DIY 밸런싱 머신

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   3. 밸런싱 기계의 기본 장치 및 메커니즘 구성에 대한 요구 사항 3.1. 베어링 3.1.1. 베어링 설계의 이론적 기초

이전 섹션에서는 밸런싱 머신을 위한 소프트 베어링 및 하드 베어링 지지대의 주요 설계 실행에 대해 자세히 설명했습니다. 설계자가 이러한 지지대를 설계하고 제조할 때 고려해야 하는 중요한 매개변수는 진동 고유 주파수입니다. 이는 기계의 측정 및 컴퓨팅 시스템에서 보정 분동의 파라미터를 계산하기 위해 지지대의 진동 진폭(주기적 변형)뿐만 아니라 진동 위상도 측정해야 하기 때문에 중요합니다.

지지대의 고유 진동수가 밸런스드 로터의 회전 주파수(지지대 공진)와 일치하는 경우 진동의 진폭과 위상을 정확하게 측정하는 것은 사실상 불가능합니다. 이는 밸런스드 로터의 회전 주파수에 따른 지지대 진동의 진폭 및 위상 변화를 보여주는 그래프에 명확하게 설명되어 있습니다(그림 3.1 참조).

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.

위의 그래프는 하드 베어링 기계의 경우 로터의 작동 주파수 상한이 지지대의 고유 주파수보다 (최소한) 2~3배 낮아야 한다는 이전 권장 사항을 확인시켜 줍니다. 소프트 베어링 기계의 경우, 밸런스드 로터의 허용 작동 주파수의 하한은 지지대의 고유 진동수보다 (최소한) 2-3배 높아야 합니다.

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

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        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.

fo=2π1MK(3.1)

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

M=Mo+nMr(3.2) 여기서 Mo는 지지대의 움직이는 부분의 질량(kg), Mr은 밸런싱된 로터의 질량(kg), n은 밸런싱에 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).

K=ΔLP(3.3) 여기서 ΔL은 지지대의 변형(미터), P는 뉴턴 단위의 정적 힘입니다.

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.

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           3. 밸런싱 기계의 기본 장치 및 메커니즘 구성에 대한 요구 사항 3.1. 베어링 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:

    

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        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 변환된 다음 스펙트럼 분석기의 입력과 같은 측정 기기로 전송됩니다. 이 기기는 시간 함수와 감쇠 진동 과정의 스펙트럼을 기록하며(그림 3.4 참조), 이를 분석하여 물체의 고유 진동 주파수(주파수)를 결정할 수 있습니다.

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                      그림 3.4. 물체의 자연 진동 측정 및 기록 다이어그램

대부분의 최신 진동 측정기와 마찬가지로 "Balanset" 시리즈 측정 시스템은 진동이 충격으로 여기될 때 물체(예: 밸런싱 기계의 지지대)의 고유 진동수를 측정하는 데 사용할 수 있습니다. "Balanset" 시리즈 장치에서 이 절차는 장치의 추가 기능 모드인 "그래프"에서 수행할 수 있습니다. 스펙트럼" 또는 특수 모드인 "그래프. Impact"(최신 버전의 "Balanset 1" 소프트웨어에 포함되어 있음)에서 수행할 수 있습니다.

이 절차의 결과로 충격 여기 시 검사 대상 구조물에서 발생하는 시간 함수 및 감쇠 진동 스펙트럼 그래프가 있는 작업 창이 컴퓨터 화면에 표시됩니다. 이러한 그래프의 예는 그림 3.5에 나와 있습니다.

                              

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           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 "해안에서"진동의 진폭과 위상을 주기적으로 측정하여 지지대의 고유 주파수를 결정할 수 있습니다. 이 방법을 구현할 때 검사 기계에 설치된 로터는 처음에 최대 회전 속도까지 가속 된 후 드라이브가 분리되고 로터의 불균형과 관련된 교란 력의 주파수가 최대에서 정지 지점까지 점차 감소합니다.

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

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            3.1.4. 밸런싱 머신용 지지대 설계 및 제조를 위한 실용적인 권장 사항 3.1.4.1. 플랫 플레이트 스프링이 있는 소프트 베어링 기계

플랫 스프링으로 제작된 밸런싱 기계 지지대의 여러 가지 설계 변형은 위의 2.1절에서 논의되었으며 그림 2.7 - 2.9에 설명되어 있습니다. 당사의 정보에 따르면 이러한 설계는 드라이브 샤프트 밸런싱을 위한 기계에 가장 일반적으로 사용됩니다.

예를 들어, 고객 중 한 곳(LLC "Rost-Service", 상트페테르부르크)이 자체 기계 지지대를 제조할 때 사용하는 스프링 매개변수를 고려해 보겠습니다. 이 기계는 질량이 200kg을 초과하지 않는 2, 3, 4지지 드라이브 샤프트의 균형을 맞추기 위한 것이었습니다. 고객이 선택한 기계의 주축 및 피동 스핀들 지지대에 사용된 스프링의 기하학적 치수(높이 * 너비 * 두께)는 각각 300 * 300 * 300이었습니다.2003mm.

"Balanset 4" 기계의 표준 측정 시스템을 사용하여 충격 여기 방법으로 실험적으로 측정한 무부하 지지대의 고유 진동수는 11 - 12Hz로 확인되었습니다. 이러한 지지대의 고유 진동 주파수에서 밸런싱 중 밸런스 로터의 권장 회전 주파수는 22-24Hz(1320~1440RPM)보다 낮지 않아야 합니다.

동일한 제조업체가 중간 지지대에 사용한 플랫 스프링의 기하학적 치수는 각각 200입니다.2003mm. 또한 연구에 따르면 이러한 지지대의 고유 주파수는 13~14Hz에 달해 더 높았습니다.

테스트 결과를 바탕으로 기계 제조업체는 스핀들과 중간 지지대의 고유 주파수를 정렬(균등화)하라는 조언을 받았습니다. 이렇게 하면 밸런싱 중에 드라이브 샤프트의 작동 회전 주파수 범위를 쉽게 선택할 수 있고 공진 진동 영역으로 들어가는 지지대로 인해 측정 시스템 판독값이 불안정해질 가능성을 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:

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              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.

소프트 베어링 기계 지지대용 플랫 스프링은 리프 스프링 또는 고품질 합금강으로 만들어야 합니다. 항복 강도가 낮은 일반 구조용 강철을 사용하면 작동 중 정적 및 동적 하중 하에서 잔류 변형이 발생하여 기계의 기하학적 정확도가 저하되고 지지 안정성이 떨어질 수 있으므로 권장되지 않습니다.

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 사용한 밸런싱 머신의 구조적 구현 예는 그림 2.1 - 2.5(섹션 2.1 참조)와 이 섹션의 그림 3.7 및 3.8에 나와 있습니다.

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

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

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.

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

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3.1.4.4. 기계용 하드 베어링 지지대 고객과의 광범위한 경험에서 알 수 있듯이, 최근 자체 제작 밸런서 제조업체의 상당수가 견고한 지지대가 있는 하드 베어링 기계를 선호하기 시작했습니다. 섹션 2.2의 그림 2.16 - 2.18은 이러한 지지대를 사용하는 기계의 다양한 구조 설계 사진을 보여줍니다. 한 고객이 기계 제작을 위해 개발한 강성 서포트의 일반적인 스케치는 그림 3.10에 나와 있습니다. 이 서포트는 P자형 홈이 있는 평평한 강판으로 구성되며, 일반적으로 서포트를 "강성" 및 "유연성" 부분으로 나눕니다. 불균형 힘의 영향으로 서포트의 "유연한" 부분은 "단단한" 부분에 비해 변형될 수 있습니다. 지지대의 두께, 홈의 깊이, 지지대의 "유연한" 부분과 "단단한" 부분을 연결하는 브리지의 폭에 따라 결정되는 이 변형의 크기는 기계 측정 시스템의 적절한 센서를 사용하여 측정할 수 있습니다. 이러한 서포트의 횡방향 강성을 계산하는 방법이 없기 때문에 P자형 홈의 깊이 h, 브리지의 폭 t, 서포트의 두께 r(그림 3.10 참조)을 고려하여 이러한 설계 매개 변수는 일반적으로 개발자가 실험적으로 결정합니다.

        

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          그림 3.10. 밸런싱 머신용 하드 베어링 지지대 스케치

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그림 3.11과 3.12에는 고객의 자체 기계용으로 제작된 다양한 서포트의 구현을 보여주는 사진이 나와 있습니다. 기계 제조업체인 여러 고객으로부터 얻은 데이터를 요약하면 다양한 크기와 부하 용량의 기계에 맞게 설정된 지지대 두께에 대한 요구 사항을 공식화할 수 있습니다. 예를 들어 무게가 0.1 ~ 50-100kg인 로터의 균형을 맞추기 위한 기계의 경우 지지대의 두께는 20mm가 될 수 있습니다.

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

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

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        균형 잡힌 로터 질량이 300~500kg을 초과하지 않는 기계의 경우 지지대의 두께를 30~40mm까지 늘릴 수 있으며, 최대 질량이 1000~3000kg인 로터의 균형을 맞추도록 설계된 기계의 경우 지지대의 두께가 50~60mm 이상에 달할 수 있습니다. 위에서 언급한 지지대의 동적 특성 분석에서 알 수 있듯이 횡면("유연" 및 "강성" 부품의 상대적 변형을 측정하는 평면)에서 측정된 고유 진동 주파수는 일반적으로 100Hz 이상을 초과합니다. 균형 잡힌 로터의 회전축과 일치하는 방향에서 측정된 정면 평면에서 하드 베어링 지지대의 고유 진동 주파수는 일반적으로 상당히 낮습니다. 그리고 기계에서 균형 잡힌 회전 로터의 작동 주파수 범위의 상한을 결정할 때 주로 고려해야 하는 것은 이러한 주파수입니다. 위에서 언급했듯이 이러한 주파수의 결정은 섹션 3.1에 설명된 충격 여기 방법으로 수행할 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:

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

유사한 지지 어셈블리(위 그림 3.8 참조)는 예를 들어 자동차 터빈의 균형을 맞추기 위해 G. Glazov가 자신의 기계에서 구현했습니다. 불소수지(그림 3.14 참조)로 만들어진 프리즘 지지 어셈블리의 원래 기술 솔루션은 LLC "Technobalance"에서 제안했습니다.

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              그림 3.14. LLC "테크노밸런스"의 프리즘 지지 어셈블리

이 특정 지지 어셈블리는 두 개의 원통형 슬리브 1과 2를 사용하여 형성되며, 서로 비스듬히 설치되고 지지 축에 고정됩니다. 균형 잡힌 로터는 실린더의 발전 라인을 따라 슬리브의 표면과 접촉하여 로터 샤프트와 지지대 사이의 접촉 면적을 최소화하여 결과적으로 지지대의 마찰력을 줄입니다. 필요한 경우 로터 샤프트와의 접촉 영역에서 지지대 표면이 마모되거나 손상된 경우 슬리브를 축을 중심으로 일정 각도 회전하여 마모 보정 가능성을 제공합니다. 비금속 재료로 만들어진 지지 어셈블리를 사용할 때는 균형 잡힌 로터를 기계 본체에 접지 할 수있는 구조적 가능성을 제공해야 작동 중에 강력한 정전기가 발생할 위험을 제거 할 수 있다는 점에 유의해야합니다. 이는 첫째, 기계의 측정 시스템 성능에 영향을 줄 수 있는 전기적 간섭과 장애를 줄이는 데 도움이 되며, 둘째, 정전기의 작용으로 인해 사람이 영향을 받을 위험을 제거합니다.

3.2.1.2. 롤러 지지 어셈블리 이러한 어셈블리는 일반적으로 질량이 50킬로그램을 초과하는 로터의 밸런싱을 위해 설계된 기계의 지지대에 설치됩니다. 이 어셈블리를 사용하면 프리즘 지지대에 비해 지지대의 마찰력이 크게 감소하여 균형 로터의 회전을 용이하게 합니다. 예를 들어 그림 3.15는 롤러가 제품의 위치 지정에 사용되는 지지 어셈블리의 설계 변형을 보여줍니다. 이 설계에서는 표준 롤링 베어링이 롤러 1과 2로 사용되며, 외부 링은 기계의 지지대 본체 3에 고정된 고정 축에서 회전합니다. 그림 3.16은 자체 제작한 밸런싱 기계 제조업체 중 한 곳에서 프로젝트에 구현한 롤러 지지 어셈블리의 보다 복잡한 설계 스케치를 보여줍니다. 그림에서 볼 수 있듯이 롤러의 하중 용량을 늘리기 위해 (결과적으로 전체적으로 지지 어셈블리) 한 쌍의 구름 베어링 1과 2가 롤러 본체 3에 설치됩니다. 이 설계의 실제 구현은 모든 명백한 장점에도 불구하고 재료의 기하학적 정확성 및 기계적 특성에 대한 매우 높은 요구 사항이 부과되는 롤러 본체 (3)의 독립적 인 제작 필요성과 관련하여 다소 복잡한 작업 인 것으로 보입니다.

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                 그림 3.15. 롤러 지지 어셈블리 설계의 예

     

              

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

그림 3.17은 LLC "Technobalance"의 전문가들이 개발한 자동 정렬 롤러 지지 어셈블리의 설계 변형을 보여줍니다. 이 설계에서 롤러의 자동 정렬 기능은 롤러에 두 개의 추가 자유도를 제공하여 롤러가 X축과 Y축을 중심으로 작은 각도로 움직일 수 있도록 함으로써 달성됩니다. 이러한 지지 어셈블리는 균형 잡힌 로터를 설치할 때 높은 정밀도를 보장하며, 일반적으로 무거운 밸런싱 기계의 지지대에 사용하는 것이 좋습니다.

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                 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 이것은 잘 알려진 제조업체에서도 항상 달성되는 것은 아닙니다. 예를 들어, 저자가 밸런싱 머신 모델 H8V, 브랜드 "K. Shenk"의 예비 부품으로 구매한 새 롤러 지지 어셈블리 세트의 방사형 런아웃을 테스트하는 동안 롤러의 방사형 런아웃이 10-11미크론에 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 제조의 이론과 실제는 상당히 잘 발달되어 있으며 다양한 출판물에 반영되어 있으며, 그 중 "금속 절삭 공작 기계의 세부 사항 및 메커니즘"[1] 논문은 Eng. D.N. Reshetov가 편집한 "금속 절삭 공작 기계의 세부 사항 및 메커니즘"[1]은 개발자에게 가장 유용하고 접근하기 쉬운 책입니다.

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 작업 [1]의 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 3.19는 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.

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                  그림 3.18. 2베어링 밀링 머신 스핀들 스케치

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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.

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.

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

          

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

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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.

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.

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                   그림 3.22. 구동(후면) 스핀들의 설계 실행 예제

그림 3.22 는 기계의 구동(후면) 스핀들 어셈블리의 설계 변형을 나타내며, 구동 풀리와 리브가 필요하지 않으므로 선행 스핀들과는 차이가 있습니다.

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 스핀들 어셈블리를 지지대에 적절히 강성 및 정확하게 배치할 수 있는 다른 부착 방법도 사용할 수 있습니다.

그림 3.23 은 밸런싱 기계의 하드 베어링 지지대에 설치하는 데 사용할 수 있는 스핀들용 플랜지 마운팅 설계를 보여줍니다.

3.1.4.3. 원통형 스프링을 사용하여 만든 소프트 베어링 기계 지지대

지지대 설계에 원통형 압축 스프링이 사용되는 소프트 베어링 밸런싱 기계의 예는 다음과 같습니다. 그림 3.9. 이 설계 솔루션의 가장 큰 단점은 비대칭 로터의 균형을 맞출 때 지지대에 가해지는 하중이 불균일할 경우 발생하는 전면 및 후면 지지대의 스프링 변형량 차이와 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.

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        그림 3.24. 스핀들의 강성 및 방사형 런아웃을 결정하는 데 사용되는 계산 방식 (3.4)

                                  $Y=P\ast$   + $\frac{1}{jB}$ * $\frac{{\left(c+g\right)}^2+jB/jA}{c²}$  ], 무화과 (3.4)

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      어디에:

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     3.2.1.3.4. 스핀들 회전에 대한 정확도 요구 사항 보장하기

회전 정확도는 위에서 설명한 강성과 함께 밸런싱 기계의 스핀들 어셈블리의 중요한 특성으로, 밸런싱 품질에 큰 영향을 미칠 수 있습니다. 실제로 스핀들의 회전 정확도는 다음과 같은 여러 요인에 직접적으로 좌우되는 것으로 나타났습니다:

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                                            $\Delta$ = ∆B + $\frac{g}{c}$ * (∆B + ∆A) (3.5)

           어디에:

      

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

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.

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

              

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

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.

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그림 3.28. 채널에서 조립된 베드 제작 예시

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.

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                그림 3.29. 채널에서 용접 베드 제작의 예

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            그림 3.30. 채널에서 용접 베드 제조 예시

최근에는 진동 감쇠 코팅이 된 폴리머 콘크리트로 만든 침대가 널리 사용되고 있습니다. 이 침대 제조 기술은 온라인에 잘 설명되어 있으며 DIY 제조업체에서 쉽게 구현할 수 있습니다. 상대적으로 단순하고 생산 비용이 저렴하기 때문에 이 침대는 금속 침대에 비해 몇 가지 주요 이점이 있습니다:

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그림 3.31. 폴리머 콘크리트로 만든 밸런싱 머신 베드의 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:

 

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마그네틱 스탠드 인사이즈-60-kgf

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반사 테이프

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디바이스

다이나믹 밸런서 "Balanset-1A" OEM

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