는 경우에만 사용할 수 있다는 점에 유의해야 합니다.

해안에서 지지대의 진동을 자극하는 로터 회전의 작동 주파수가 지지대의 고유 주파수보다 훨씬 낮은 하드 베어링 기계의 경우, 이 방법을 사용하는 것은 사실상 불가능합니다.

3.1.4. 밸런싱 머신용 지지대 설계 및 제조를 위한 실용적인 권장 사항

3.1.2. 계산 방법으로 서포트의 자연 주파수 계산하기

위에서 설명한 계산 방식을 사용하여 지지대의 고유 진동수를 계산하는 것은 두 가지 방향으로 수행할 수 있습니다:

• 지지대의 가로 방향은 로터 불균형에 의한 힘으로 인한 진동을 측정하는 방향과 일치합니다;
• 축 방향에서는 기계 지지대에 장착된 균형 잡힌 로터의 회전축과 일치합니다.

수직 방향 지지대의 고유 진동수를 계산하려면 보다 복잡한 계산 기법이 필요합니다. 이 기법은 (지지대 및 평형 로터 자체의 매개변수 외에도) 프레임의 매개변수와 기초 위에 기계를 설치하는 특수성을 고려해야 합니다. 이 방법은 본 문서에서 다루지 않습니다. 공식 3.1을 분석하면 기계 설계자가 실무에서 고려해야 할 몇 가지 간단한 권장 사항을 얻을 수 있습니다. 특히, 지지대의 고유 진동수는 강성 및/또는 질량을 변경하여 조절할 수 있습니다. 강성이 증가하면 지지대의 고유 진동수가 증가하고, 질량이 증가하면 감소합니다. 이러한 변화는 비선형적인 제곱-반비례 관계를 갖습니다. 예를 들어, 지지대의 강성을 두 배로 늘리면 고유 진동수는 1.4배만 증가합니다. 마찬가지로, 지지대 가동부의 질량을 두 배로 늘리면 고유 진동수는 1.4배만 감소합니다.

3.1.4.1. 플랫 플레이트 스프링이 있는 소프트 베어링 기계

평스프링으로 제작된 밸런싱 머신 지지대의 여러 설계 변형은 위 2.1절에서 논의되었고 그림 2.7~2.9에 나타나 있습니다. 저희가 입수한 정보에 따르면, 이러한 설계는 구동축 밸런싱을 위한 기계에 가장 일반적으로 사용됩니다.

예를 들어, 고객사 중 한 곳(상트페테르부르크 소재 LLC "Rost-Service")이 자체 제작한 기계 지지대에 사용된 스프링 매개변수를 살펴보겠습니다. 이 기계는 200kg 이하의 질량을 가진 2개, 3개 또는 4개의 지지대를 사용하는 구동축의 균형을 맞추는 데 사용됩니다. 고객사가 선택한 기계의 구동축과 피구동축 지지대에 사용된 스프링의 기하학적 치수(높이 * 너비 * 두께)는 각각 300*200*3mm였습니다.

"Balanset 4" 장비의 표준 측정 시스템을 이용한 충격 가진법으로 실험적으로 측정한 무부하 지지대의 고유 진동수는 11~12Hz인 것으로 나타났습니다. 이러한 지지대의 고유 진동수를 고려할 때, 밸런싱 작업 중 밸런싱된 로터의 권장 회전 주파수는 22~24Hz(1320~1440RPM) 이상이어야 합니다.

중간 지지대에 사용된 동일 제조업체의 평판 스프링의 기하학적 치수는 각각 200*200*3 mm였습니다. 또한, 연구 결과에 따르면 이러한 지지대의 고유 진동수는 13~14 Hz에 달하는 것으로 나타났습니다.

시험 결과에 따라 기계 제조업체는 스핀들과 중간 지지대의 고유 진동수를 정렬(균등화)하도록 권고받았습니다. 이는 밸런싱 작업 중 구동축의 작동 회전 주파수 범위를 선택하는 것을 용이하게 하고, 지지대가 공진 진동 영역에 진입하여 측정 시스템 판독값이 불안정해지는 것을 방지할 수 있습니다.

플랫 스프링의 지지대 진동 고유 주파수를 조정하는 방법은 분명합니다. 이 조정은 플랫 스프링의 기하학적 치수 또는 모양을 변경하여 달성할 수 있으며, 예를 들어 강성을 감소시키는 세로 또는 가로 슬롯을 밀링하여 달성할 수 있습니다.

앞서 언급했듯이 3.1.3.1 및 3.1.3.2항에 설명된 방법을 사용하여 지지대의 진동 고유 주파수를 확인하여 이러한 조정 결과를 검증할 수 있습니다.

그림 3.6 는 A. Sinitsyn이 자신의 기계 중 하나에 사용한 플랫 스프링에 대한 지지대 디자인의 고전적인 버전을 제시합니다. 그림에서 볼 수 있듯이 지지대에는 다음 구성 요소가 포함됩니다:

• 상판 1;
• 두 개의 플랫 스프링 2와 3;
• 하부 플레이트 4;
• 브래킷 5를 중지합니다.

그림 3.6. 플랫 스프링의 지지대 설계 변형

지지대의 상부 플레이트(1)는 스핀들 또는 중간 베어링을 장착하는 데 사용할 수 있습니다. 지지대의 용도에 따라 하부 플레이트(4)를 기계 가이드에 단단히 부착하거나 이동식 슬라이드에 설치하여 지지대가 가이드를 따라 움직일 수 있도록 할 수 있습니다. 브래킷 5는 지지대의 잠금 메커니즘을 설치하는 데 사용되며, 균형 잡힌 로터의 가속 및 감속 중에 지지대를 단단히 고정할 수 있습니다.

연질 베어링 기계 지지대에 사용되는 평스프링은 판스프링 또는 고품질 합금강으로 제작해야 합니다. 항복강도가 낮은 일반 구조용 강재는 작동 중 정적 및 동적 하중을 받을 때 잔류 변형이 발생하여 기계의 기하학적 정확도가 저하되고 지지대 안정성이 상실될 수 있으므로 사용을 권장하지 않습니다.

로터 질량이 300~500kg을 넘지 않는 균형 로터용 기계의 경우, 지지대의 두께를 30~40mm까지 늘릴 수 있으며, 최대 질량이 1000~3000kg인 로터의 균형을 맞추도록 설계된 기계의 경우, 지지대의 두께를 50~60mm 이상으로 늘릴 수 있습니다. 앞서 언급한 지지대의 동적 특성 분석에 따르면, 횡단면(유연부와 강성부의 상대적 변형을 측정하는 평면)에서 측정한 고유 진동수는 일반적으로 100Hz를 초과합니다. 반면, 균형 로터의 회전축과 일치하는 방향으로 측정한 정면면에서의 하드 베어링 지지대의 고유 진동수는 일반적으로 훨씬 낮습니다. 기계에서 균형을 맞춘 회전 로터의 작동 주파수 범위의 상한을 결정할 때 가장 먼저 고려해야 할 것이 바로 이러한 주파수입니다. 앞서 언급했듯이, 이러한 주파수는 3.1절에서 설명한 충격 가진법을 통해 측정할 수 있습니다.

그림 3.7. 전기 모터 로터의 균형을 맞추는 기계, 조립, A. Mokhov가 개발.

그림 3.8. 터보 펌프 로터의 균형을 맞추는 기계, G. Glazov(비슈케크)가 개발한 기계

3.1.4.2. 스트립 스프링에 서스펜션이 있는 소프트 베어링 기계 지지대

서스펜션을 지지하는 데 사용되는 스트립 스프링을 설계할 때는 스프링 스트립의 두께와 폭을 선택하는 데 주의를 기울여야 하며, 한편으로는 지지대에서 로터의 정적 및 동적 하중을 견뎌야 하고 다른 한편으로는 축방향 런아웃으로 나타나는 지지 서스펜션의 비틀림 진동 가능성을 방지해야 합니다.

스트립 스프링 서스펜션을 사용하는 균형 기계의 구조적 구현 예는 그림 2.1~2.5(섹션 2.1 참조)와 이 섹션의 그림 3.7 및 3.8에 나와 있습니다.

3.1.4.4. 기계용 경질 베어링 지지대

고객과의 풍부한 경험을 통해 알 수 있듯이, 자체 제작 밸런싱 장비 제조업체 중 상당수가 최근 강성 지지대를 갖춘 하드 베어링 장비를 선호하기 시작했습니다. 2.2절의 그림 2.16~2.18은 이러한 지지대를 사용하는 다양한 구조 설계의 장비 사진을 보여줍니다. 그림 3.10은 한 고객이 자사 장비 제작을 위해 개발한 강성 지지대의 대표적인 개략도입니다. 이 지지대는 P자형 홈이 있는 평평한 강판으로 구성되어 있으며, 일반적으로 지지대를 "강성" 부분과 "유연성" 부분으로 나눕니다. 불균형력의 영향을 받으면 지지대의 "유연성" 부분은 "강성" 부분에 비해 변형될 수 있습니다. 이 변형의 크기는 지지대의 두께, 홈의 깊이, 그리고 "유연성" 부분과 "강성" 부분을 연결하는 브리지의 폭에 따라 결정되며, 장비의 측정 시스템에 있는 적절한 센서를 사용하여 측정할 수 있습니다. P자형 홈의 깊이 h, 교량의 폭 t, 지지대의 두께 r(그림 3.10 참조)을 고려하여 이러한 지지대의 횡강성을 계산하는 방법이 없기 때문에 이러한 설계 매개변수는 일반적으로 개발자가 실험적으로 결정합니다.

로터 질량이 300~500kg을 넘지 않는 균형 조정 기계의 경우, 지지대의 두께를 30~40mm까지 늘릴 수 있으며, 최대 질량이 1000~3000kg인 로터의 균형을 맞추도록 설계된 기계의 경우, 지지대의 두께를 50~60mm 이상으로 늘릴 수 있습니다. 앞서 언급한 지지대의 동적 특성 분석에 따르면, 횡단면(유연부와 강성부의 상대적 변형을 측정하는 평면)에서 측정한 고유 진동수는 일반적으로 100Hz를 초과합니다. 반면, 균형 조정된 로터의 회전축과 일치하는 방향으로 측정한 정면면에서의 하드 베어링 지지대의 고유 진동수는 일반적으로 훨씬 낮습니다. 따라서 기계에 장착된 회전 로터의 작동 주파수 범위의 상한을 결정할 때 이러한 고유 진동수를 우선적으로 고려해야 합니다.

그림 3.26. 오거 밸런싱용 하드 베어링 기계 제조에 중고 선반 베드를 사용하는 예.

그림 3.27. 샤프트 밸런싱용 소프트 베어링 기계 제조에 중고 선반 베드를 사용하는 예.

그림 3.28. 채널에서 조립된 베드 제작 예시

그림 3.29. 채널에서 용접 베드 제작의 예

그림 3.30. 채널에서 용접 베드 제조 예시

그림 3.31. 폴리머 콘크리트로 만든 밸런싱 머신 베드의 예

일반적으로 이러한 베드를 제작할 때, 상단 부분은 밸런싱 머신의 지지대가 놓이는 가이드 역할을 하는 강철 인서트로 보강됩니다. 최근에는 진동 감쇠 코팅이 된 폴리머 콘크리트 베드가 널리 사용되고 있습니다. 이러한 베드 제조 기술은 온라인에서 자세히 설명되어 있으며 DIY 제조업체도 쉽게 구현할 수 있습니다. 상대적으로 간단한 구조와 저렴한 생산 비용 덕분에 이러한 베드는 금속 베드에 비해 여러 가지 중요한 장점을 가지고 있습니다.

• 진동 진동을 위한 더 높은 감쇠 계수;
• 열전도율이 낮아 침대의 열 변형을 최소화합니다;
• 더 높은 내식성;
• 내부 스트레스가 없습니다.

3.1.4.3. 원통형 스프링을 사용하여 만든 소프트 베어링 기계 지지대

지지대 설계에 원통형 압축 스프링이 사용되는 소프트 베어링 밸런싱 기계의 예가 그림 3.9에 나와 있습니다. 이 설계 솔루션의 주요 단점은 비대칭 로터의 밸런싱 중에 지지대에 가해지는 하중이 동일하지 않을 경우 발생하는 전면 및 후면 지지대의 다양한 스프링 변형 정도와 관련이 있습니다. 이는 자연스럽게 지지대의 정렬 불량과 수직면에서 로터 축의 비뚤어짐으로 이어집니다. 이 결함의 부정적인 결과 중 하나는 회전 중에 로터가 축 방향으로 이동하는 힘이 발생할 수 있다는 것입니다.

그림 3.9. 원통형 스프링을 사용하는 기계의 밸런싱을 위한 소프트 베어링 지지대 구성 변형.

3.1.4.4. 기계용 경질 베어링 지지대

고객과의 풍부한 경험을 통해 알 수 있듯이, 자체 제작 밸런싱 장비 제조업체 중 상당수가 최근 강성 지지대를 갖춘 하드 베어링 장비를 선호하기 시작했습니다. 2.2절의 그림 2.16~2.18은 이러한 지지대를 사용하는 다양한 구조 설계의 장비 사진을 보여줍니다. 그림 3.10은 한 고객이 자사 장비 제작을 위해 개발한 강성 지지대의 대표적인 개략도입니다. 이 지지대는 P자형 홈이 있는 평평한 강판으로 구성되어 있으며, 일반적으로 지지대를 "강성" 부분과 "유연성" 부분으로 나눕니다. 불균형력의 영향을 받으면 지지대의 "유연성" 부분은 "강성" 부분에 비해 변형될 수 있습니다. 이 변형의 크기는 지지대의 두께, 홈의 깊이, 그리고 "유연성" 부분과 "강성" 부분을 연결하는 브리지의 폭에 따라 결정되며, 장비의 측정 시스템에 있는 적절한 센서를 사용하여 측정할 수 있습니다. P자형 홈의 깊이 h, 교량의 폭 t, 지지대의 두께 r(그림 3.10 참조)을 고려하여 이러한 지지대의 횡강성을 계산하는 방법이 없기 때문에 이러한 설계 매개변수는 일반적으로 개발자가 실험적으로 결정합니다.

그림 3.10. 밸런싱 머신용 하드 베어링 지지대 스케치

그림 3.11과 3.12는 고객사의 기계에 맞춰 제작된 다양한 형태의 지지대 사진을 보여줍니다. 여러 기계 제조업체 고객사로부터 얻은 데이터를 종합하여 다양한 크기와 하중 용량을 가진 기계에 필요한 지지대 두께를 도출할 수 있습니다. 예를 들어, 0.1kg에서 50~100kg에 이르는 로터의 균형을 맞추는 기계의 경우, 지지대의 두께는 20mm가 적당할 수 있습니다.

그림 3.11. 밸런싱 머신용 하드 베어링 지지대, A. Sinitsyn 제조

그림 3.12. 밸런싱 기계용 하드 베어링 지지대, D. Krasilnikov 제조

로터 질량이 300~500kg을 넘지 않는 균형 로터용 기계의 경우, 지지대의 두께를 30~40mm까지 늘릴 수 있으며, 최대 질량이 1000~3000kg인 로터의 균형을 맞추도록 설계된 기계의 경우, 지지대의 두께를 50~60mm 이상으로 늘릴 수 있습니다. 앞서 언급한 지지대의 동적 특성 분석에 따르면, 횡단면(유연부와 강성부의 상대적 변형을 측정하는 평면)에서 측정한 고유 진동수는 일반적으로 100Hz를 초과합니다. 반면, 균형 로터의 회전축과 일치하는 방향으로 측정한 정면면에서의 하드 베어링 지지대의 고유 진동수는 일반적으로 훨씬 낮습니다. 기계에서 균형을 맞춘 회전 로터의 작동 주파수 범위의 상한을 결정할 때 가장 먼저 고려해야 할 것이 바로 이러한 주파수입니다. 앞서 언급했듯이, 이러한 주파수는 3.1절에서 설명한 충격 가진법을 통해 측정할 수 있습니다.

3.2. 밸런싱 머신의 지원 어셈블리

3.2.1. 지원 어셈블리의 주요 유형

하드 베어링 및 소프트 베어링 밸런싱 기계 제조 시 지지대에 밸런스 로터를 설치 및 회전하는 데 사용되는 다음과 같은 잘 알려진 유형의 지지 어셈블리를 권장할 수 있습니다:

• 프리즘 지지 어셈블리;
• 회전 롤러로 어셈블리를 지원합니다;
• 스핀들 지지 어셈블리.

3.2.1.1. 프리즘 지지 어셈블리

다양한 설계 옵션을 갖춘 이러한 지지대는 일반적으로 50~100kg 이하의 질량을 가진 로터를 평형시킬 수 있는 소형 및 중형 기계의 지지대에 설치됩니다. 가장 간단한 형태의 각기둥형 지지대 조립체의 예는 그림 3.13에 나와 있습니다. 이 지지대 조립체는 강철로 제작되었으며 터빈 평형 기계에 사용됩니다. 소형 및 중형 평형 기계 제조업체 중 다수는 각기둥형 지지대 조립체를 제작할 때 텍스톨라이트, 불소수지, 카프로론 등과 같은 비금속 재료(유전체)를 선호합니다.

3.13. 자동차 터빈용 밸런싱 기계에 사용되는 프리즘 지지 어셈블리의 실행 변형

유사한 지지 조립체(위 그림 3.8 참조)는 예를 들어 G. Glazov가 자동차 터빈의 균형을 맞추기 위해 개발한 기계에도 적용되었습니다. 불소수지로 제작된 각기둥형 지지 조립체(그림 3.14 참조)의 독창적인 기술 솔루션은 LLC "Technobalance"에서 제안했습니다.

그림 3.14. 테크노밸런스(Technobalance) 유한회사의 프리즘형 지지대 조립체"

이 특정 지지 어셈블리는 서로 각도를 이루며 지지 축에 고정된 두 개의 원통형 슬리브 1과 2로 구성됩니다. 평형 로터는 실린더의 생성선을 따라 슬리브 표면과 접촉하여 로터 샤프트와 지지대 사이의 접촉 면적을 최소화하고 결과적으로 지지대의 마찰력을 감소시킵니다. 필요한 경우, 로터 샤프트와의 접촉 부위에서 지지대 표면이 마모되거나 손상될 경우, 슬리브를 축을 중심으로 일정 각도로 회전시켜 마모를 보상할 수 있습니다. 비금속 재질로 제작된 지지 어셈블리를 사용하는 경우, 작동 중 강한 정전기 발생 위험을 제거하기 위해 평형 로터를 기계 본체에 접지할 수 있는 구조적 장치를 마련해야 합니다. 이는 첫째, 기계 측정 시스템의 성능에 영향을 미칠 수 있는 전기적 간섭 및 교란을 줄이는 데 도움이 되며, 둘째, 정전기의 영향으로 인한 작업자의 위험을 제거합니다.

3.2.1.2. 롤러 지지 어셈블리

이러한 어셈블리는 일반적으로 50kg 이상의 질량을 가진 로터의 밸런싱을 위해 설계된 기계의 지지대에 설치됩니다. 이러한 어셈블리를 사용하면 각진 지지대에 비해 지지대의 마찰력이 크게 줄어들어 밸런싱된 로터의 회전이 원활해집니다. 예를 들어, 그림 3.15는 롤러를 사용하여 제품을 위치시키는 지지 어셈블리의 설계 변형을 보여줍니다. 이 설계에서는 표준 롤링 베어링이 롤러 1과 2로 사용되며, 이 베어링의 외륜은 기계 지지대 3 본체에 고정된 고정 축을 중심으로 회전합니다. 그림 3.16은 자체 제작 밸런싱 기계 제조업체 중 한 곳에서 프로젝트에 적용한 보다 복잡한 롤러 지지 어셈블리 설계의 개략도를 보여줍니다. 도면에서 볼 수 있듯이, 롤러(및 결과적으로 전체 지지 어셈블리)의 하중 지지력을 높이기 위해 롤러 본체 3에 한 쌍의 롤링 베어링 1과 2가 설치되어 있습니다. 이러한 설계는 명백한 장점에도 불구하고, 롤러 본체 3을 자체 제작해야 하므로 실제 구현이 상당히 복잡하며, 제작 과정에서 기하학적 정확도와 재료의 기계적 특성에 대한 요구 사항이 매우 높아집니다.

그림 3.15. 롤러 지지 어셈블리 설계의 예

그림 3.16. 두 개의 구름 베어링이 있는 롤러 지지 어셈블리 설계의 예

그림 3.17은 "테크노밸런스" 유한회사의 전문가들이 개발한 자동 정렬 롤러 지지 어셈블리의 설계 변형을 보여줍니다. 이 설계에서는 롤러에 두 개의 추가 자유도를 부여하여 X축과 Y축을 중심으로 작은 각도 운동을 할 수 있도록 함으로써 자동 정렬 기능을 구현했습니다. 이러한 지지 어셈블리는 균형 잡힌 로터의 설치 시 높은 정밀도를 보장하며, 일반적으로 대형 밸런싱 장비의 지지대에 사용하는 것이 권장됩니다.

그림 3.17. 자동 정렬 롤러 서포트 어셈블리 설계 예시

앞서 언급했듯이 롤러 서포트 어셈블리는 일반적으로 정밀 제조 및 강성에 대한 요구 사항이 상당히 높습니다. 특히 롤러의 방사형 런아웃에 설정된 허용 오차는 3~5미크론을 초과하지 않아야 합니다.

실제로 유명 제조업체조차도 이러한 기준을 항상 충족하는 것은 아닙니다. 예를 들어, 저자가 H8V 모델 밸런싱 머신용 예비 부품으로 구입한 "K. Shenk" 브랜드의 새 롤러 지지대 어셈블리 세트의 반경 방향 런아웃을 테스트한 결과, 롤러의 반경 방향 런아웃이 10~11 마이크론에 달했습니다.

3.2.1.3. 스핀들 지지 어셈블리

밸런싱 기계에서 플랜지 장착(예: 카단 샤프트)이 있는 로터를 밸런싱할 때 스핀들은 밸런싱된 제품의 위치 지정, 장착 및 회전을 위한 지지 어셈블리로 사용됩니다.

스핀들은 밸런싱 기계에서 가장 복잡하고 중요한 구성 요소 중 하나로, 필요한 밸런싱 품질을 달성하는 데 가장 큰 역할을 합니다.

스핀들 설계 및 제조에 관한 이론과 실제는 상당히 발전되어 있으며 다양한 출판물에 반영되어 있습니다. 그중에서도 DN Reshetov 박사가 편집한 단행본 "금속 절삭 공작기계의 세부 사항 및 메커니즘"[1]은 개발자에게 가장 유용하고 접근하기 쉬운 것으로 두드러집니다.

밸런싱 머신 스핀들의 설계 및 제조 시 고려해야 할 주요 요구 사항 중 우선순위를 정해야 하는 것은 다음과 같습니다:

a) 균형 잡힌 로터의 불균형 힘의 영향으로 발생할 수 있는 허용할 수 없는 변형을 방지하기에 충분한 스핀들 조립 구조의 높은 강성을 제공해야 합니다;

b) 스핀들의 반경 방향, 축 방향 및 축 방향 런아웃의 허용 값을 특징으로 하는 스핀들 회전 축 위치의 안정성을 보장합니다;

c) 스핀들 저널과 균형 잡힌 제품을 장착하는 데 사용되는 시트 및 지지 표면의 적절한 내마모성을 보장합니다.

이러한 요구 사항의 실제 구현은 [1] 작업의 섹션 VI "스핀들 및 그 지지대"에 자세히 설명되어 있습니다.

특히 스핀들의 강성과 회전 정확도를 검증하는 방법론, 베어링 선택에 대한 권장 사항, 스핀들 재료 및 경화 방법 선택, 기타 유용한 정보가 많이 있습니다.

작업 [1]은 대부분의 금속 절삭 공작 기계의 스핀들 설계에서 주로 2 베어링 방식이 사용된다고 지적합니다.

밀링 머신 스핀들에 사용되는 이러한 2 베어링 방식의 설계 변형의 예(자세한 내용은 작업 [1]에서 확인할 수 있음)가 그림 3.18에 나와 있습니다.

이 방식은 밸런싱 머신 스핀들의 제조에 매우 적합하며, 그 설계 변형의 예는 아래 그림 3.19-3.22에 나와 있습니다.

그림 3.18. 2베어링 밀링 머신 스핀들 스케치

그림 3.19는 각각 독립적인 하우징 1과 2가 있는 두 개의 레이디얼 스러스트 베어링에서 회전하는 밸런싱 기계의 주축 스핀들 어셈블리의 설계 변형 중 하나를 보여줍니다. 카단 샤프트의 플랜지 장착용 플랜지 4와 V-벨트 드라이브를 사용하여 전기 모터에서 스핀들로 회전을 전달하는 데 사용되는 풀리 5가 스핀들 샤프트 3에 장착되어 있습니다.

그림 3.19. 두 개의 독립적인 베어링 지지대에 스핀들 설계 예시

그림 3.20 및 3.21 은 밀접하게 관련된 두 가지 주요 스핀들 어셈블리 설계를 보여줍니다. 두 경우 모두 스핀들 베어링은 스핀들 샤프트 설치에 필요한 관통 축 구멍이 있는 공통 하우징(1)에 설치됩니다. 이 구멍의 입구와 출구에는 하우징에 방사형 스러스트 베어링(롤러 또는 볼)과 베어링의 외부 링을 고정하는 데 사용되는 특수 플랜지 커버 5를 수용하도록 설계된 특수 보어(그림에는 표시되지 않음)가 있습니다.

그림 3.20. 공통 하우징에 설치된 두 베어링 지지대의 리딩 스핀들 설계 예 1

그림 3.21. 공통 하우징에 설치된 두 베어링 지지대의 리딩 스핀들 설계 예 2

이전 버전(그림 3.19 참조)과 마찬가지로 구동축의 플랜지 장착을 위한 페이스 플레이트(2)와 벨트 드라이브를 통해 전기 모터에서 스핀들로 회전을 전달하는 데 사용되는 풀리(3)가 스핀들 샤프트에 설치되어 있습니다. 또한 스핀들 샤프트에 고정된 리브(4)는 스핀들의 각도 위치를 결정하는 데 사용되며 밸런싱 중에 로터에 테스트 및 교정 추를 설치할 때 활용됩니다.

그림 3.22. 구동(후면) 스핀들 설계 예시

그림 3.22 는 기계의 구동(후방) 스핀들 어셈블리의 설계 변형을 보여주는데, 이는 구동 풀리와 리브가 필요하지 않으므로 선행 스핀들과는 다릅니다.

그림 3.23. 구동식(후방) 스핀들 설계 구현 예시

에서 볼 수 있듯이 그림 3.20 - 3.22에서 설명한 스핀들 어셈블리는 특수 클램프(스트랩)를 사용하여 밸런싱 기계의 소프트 베어링 지지대에 부착합니다 6. 필요한 경우 다른 부착 방법도 사용할 수 있으며, 스핀들 어셈블리를 지지대에 배치할 때 적절한 강성과 정밀도를 보장합니다.

그림 3.23 은 밸런싱 기계의 하드 베어링 지지대에 설치하는 데 사용할 수 있는 스핀들과 유사한 플랜지 장착 설계를 보여줍니다.

3.2.1.3.4. 스핀들 강성 및 반경 방향 런아웃 계산

스핀들 강성과 예상 반경 방향 흔들림을 결정하기 위해 공식 3.4를 사용할 수 있습니다(그림 3.24의 계산 방식 참조).

어디에:

• Y - 스핀들 콘솔 끝단에서의 스핀들의 탄성 변위(cm);
• P - 스핀들 콘솔에 작용하는 계산된 하중(kg);
• A - 스핀들의 후방 베어링 지지대;
• B - 스핀들의 전면 베어링 지지대;
• g - 스핀들 콘솔의 길이(cm);
• c - 스핀들의 지지대 A와 B 사이의 거리(cm);
• J1 - 지지대 사이의 스핀들 부분의 평균 관성 모멘트, cm⁴;
• J2 - 스핀들 콘솔 부분의 평균 관성 모멘트, cm⁴;
• jB와 jA - 스핀들의 앞쪽 및 뒤쪽 지지대 베어링의 강성(kg/cm).

공식 3.4를 변환하여 원하는 스핀들 어셈블리 강성 계산값을 구합니다. jшп 를 결정할 수 있습니다:

중형 밸런싱 머신에 대한 작업 권장 사항[1]을 고려할 때 이 값은 50kg/µm 이하가 아니어야 합니다.

반경 방향 편차 계산에는 공식 3.5가 사용됩니다.

어디에:

• ∆는 스핀들 콘솔 끝의 방사형 런아웃(µm)입니다;
• ∆B는 전면 스핀들 베어링의 방사형 런아웃, µm입니다;
• ∆A는 후면 스핀들 베어링의 방사형 런아웃, µm입니다;
• g는 스핀들 콘솔 길이(cm)입니다;
• c는 스핀들의 지지대 A와 B 사이의 거리(cm)입니다.

3.2.1.3.5. 스핀들 균형 요구 사항 확인

밸런싱 기계의 스핀들 어셈블리는 정확한 밸런싱이 필수적입니다. 스핀들 자체의 불균형은 밸런싱 대상 로터에 추가적인 오차로 전달되기 때문입니다. 스핀들의 잔류 불균형에 대한 기술적 허용 오차를 설정할 때는 일반적으로 밸런싱 정밀도 등급을 기계에서 밸런싱 대상 제품의 정밀도 등급보다 최소 1~2등급 높게 설정하는 것이 좋습니다.

위에서 설명한 스핀들의 설계 특징을 고려할 때 두 평면에서 밸런싱을 수행해야 합니다.

3.2.1.3.6. 스핀들 베어링의 베어링 하중 용량 및 내구성 요건 확인

스핀들을 설계하고 베어링 크기를 선택할 때 베어링의 내구성과 하중 용량을 미리 평가하는 것이 좋습니다. 이러한 계산을 수행하는 방법론은 ISO 18855-94(ISO 281-89) "구름 베어링 - 동적 하중 등급 및 등급 수명"[3]과 수많은(디지털 포함) 구름 베어링 핸드북에 자세히 설명되어 있습니다.

3.2.1.3.7. 스핀들 베어링의 허용 가능한 가열 요건 확인

작업 권장 사항 [1]에 따르면 스핀들 베어링 외부 링의 최대 허용 가열 온도는 70°C를 초과해서는 안 됩니다. 그러나 고품질 밸런싱을 보장하기 위해 외부 링의 권장 가열 온도는 40~45°C를 초과하지 않아야 합니다.

3.2.1.3.8. 벨트 드라이브 유형 및 스핀들용 구동 풀리 설계 선택하기

밸런싱 기계의 구동 스핀들을 설계할 때는 플랫 벨트 드라이브를 사용하여 회전을 보장하는 것이 좋습니다. 스핀들 작동에 이러한 드라이브를 올바르게 사용하는 예는 다음 표에 나와 있습니다. 그림 3.20 및 3.23. V벨트 또는 톱니벨트 구동 장치를 사용하는 것은 바람직하지 않습니다. 벨트와 풀리의 기하학적 부정확성으로 인해 스핀들에 추가적인 동적 하중이 가해질 수 있고, 이로 인해 밸런싱 중에 추가적인 측정 오류가 발생할 수 있기 때문입니다. 평벨트 구동용 풀리에 대한 권장 요구 사항은 ISO 17383-73 "평벨트 구동용 풀리"[4]에 명시되어 있습니다.

구동 풀리는 가능한 한 베어링 어셈블리에 가까운 스핀들 후단에 위치해야 합니다(돌출을 최소화하여). 스핀들 제조 시 풀리의 돌출된 배치에 대한 설계 결정은 다음과 같습니다. 그림 3.19는 스핀들 지지대에 작용하는 동적 구동 하중 모멘트를 크게 증가시키기 때문에 실패한 것으로 간주할 수 있습니다.

이 설계의 또 다른 중요한 단점은 제조 및 조립의 부정확성으로 인해 스핀들에 원치 않는 추가 부하가 발생할 수 있는 V-벨트 드라이브를 사용한다는 점입니다.

3.3. 침대(프레임)

베드는 밸런싱 머신의 주요 지지 구조로, 지지 포스트와 구동 모터를 비롯한 주요 요소의 기반이 됩니다. 밸런싱 머신의 베드를 선택하거나 제조할 때는 필요한 강성, 기하학적 정밀도, 진동 저항, 가이드의 내마모성 등 여러 요구 사항을 충족하는지 확인해야 합니다.

실습에 따르면 자체 필요에 따라 기계를 제조할 때 다음과 같은 침대 옵션이 가장 일반적으로 사용됩니다:

• 중고 금속 절삭 기계(선반, 목공 등)의 주철 침대;
• 볼트 연결을 사용하여 조립된 채널을 기반으로 한 조립형 침대입니다;
• 채널을 기반으로 용접된 침대;
• 진동 흡수 코팅이 된 폴리머 콘크리트 베드.

그림 3.25. 중고 목공 기계 베드를 사용하여 카단 샤프트의 균형을 맞추는 기계를 제조하는 예.

3.4. 기계 밸런싱용 드라이브

고객이 밸런싱 기계 제조에 사용하는 설계 솔루션을 분석한 결과, 고객은 주로 드라이브 설계 시 가변 주파수 드라이브가 장착된 AC 모터를 사용하는 데 중점을 둡니다. 이 접근 방식을 사용하면 최소한의 비용으로 밸런싱 로터의 회전 속도를 광범위하게 조정할 수 있습니다. 밸런싱 로터를 회전시키는 데 사용되는 주 구동 모터의 출력은 일반적으로 이러한 로터의 질량을 기준으로 선택되며 대략 다음과 같을 수 있습니다:

• 질량이 5kg 이하인 로터의 균형을 맞추도록 설계된 기계의 경우 0.25~0.72kW의 전력이 필요합니다.;
• 질량이 5kg 초과 50kg 이하인 로터의 균형을 맞추도록 설계된 기계의 경우 0.72~1.2kW의 전력이 필요합니다.;
• 질량이 50kg 초과 100kg 이하인 로터의 균형을 맞추도록 설계된 기계의 경우 1.2~1.5kW의 전력이 필요합니다.;
• 질량이 100kg 초과 500kg 이하인 로터의 균형을 맞추도록 설계된 기계의 경우 1.5~2.2kW의 전력이 필요합니다.;
• 질량이 500kg 초과 1000kg 이하인 로터의 균형을 맞추도록 설계된 기계의 경우 2.2~5kW의 전력이 필요합니다.;
• 질량이 1000kg 초과 3000kg 이하인 로터의 균형을 맞추도록 설계된 기계의 경우 5~7.5kW의 전력이 필요합니다.

이 모터는 기계 베드 또는 기초에 단단히 장착해야 합니다. 기계(또는 설치 현장)에 설치하기 전에 출력 샤프트에 장착된 풀리와 함께 주 구동 모터의 균형을 주의 깊게 조정해야 합니다. 가변 주파수 드라이브로 인한 전자기 간섭을 줄이려면 입력과 출력에 네트워크 필터를 설치하는 것이 좋습니다. 이러한 필터는 드라이브 제조업체에서 제공하는 표준 기성품 또는 페라이트 링을 사용하여 만든 홈메이드 필터일 수 있습니다.

4. 밸런싱 기계의 측정 시스템

LLC "키네마틱스"(비브로메라)에 문의하는 대부분의 아마추어 밸런싱 머신 제조업체는 당사에서 제조하는 "발란셋" 시리즈 측정 시스템을 설계에 활용할 계획입니다. 그러나 이러한 측정 시스템을 자체 제작하려는 고객도 있습니다. 따라서 밸런싱 머신용 측정 시스템의 구성에 대해 좀 더 자세히 논의하는 것이 중요합니다. 이러한 시스템의 주요 요구 사항은 밸런싱된 로터의 회전 주파수에서 나타나는 진동 신호의 회전 성분의 진폭과 위상을 고정밀로 측정하는 것입니다. 이러한 목표는 일반적으로 다음과 같은 기술적 해결책들을 조합하여 달성할 수 있습니다.

• 신호 변환 계수가 높은 진동 센서를 사용합니다;
• 최신 레이저 위상각 센서 사용;
• 센서 신호의 증폭 및 디지털 변환(1차 신호 처리)을 허용하는 하드웨어 생성(또는 사용);
• 진동 신호의 소프트웨어 처리를 구현하여 평형 회전자의 회전 주파수에서 나타나는 진동 신호의 회전 성분을 고해상도로 안정적으로 추출할 수 있도록 해야 합니다(2차 처리).

아래에서는 여러 잘 알려진 균형 조정 도구에 구현된 이러한 기술 솔루션의 알려진 변형들을 살펴봅니다.

4.1. 진동 센서 선택

밸런싱 머신의 측정 시스템에는 다음과 같은 다양한 유형의 진동 센서(트랜스듀서)를 사용할 수 있습니다:

• 진동 가속도 센서(가속도계);
• 진동 속도 센서;
• 진동 변위 센서;
• 포스 센서.

4.1.1. 진동 가속도 센서

진동 가속도 센서 중에서는 압전식 및 정전식(칩) 가속도계가 가장 널리 사용되며, 소프트 베어링 방식의 밸런싱 장비에 효과적으로 적용될 수 있다. 실제로는 변환 계수(Kpr)가 10~30 mV/(m/s²) 범위인 진동 가속도 센서를 사용하는 것이 일반적이다. 특히 높은 밸런싱 정확도가 요구되는 밸런싱 장비에서는 Kpr이 100 mV/(m/s²) 이상인 가속도계를 사용하는 것이 바람직하다. 밸런싱 장비용 진동 센서로 사용할 수 있는 압전식 가속도계의 예로, 그림 4.1은 LLC "이즈메리텔"에서 제조한 DN3M1 및 DN3M1V6 압전식 가속도계를 보여준다.

그림 4.1. 피에조 가속도계 DN 3M1 및 DN 3M1V6

이러한 센서를 진동 측정기 및 시스템에 연결하려면 외부 또는 내장형 전하 증폭기를 사용해야 합니다.

그림 4.2. LLC "키네매틱스"(비브로메라)에서 제조한 정전식 가속도계 AD1

시장에서 널리 사용되는 정전식 가속도계 ADXL 345 보드(그림 4.3 참조)를 포함하는 이러한 센서는 피에조 가속도계에 비해 몇 가지 중요한 이점이 있다는 점에 유의해야 합니다. 특히, 비슷한 기술적 특성을 가지고 있으면서 가격은 4~8배 저렴합니다. 또한 피에조 가속도계에 필요한 값비싸고 까다로운 충전 증폭기를 사용할 필요가 없습니다.

밸런싱 머신의 측정 시스템에 두 가지 유형의 가속도계가 모두 사용되는 경우 일반적으로 센서 신호의 하드웨어 통합(또는 이중 통합)이 수행됩니다.

그림 4.2. 정전용량 가속도계 AD 1, 조립된 모습.

그림 4.2. LLC "키네매틱스"(비브로메라)에서 제조한 정전식 가속도계 AD1

시장에서 널리 사용되는 정전식 가속도계 ADXL 345 보드(그림 4.3 참조)를 포함하는 이러한 센서는 피에조 가속도계에 비해 몇 가지 중요한 이점이 있다는 점에 유의해야 합니다. 특히, 비슷한 기술적 특성을 가지고 있으면서 가격은 4~8배 저렴합니다. 또한 피에조 가속도계에 필요한 값비싸고 까다로운 충전 증폭기를 사용할 필요가 없습니다.

그림 4.3. 정전식 가속도계 보드 ADXL 345.

이 경우 진동 가속도에 비례하는 초기 센서 신호는 그에 따라 진동 속도 또는 변위에 비례하는 신호로 변환됩니다. 진동 신호의 이중 적분 절차는 특히 저속 밸런싱 기계의 측정 시스템의 일부로 가속도계를 사용하는 경우, 밸런싱 중 로터 회전 주파수 범위가 120rpm 이하에 도달할 수 있는 경우와 관련이 있습니다. 밸런싱 기계의 측정 시스템에서 정전용량식 가속도계를 사용할 때는 통합 후 신호에 0.5~3Hz의 주파수 범위에서 나타나는 저주파 간섭이 포함될 수 있다는 점을 고려해야 합니다. 이로 인해 이러한 센서를 사용하려는 기계의 저주파수 밸런싱 범위가 제한될 수 있습니다.

4.1.2. 진동 속도 센서

4.1.2.1. 유도 진동 속도 센서.

이러한 센서에는 유도 코일과 자기 코어가 포함됩니다. 코일이 고정된 코어(또는 고정된 코일에 대한 코어)를 기준으로 진동할 때 코일에 전자기장이 유도되며, 그 전압은 센서의 가동 요소의 진동 속도에 정비례합니다. 유도성 센서의 변환 계수(Кпр)는 일반적으로 수십 또는 수백 mV/mm/sec에 달할 정도로 상당히 높습니다. 특히, Schenck 모델 T77 센서의 변환 계수는 80mV/mm/sec이며, IRD Mechanalysis 모델 544M 센서의 경우 40mV/mm/sec입니다. 일부 경우(예: Schenck 밸런싱 기계)에는 기계식 증폭기가 있는 특수 고감도 유도 진동 속도 센서가 사용되며, 이 경우 Кпр은 1000mV/mm/sec를 초과할 수 있습니다. 밸런싱 기계의 측정 시스템에 유도 진동 속도 센서를 사용하는 경우 진동 속도에 비례하는 전기 신호를 하드웨어적으로 통합하여 진동 변위에 비례하는 신호로 변환할 수도 있습니다.

그림 4.4. IRD 메카니컬리시스 모델 544M 센서.

그림 4.5. Schenck의 T77 센서 모델

생산의 노동 강도로 인해 유도 진동 속도 센서는 매우 희소하고 값 비싼 품목이라는 점에 유의해야합니다. 따라서 이러한 센서의 명백한 장점에도 불구하고 아마추어 밸런싱 기계 제조업체는 거의 사용하지 않습니다.

4.2. 위상각 센서

평형 로터의 회전 각도와 진동 측정 과정을 동기화하기 위해 레이저(광전식) 또는 유도식 센서와 같은 위상각 센서가 사용됩니다. 이러한 센서는 국내외 제조업체에서 다양한 설계로 생산됩니다. 가격대는 약 40달러에서 200달러까지 상당히 다양합니다. 그림 4.11은 "Diamex"사에서 제조한 위상각 센서의 한 예입니다.

그림 4.11: "Diamex"사의 위상각 센서"

또 다른 예로, 그림 4.12는 LLC "Kinematics"(Vibromera)에서 구현한 모델을 보여주는데, 이 모델은 중국에서 제조된 DT 2234C 모델의 레이저 타코미터를 위상각 센서로 사용합니다. 이 센서의 분명한 장점은 다음과 같습니다:

• 넓은 작동 범위로 분당 2.5 ~ 99,999회의 로터 회전 주파수를 1 회전 이상의 분해능으로 측정할 수 있습니다;
• 디지털 디스플레이;
• 측정을 위한 타코미터 설정이 간편합니다;
• 경제성과 낮은 시장 비용;
• 밸런싱 머신의 측정 시스템에 통합하기 위한 수정이 상대적으로 간단합니다.

그림 4.12: 레이저 회전 속도계 모델 DT 2234C

어떤 이유로든 광학 레이저 센서를 사용하는 것이 바람직하지 않은 경우 앞서 언급한 ISAN E41A 모델 또는 다른 제조업체의 유사한 제품과 같은 유도성 비접촉 변위 센서로 대체할 수 있습니다.

4.3. 진동 센서의 신호 처리 기능

밸런싱 장비에서 진동 신호의 회전 성분의 진폭과 위상을 정밀하게 측정하려면 일반적으로 하드웨어와 소프트웨어 처리 도구의 조합이 사용됩니다. 이러한 도구를 사용하면

• 센서의 아날로그 신호에 대한 광대역 하드웨어 필터링;
• 센서의 아날로그 신호 증폭;
• 아날로그 신호의 적분 및/또는 이중 적분(필요한 경우);
• 트래킹 필터를 사용한 아날로그 신호의 협대역 필터링;
• 신호의 아날로그-디지털 변환;
• 디지털 신호의 동기식 필터링;
• 디지털 신호의 고조파 분석.

4.3.1. 광대역 신호 필터링

이 절차는 진동 센서 신호에서 장치의 주파수 범위의 하한과 상한 모두에서 발생할 수 있는 잠재적 간섭을 제거하는 데 필수적입니다. 밸런싱 기계의 측정 장치에는 대역 통과 필터의 하한을 2~3Hz, 상한을 50(100)Hz로 설정하는 것이 좋습니다. "하한" 필터링은 다양한 유형의 센서 측정 증폭기 출력에서 나타날 수 있는 저주파 노이즈를 억제하는 데 도움이 됩니다. "상한" 필터링은 주파수 조합 및 기계의 개별 기계 부품의 잠재적인 공진 진동으로 인한 간섭 가능성을 제거합니다.

4.3.2. 센서의 아날로그 신호 증폭

평형기계의 측정 시스템 감도를 높여야 할 필요가 있는 경우, 진동 센서에서 측정 장치 입력단으로 전달되는 신호를 증폭할 수 있습니다. 일정한 이득을 가진 표준 증폭기와 센서의 실제 신호 레벨에 따라 이득을 프로그래밍 방식으로 변경할 수 있는 다단 증폭기를 모두 사용할 수 있습니다. 프로그래밍 가능한 다단 증폭기의 예로는 LLC "L-Card"의 E154 또는 E14-140과 같은 전압 측정 변환기에 구현된 증폭기가 있습니다.

4.3.3. 통합

앞서 언급했듯이, 밸런싱 기계의 측정 시스템에서는 진동 센서 신호의 하드웨어 통합 및/또는 이중 통합이 권장됩니다. 따라서 진동 가속도에 비례하는 초기 가속도계 신호는 진동 속도(적분) 또는 진동 변위(이중 적분)에 비례하는 신호로 변환할 수 있습니다. 마찬가지로, 적분 후 진동 속도 센서 신호는 진동 변위에 비례하는 신호로 변환할 수 있습니다.

4.3.4. 추적 필터를 사용한 아날로그 신호의 협대역 필터링

평형기계의 측정 시스템에서 진동 신호 처리의 간섭을 줄이고 품질을 향상시키기 위해 협대역 추적 필터를 사용할 수 있습니다. 이러한 필터의 중심 주파수는 로터의 회전 센서 신호를 이용하여 평형 로터의 회전 주파수에 자동으로 맞춰집니다. MAXIM사의 MAX263, MAX264, MAX267, MAX268과 같은 최신 집적 회로를 사용하여 이러한 필터를 구현할 수 있습니다.

4.3.5. 신호의 아날로그-디지털 변환

아날로그-디지털 변환(ADC)은 진폭 및 위상 측정 시 진동 신호 처리 품질을 향상시키는 데 필수적인 과정입니다. 이 과정은 모든 최신 밸런싱 기계 측정 시스템에 구현되어 있습니다. 효과적인 ADC 구현의 예로는 LLC "L-Card"에서 제작한 E154 또는 E14-140형 전압 측정 변환기가 있으며, 이는 LLC "Kinematics"(Vibromera)에서 제조한 여러 밸런싱 기계 측정 시스템에 사용됩니다. 또한, LLC "Kinematics"(Vibromera)는 "Arduino" 컨트롤러 기반의 저렴한 마이크로프로세서 시스템, "Microchip"의 PIC18F4620 마이크로컨트롤러 및 유사한 장치를 사용하는 경험도 보유하고 있습니다.

4.1.2.2. 압전 가속도계를 기반으로 하는 진동 속도 센서

이러한 유형의 센서는 표준 압전 가속도계와 달리 하우징 내부에 전하 증폭기 및 적분기가 내장되어 있어 진동 속도에 비례하는 신호를 출력할 수 있습니다. 예를 들어, 국내 제조업체(ZETLAB사 및 Vibropribor 유한회사)에서 생산하는 압전 진동 속도 센서는 그림 4.6 및 4.7에 나타나 있습니다.

그림 4.6. ZETLAB(러시아)의 AV02 센서 모델

그림 4.7. Vibropribor LLC사의 DVST 2 모델 센서"

이러한 센서는 다양한 생산 업체 (국내외 모두)에서 제조되며 현재 특히 휴대용 진동 장비에서 널리 사용되고 있습니다. 이러한 센서의 가격은 상당히 높으며 국내 제조업체에서도 각각 20,000~30,000 루블에 달할 수 있습니다.

4.1.3. 변위 센서

밸런싱 장비의 측정 시스템에서는 비접촉식 변위 센서(정전식 또는 유도식)를 사용할 수 있습니다. 이러한 센서는 정적 모드로 작동하여 0Hz부터 진동 과정을 감지할 수 있습니다. 특히 회전 속도가 120rpm 이하인 저속 로터의 밸런싱에 효과적입니다. 이 센서의 변환 계수는 1000mV/mm 이상에 달하여 추가 증폭 없이도 높은 정확도와 해상도로 변위를 측정할 수 있습니다. 이러한 센서의 가장 큰 장점은 비교적 저렴한 가격으로, 일부 국내 제조업체의 경우 1000루블을 넘지 않습니다. 밸런싱 장비에 이러한 센서를 사용할 때는 센서의 감지 소자와 진동 물체 표면 사이의 공칭 작동 간격이 센서 코일의 직경에 의해 제한된다는 점을 고려해야 합니다. 예를 들어, 그림 4.8에 나타낸 "TEKO"사의 ISAN E41A 모델 센서의 경우, 지정된 작동 간격은 일반적으로 3.8~4mm이며, 이를 통해 진동하는 물체의 변위를 ±2.5mm 범위 내에서 측정할 수 있습니다.

그림 4.8. TEKO(러시아)의 유도 변위 센서 ISAN E41A 모델

4.1.4. 힘 센서

앞서 언급했듯이 힘 센서는 하드 베어링 밸런싱 머신에 설치된 측정 시스템에 사용됩니다. 이러한 센서는 특히 제조가 간단하고 비용이 상대적으로 저렴하기 때문에 일반적으로 압전 힘 센서입니다. 이러한 센서의 예는 그림 4.9와 4.10에 나와 있습니다.

그림 4.9. Kinematika LLC의 포스 센서 SD 1

그림 4.10: "STO Market"에서 판매하는 자동차 밸런싱 기계용 힘 센서"

국내외 다양한 생산업체에서 제조하는 스트레인 게이지 힘 센서는 하드 베어링 밸런싱 기계의 지지대에서 상대 변형을 측정하는 데에도 사용할 수 있습니다.

4.4. 균형 측정기 "밸런셋 2"의 측정 시스템 작동 구성도"

"밸런셋 2" 측정 시스템은 밸런싱 기계에 측정 및 연산 기능을 통합하는 현대적인 접근 방식을 제시합니다. 이 시스템은 영향 계수 방법을 사용하여 보정 추를 자동으로 계산하며 다양한 기계 구성에 적용할 수 있습니다.

이 시스템의 기능적 구성은 신호 조절, 아날로그-디지털 변환, 디지털 신호 처리 및 자동 계산 알고리즘을 포함합니다. 이 시스템은 2면 및 다중면 균형 조정 시나리오를 모두 높은 정밀도로 처리할 수 있습니다.

4.5. 로터 밸런싱에 사용되는 보정 가중치 매개변수 계산

보정 추의 계산은 로터가 다양한 평면에서 시험 추에 어떻게 반응하는지를 결정하는 영향 계수 방법을 기반으로 합니다. 이 방법은 모든 최신 밸런싱 시스템의 기본이며 강성 로터와 연성 로터 모두에 대해 정확한 결과를 제공합니다.

4.5.1. 이중 지지 로터의 균형을 맞추는 작업 및 해결 방법

이중 지지 로터(가장 일반적인 구성)의 경우, 균형 조정 작업에는 각 보정 평면에 대한 두 개의 보정 가중치를 결정하는 것이 포함됩니다. 영향 계수 방법은 다음과 같은 접근 방식을 사용합니다.

1. 초기 측정(실행 0): 추 없이 진동을 측정하세요
2. 첫 번째 시험 실행(실행 1): 1번 평면에 알려진 시험 무게를 추가하고 반응을 측정합니다.
3. 두 번째 시험 실행(실행 2): 시험 무게를 2번 평면으로 옮기고 반응을 측정합니다.
4. 계산: 소프트웨어는 측정된 반응을 기반으로 영구 보정 가중치를 계산합니다.

수학적 기초는 시험 중량의 영향과 두 평면에서 동시에 필요한 보정 사이의 관계를 나타내는 연립 선형 방정식을 푸는 것을 포함합니다.

그림 3.26 및 3.27 는 오거 밸런싱을 위한 특수 하드 베어링 기계와 원통형 로터용 범용 소프트 베어링 밸런싱 기계를 제조한 선반 베드 사용의 예를 보여줍니다. DIY 제조업체의 경우 이러한 솔루션을 사용하면 최소한의 시간과 비용으로 다양한 유형(하드 베어링 및 소프트 베어링 모두)의 지지대를 장착할 수 있는 밸런싱 머신의 견고한 지지 시스템을 만들 수 있습니다. 이 경우 제조업체의 주요 임무는 서포트 스탠드의 기반이 되는 기계 가이드의 기하학적 정밀도를 보장(필요한 경우 복원)하는 것입니다. DIY 생산 조건에서는 일반적으로 가이드의 필요한 기하학적 정확도를 복원하기 위해 미세 스크래핑이 사용됩니다.

그림 3.28 는 두 개의 채널로 구성된 조립형 침대의 버전을 보여줍니다. 이 베드의 제조에는 분리 가능한 볼트 연결부가 사용되어 추가적인 기술 작업 없이 조립 중에 베드의 변형을 최소화하거나 완전히 제거할 수 있습니다. 지정된 베드의 가이드의 적절한 기하학적 정확도를 보장하기 위해 사용된 채널의 상단 플랜지에 대한 기계적 가공(연삭, 미세 밀링)이 필요할 수 있습니다.

그림 3.29 및 3.30 두 개의 채널로 만들어진 용접 베드의 변형이 존재합니다. 이러한 베드의 제조 기술에는 용접 중에 발생하는 내부 응력을 완화하기 위한 열처리와 같은 일련의 추가 작업이 필요할 수 있습니다. 조립 베드와 마찬가지로 용접 베드 가이드의 적절한 기하학적 정확도를 보장하려면 사용된 채널의 상단 플랜지에 대한 기계적 가공(연삭, 미세 밀링)을 계획해야 합니다.

4.5.2. 다중 지지 로터의 동적 밸런싱을 위한 방법론

다중 지지 로터(베어링 포인트가 3개 또는 4개)는 더욱 복잡한 밸런싱 절차를 필요로 합니다. 각 지지점은 전체적인 동적 거동에 영향을 미치며, 보정 과정에서는 모든 평면 간의 상호 작용을 고려해야 합니다.

이 방법론은 2차원 접근법을 다음과 같이 확장합니다.

• 모든 지지점에서 진동 측정
• 여러 시험 중량 위치 사용
• 더 큰 규모의 선형 방정식 시스템 풀기
• 보정 가중치 분포 최적화

카르단 샤프트 및 이와 유사한 긴 로터의 경우, 이 접근 방식은 일반적으로 ISO 품질 등급 G6.3 이상에 해당하는 잔류 불균형 수준을 달성합니다.

4.5.3. 다중 지지 로터 밸런싱 계산기

3개 지지대 및 4개 지지대를 갖는 로터 구성에 특화된 계산 알고리즘이 개발되었습니다. 이러한 계산기는 Balanset-4 소프트웨어에 구현되어 있으며 복잡한 로터 형상을 자동으로 처리할 수 있습니다.

계산기는 다음을 고려합니다.

• 가변 지지 강성
• 보정면 간의 교차 결합
• 접근성을 위한 무게 배치 최적화
• 계산 결과 검증

5. 저울의 작동 및 정확도 점검을 위한 권장 사항

밸런싱 장비의 정확성과 신뢰성은 기계 부품의 기하학적 정확도, 지지대의 동적 특성, 측정 시스템의 작동 능력 등 여러 요인에 따라 달라집니다. 이러한 매개변수를 정기적으로 검증하면 일관된 밸런싱 품질을 보장하고 생산에 영향을 미치기 전에 잠재적인 문제를 파악할 수 있습니다.

5.1. 기계의 기하학적 정확도 확인

기하학적 정확도 검증에는 지지대 정렬, 가이드 평행도 및 스핀들 어셈블리의 동심도 검사가 포함됩니다. 이러한 검사는 초기 설정 시와 작동 중 주기적으로 수행하여 정확도가 유지되도록 해야 합니다.

5.2. 머신의 동적 특성 확인

동적 특성 검증은 지지대와 프레임 구성 요소의 고유 진동수를 측정하여 작동 주파수와 적절히 분리되었는지 확인하는 과정입니다. 이는 균형 정확도를 저해할 수 있는 공진 문제를 방지합니다.

5.3. 측정 시스템의 작동 기능 확인

측정 시스템 검증에는 센서 교정, 위상 정렬 검증 및 신호 처리 정확도 검사가 포함됩니다. 이를 통해 모든 작동 속도에서 진동 진폭과 위상을 안정적으로 측정할 수 있습니다.

5.4. ISO 20076-2007에 따른 정확도 특성 점검

ISO 20076-2007은 교정된 테스트 로터를 사용하여 밸런싱 기계의 정확도를 검증하기 위한 표준화된 절차를 제공합니다. 이러한 절차는 기계의 성능이 국제적으로 인정된 표준에 부합하는지 검증하는 데 도움이 됩니다.

문학

1. 레셰토프 DN (편집). "금속 절삭 공작 기계 공구의 세부 사항 및 메커니즘." 모스크바: 마시노스트로니에, 1972.
2. Kellenberger W. "원통형 표면의 나선형 연삭." 기계, 1963.
3. ISO 18855-94(ISO 281-89) "구름 베어링 - 동적 하중 등급 및 정격 수명""
4. ISO 17383-73 "평회전 벨트용 풀리""
5. ISO 1940-1-2007 "진동. 강성 회전체의 평형 품질에 대한 요구사항""
6. ISO 20076-2007 "밸런싱 기계 정확도 검증 절차""