Balancing Machines with Your Own Hands

1. పరిచయం

(ఈ రచనను వ్రాయవలసిన అవసరం ఎందుకు వచ్చింది?)

LLC "కైనమాటిక్స్" ద్వారా తయారు చేయబడిన బ్యాలెన్సింగ్ పరికరాల వినియోగ నిర్మాణం యొక్క విశ్లేషణ, వాటిలో సుమారు 30% బ్యాలెన్సింగ్ మెషిన్‌లు మరియు/లేదా స్టాండ్‌ల కోసం స్థిరమైన కొలిచే మరియు కంప్యూటింగ్ సిస్టమ్‌ల కోసం కొనుగోలు చేయబడిందని వెల్లడిస్తుంది. మా పరికరాల యొక్క రెండు సమూహాల వినియోగదారులను (కస్టమర్లు) గుర్తించడం సాధ్యమవుతుంది.

మొదటి సమూహంలో బ్యాలెన్సింగ్ మెషీన్ల యొక్క భారీ ఉత్పత్తి మరియు వాటిని బాహ్య వినియోగదారులకు విక్రయించడంలో నైపుణ్యం కలిగిన సంస్థలు ఉన్నాయి. ఈ సంస్థలు వివిధ రకాల బ్యాలెన్సింగ్ మెషీన్‌ల రూపకల్పన, తయారీ మరియు నిర్వహణలో లోతైన జ్ఞానం మరియు విస్తృతమైన అనుభవం ఉన్న అధిక అర్హత కలిగిన నిపుణులను నియమించుకుంటాయి. ఈ వినియోగదారుల సమూహంతో పరస్పర చర్యలలో తలెత్తే సవాళ్లు చాలా తరచుగా మా కొలిచే సిస్టమ్‌లు మరియు సాఫ్ట్‌వేర్‌లను ఇప్పటికే ఉన్న లేదా కొత్తగా అభివృద్ధి చేసిన మెషీన్‌లకు వాటి నిర్మాణాత్మక అమలు సమస్యలను పరిష్కరించకుండా వాటికి అనుగుణంగా ఉంటాయి.

రెండవ సమూహం వారి స్వంత అవసరాల కోసం యంత్రాలను (స్టాండ్‌లు) అభివృద్ధి చేసే మరియు తయారు చేసే వినియోగదారులను కలిగి ఉంటుంది. స్వతంత్ర తయారీదారులు తమ సొంత ఉత్పత్తి ఖర్చులను తగ్గించాలనే కోరికతో ఈ విధానం ఎక్కువగా వివరించబడింది, కొన్ని సందర్భాల్లో ఇది రెండు నుండి మూడు రెట్లు లేదా అంతకంటే ఎక్కువ తగ్గుతుంది. ఈ వినియోగదారుల సమూహం తరచుగా యంత్రాలను రూపొందించడంలో సరైన అనుభవం కలిగి ఉండదు మరియు సాధారణంగా ఇంగితజ్ఞానం, ఇంటర్నెట్ నుండి సమాచారం మరియు వారి పనిలో అందుబాటులో ఉన్న ఏవైనా అనలాగ్‌ల వినియోగంపై ఆధారపడుతుంది.

వారితో సంభాషించడం అనేక ప్రశ్నలను లేవనెత్తుతుంది, ఇది బ్యాలెన్సింగ్ మెషీన్ల కొలిచే వ్యవస్థల గురించి అదనపు సమాచారంతో పాటు, యంత్రాల నిర్మాణ అమలు, ఫౌండేషన్‌పై వాటి సంస్థాపన పద్ధతులు, డ్రైవ్‌ల ఎంపికకు సంబంధించిన అనేక రకాల సమస్యలను కవర్ చేస్తుంది. సరైన బ్యాలెన్సింగ్ ఖచ్చితత్వాన్ని సాధించడం మొదలైనవి.

Considering the significant interest shown by a large group of our consumers in the issues of independently manufacturing balancing machines, specialists from LLC "Kinematics" (Vibromera) have prepared a compilation with comments and recommendations on the most frequently asked questions.

2. బ్యాలెన్సింగ్ మెషీన్ల రకాలు (స్టాండ్స్) మరియు వాటి డిజైన్ ఫీచర్లు

బ్యాలెన్సింగ్ మెషిన్ అనేది వివిధ ప్రయోజనాల కోసం రోటర్ల యొక్క స్టాటిక్ లేదా డైనమిక్ అసమతుల్యతను తొలగించడానికి రూపొందించబడిన సాంకేతిక పరికరం. ఇది బ్యాలెన్స్‌డ్ రోటర్‌ను నిర్దిష్ట భ్రమణ ఫ్రీక్వెన్సీకి వేగవంతం చేసే మెకానిజం మరియు రోటర్ యొక్క అసమతుల్యతను భర్తీ చేయడానికి అవసరమైన ద్రవ్యరాశిని మరియు సరైన బరువుల స్థానాన్ని నిర్ణయించే ప్రత్యేకమైన కొలిచే మరియు కంప్యూటింగ్ సిస్టమ్‌ను కలిగి ఉంటుంది.

యంత్రం యొక్క యాంత్రిక భాగం యొక్క నిర్మాణం సాధారణంగా బెడ్‌ఫ్రేమ్‌ను కలిగి ఉంటుంది, దానిపై మద్దతు పోస్ట్‌లు (బేరింగ్‌లు) వ్యవస్థాపించబడతాయి. ఇవి సమతుల్య ఉత్పత్తిని (రోటర్) మౌంట్ చేయడానికి ఉపయోగించబడతాయి మరియు రోటర్‌ను తిప్పడానికి ఉద్దేశించిన డ్రైవ్‌ను కలిగి ఉంటాయి. ఉత్పత్తి తిరిగేటప్పుడు నిర్వహించబడే బ్యాలెన్సింగ్ ప్రక్రియలో, కొలిచే వ్యవస్థ యొక్క సెన్సార్‌లు (వీటి రకం యంత్రం రూపకల్పనపై ఆధారపడి ఉంటుంది) బేరింగ్‌లలో కంపనాలు లేదా బేరింగ్‌ల వద్ద శక్తులను నమోదు చేస్తాయి.

ఈ పద్ధతిలో పొందిన డేటా అసమతుల్యతను భర్తీ చేయడానికి అవసరమైన దిద్దుబాటు బరువుల యొక్క ద్రవ్యరాశి మరియు సంస్థాపన స్థానాలను నిర్ణయించడానికి అనుమతిస్తుంది.

ప్రస్తుతం, రెండు రకాల బ్యాలెన్సింగ్ మెషిన్ (స్టాండ్) డిజైన్‌లు అత్యంత ప్రబలంగా ఉన్నాయి:

• సాఫ్ట్ బేరింగ్ యంత్రాలు (అనువైన మద్దతుతో);
• హార్డ్ బేరింగ్ యంత్రాలు (దృఢమైన మద్దతుతో).

2.1 సాఫ్ట్ బేరింగ్ యంత్రాలు మరియు స్టాండ్‌లు

సాఫ్ట్ బేరింగ్ బ్యాలెన్సింగ్ మెషీన్‌ల (స్టాండ్‌లు) యొక్క ప్రాథమిక లక్షణం ఏమిటంటే అవి స్ప్రింగ్ సస్పెన్షన్‌లు, స్ప్రింగ్-మౌంటెడ్ క్యారేజీలు, ఫ్లాట్ లేదా స్థూపాకార స్ప్రింగ్ సపోర్ట్‌లు మొదలైన వాటి ఆధారంగా తయారు చేయబడిన సాపేక్షంగా అనువైన మద్దతులను కలిగి ఉంటాయి. ఈ మద్దతుల యొక్క సహజ ఫ్రీక్వెన్సీ కనీసం 2. వాటిపై అమర్చిన సమతుల్య రోటర్ యొక్క భ్రమణ ఫ్రీక్వెన్సీ కంటే -3 రెట్లు తక్కువ. మెషిన్ మోడల్ DB-50 యొక్క మద్దతులో సౌకర్యవంతమైన సాఫ్ట్ బేరింగ్ మద్దతు యొక్క నిర్మాణాత్మక అమలు యొక్క ఒక క్లాసిక్ ఉదాహరణ చూడవచ్చు, దీని యొక్క ఛాయాచిత్రం మూర్తి 2.1లో చూపబడింది.

మూర్తి 2.1. బ్యాలెన్సింగ్ మెషిన్ మోడల్ DB-50 యొక్క మద్దతు.

మూర్తి 2.1లో చూపినట్లుగా, కదిలే ఫ్రేమ్ (స్లయిడర్) 2 స్ట్రిప్ స్ప్రింగ్‌లపై సస్పెన్షన్‌ను ఉపయోగించి మద్దతు యొక్క స్థిర పోస్ట్‌లు 1కి జోడించబడింది 3. మద్దతుపై వ్యవస్థాపించిన రోటర్ యొక్క అసమతుల్యత వలన ఏర్పడే సెంట్రిఫ్యూగల్ ఫోర్స్ ప్రభావంతో, క్యారేజ్ (స్లయిడర్) 2 నిశ్చల పోస్ట్ 1కి సంబంధించి క్షితిజ సమాంతర డోలనాలను చేయగలదు, వీటిని వైబ్రేషన్ సెన్సార్ ఉపయోగించి కొలుస్తారు.

ఈ మద్దతు యొక్క నిర్మాణాత్మక అమలు క్యారేజ్ డోలనాల యొక్క తక్కువ సహజ ఫ్రీక్వెన్సీని సాధించడాన్ని నిర్ధారిస్తుంది, ఇది దాదాపు 1-2 Hz ఉంటుంది. ఇది 200 RPM నుండి ప్రారంభమయ్యే దాని భ్రమణ పౌనఃపున్యాల విస్తృత పరిధిలో రోటర్‌ను బ్యాలెన్స్ చేయడానికి అనుమతిస్తుంది. ఈ ఫీచర్, అటువంటి మద్దతులను తయారు చేయడంలో సాపేక్ష సరళతతో పాటు, వివిధ ప్రయోజనాల కోసం వారి స్వంత అవసరాల కోసం బ్యాలెన్సింగ్ మెషీన్‌లను తయారు చేసే మా వినియోగదారులలో చాలా మందికి ఈ డిజైన్‌ను ఆకర్షణీయంగా చేస్తుంది.

Figure 2.2. Soft Bearing Support of the Balancing Machine, Manufactured by "Polymer LTD", Makhachkala

మూర్తి 2.2 మఖచ్కలలోని "పాలిమర్ LTD"లో అంతర్గత అవసరాల కోసం తయారు చేయబడిన సస్పెన్షన్ స్ప్రింగ్‌ల నుండి తయారు చేయబడిన మద్దతుతో సాఫ్ట్ బేరింగ్ బ్యాలెన్సింగ్ మెషిన్ యొక్క ఛాయాచిత్రాన్ని చూపుతుంది. పాలిమర్ పదార్థాల ఉత్పత్తిలో ఉపయోగించే రోలర్లను బ్యాలెన్సింగ్ చేయడానికి ఈ యంత్రం రూపొందించబడింది.

మూర్తి 2.3 ప్రత్యేక సాధనాలను బ్యాలెన్సింగ్ చేయడానికి ఉద్దేశించిన క్యారేజ్ కోసం ఒకే విధమైన స్ట్రిప్ సస్పెన్షన్‌తో బ్యాలెన్సింగ్ మెషిన్ యొక్క ఛాయాచిత్రాన్ని కలిగి ఉంటుంది.

గణాంకాలు 2.4.a మరియు 2.4.b డ్రైవ్ షాఫ్ట్‌లను బ్యాలెన్సింగ్ చేయడానికి ఇంట్లో తయారుచేసిన సాఫ్ట్ బేరింగ్ మెషిన్ యొక్క ఛాయాచిత్రాలను చూపండి, దీని మద్దతు స్ట్రిప్ సస్పెన్షన్ స్ప్రింగ్‌లను ఉపయోగించి తయారు చేయబడింది.

మూర్తి 2.5 టర్బోచార్జర్‌లను బ్యాలెన్సింగ్ చేయడానికి రూపొందించిన సాఫ్ట్ బేరింగ్ మెషీన్ యొక్క ఛాయాచిత్రాన్ని అందిస్తుంది, దాని క్యారేజీల మద్దతు స్ట్రిప్ స్ప్రింగ్‌లపై కూడా నిలిపివేయబడింది. A. షాగున్యాన్ (సెయింట్ పీటర్స్‌బర్గ్) యొక్క ప్రైవేట్ ఉపయోగం కోసం తయారు చేయబడిన యంత్రం, "బాలన్సెట్ 1" కొలిచే వ్యవస్థతో అమర్చబడింది.

తయారీదారు ప్రకారం (Fig. 2.6 చూడండి), ఈ యంత్రం 0.2 g*mm మించని అవశేష అసమతుల్యతతో టర్బైన్‌లను సమతుల్యం చేసే సామర్థ్యాన్ని అందిస్తుంది.

మూర్తి 2.3. స్ట్రిప్ స్ప్రింగ్స్‌పై సస్పెన్షన్‌తో బ్యాలెన్సింగ్ టూల్స్ కోసం సాఫ్ట్ బేరింగ్ మెషిన్

మూర్తి 2.4.a. డ్రైవ్ షాఫ్ట్‌లను బ్యాలెన్సింగ్ చేయడానికి సాఫ్ట్ బేరింగ్ మెషిన్ (మెషిన్ అసెంబుల్డ్)

మూర్తి 2.4.బి. స్ట్రిప్ స్ప్రింగ్స్‌పై సస్పెండ్ చేయబడిన క్యారేజ్ సపోర్ట్‌లతో డ్రైవ్ షాఫ్ట్‌లను బ్యాలెన్సింగ్ చేయడానికి సాఫ్ట్ బేరింగ్ మెషిన్. (స్ప్రింగ్ స్ట్రిప్ సస్పెన్షన్‌తో లీడింగ్ స్పిండిల్ సపోర్ట్)

మూర్తి 2.5. స్ట్రిప్ స్ప్రింగ్స్‌పై మద్దతుతో టర్బోచార్జర్‌లను బ్యాలెన్సింగ్ చేయడానికి సాఫ్ట్ బేరింగ్ మెషిన్, ఎ. షాగున్యాన్ (సెయింట్ పీటర్స్‌బర్గ్) చేత తయారు చేయబడింది

Figure 2.6. Screen Copy of 'Balanset 1' Measuring System Showing the Results of Turbine Rotor Balancing on A. Shahgunyan's Machine

పైన చర్చించిన సాఫ్ట్ బేరింగ్ బ్యాలెన్సింగ్ మెషిన్ మద్దతు యొక్క క్లాసిక్ వెర్షన్‌తో పాటు, ఇతర నిర్మాణాత్మక పరిష్కారాలు కూడా విస్తృతంగా మారాయి.

మూర్తి 2.7 మరియు 2.8 feature photographs of balancing machines for drive shafts, whose supports are made based on flat (plate) springs. These machines were manufactured for the proprietary needs of the private enterprise "Dergacheva" and LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M"), respectively.

అటువంటి మద్దతుతో కూడిన సాఫ్ట్ బేరింగ్ బ్యాలెన్సింగ్ మెషీన్లు వాటి సాపేక్ష సరళత మరియు ఉత్పాదకత కారణంగా తరచుగా ఔత్సాహిక తయారీదారులచే పునరుత్పత్తి చేయబడతాయి. ఈ నమూనాలు సాధారణంగా "K" నుండి VBRF సిరీస్ యంత్రాలు. షెంక్" లేదా ఇలాంటి దేశీయ ఉత్పత్తి యంత్రాలు.

గణాంకాలు 2.7 మరియు 2.8లో చూపబడిన యంత్రాలు రెండు-మద్దతు, మూడు-మద్దతు మరియు నాలుగు-మద్దతు డ్రైవ్ షాఫ్ట్‌లను బ్యాలెన్స్ చేయడానికి రూపొందించబడ్డాయి. వారు ఒకే విధమైన నిర్మాణాన్ని కలిగి ఉన్నారు, వీటిలో:

• ఒక వెల్డెడ్ బెడ్‌ఫ్రేమ్ 1, క్రాస్ రిబ్స్ ద్వారా కనెక్ట్ చేయబడిన రెండు I-కిరణాల ఆధారంగా;
• ఒక స్థిర (ముందు) కుదురు మద్దతు 2;
• ఒక కదిలే (వెనుక) కుదురు మద్దతు 3;
• ఒకటి లేదా రెండు కదిలే (ఇంటర్మీడియట్) మద్దతు 4. మెషీన్‌లో బ్యాలెన్స్‌డ్ డ్రైవ్ షాఫ్ట్ 7ని మౌంట్ చేయడానికి ఉద్దేశించిన 2 మరియు 3 హౌస్ స్పిండిల్ యూనిట్‌లు 5 మరియు 6కి మద్దతు ఇస్తుంది.

Figure 2.7. Soft Bearing Machine for Balancing Drive Shafts by Private Enterprise "Dergacheva" with Supports on Flat (Plate) Springs

Figure 2.8. Soft Bearing Machine for Balancing Drive Shafts by LLC "Tatcardan" ("Kinetics-M") with Supports on Flat Springs

వైబ్రేషన్ సెన్సార్లు 8 అన్ని మద్దతులపై వ్యవస్థాపించబడ్డాయి, ఇవి మద్దతు యొక్క విలోమ డోలనాలను కొలవడానికి ఉపయోగించబడతాయి. మద్దతు 2 పై మౌంట్ చేయబడిన ప్రముఖ కుదురు 5, బెల్ట్ డ్రైవ్ ద్వారా ఎలక్ట్రిక్ మోటారు ద్వారా తిప్పబడుతుంది.

గణాంకాలు 2.9.a మరియు 2.9.b బ్యాలెన్సింగ్ మెషిన్ యొక్క మద్దతు యొక్క ఛాయాచిత్రాలను చూపించు, ఇది ఫ్లాట్ స్ప్రింగ్‌లపై ఆధారపడి ఉంటుంది.

మూర్తి 2.9. ఫ్లాట్ స్ప్రింగ్స్‌తో సాఫ్ట్ బేరింగ్ బ్యాలెన్సింగ్ మెషిన్ సపోర్ట్

• ఎ) సైడ్ వ్యూ;
• బి) ముందు వీక్షణ

ఔత్సాహిక తయారీదారులు తమ డిజైన్లలో ఇటువంటి మద్దతును తరచుగా ఉపయోగిస్తున్నందున, వారి నిర్మాణం యొక్క లక్షణాలను మరింత వివరంగా పరిశీలించడం ఉపయోగకరంగా ఉంటుంది. మూర్తి 2.9.aలో చూపిన విధంగా, ఈ మద్దతు మూడు ప్రధాన భాగాలను కలిగి ఉంటుంది:

• దిగువ మద్దతు ప్లేట్ 1: ముందు కుదురు మద్దతు కోసం, ప్లేట్ గైడ్‌లకు కఠినంగా జతచేయబడుతుంది; ఇంటర్మీడియట్ సపోర్ట్‌లు లేదా రియర్ స్పిండిల్ సపోర్ట్‌ల కోసం, దిగువ ప్లేట్ ఫ్రేమ్ గైడ్‌ల వెంట కదలగల క్యారేజ్‌గా రూపొందించబడింది.
• ఎగువ మద్దతు ప్లేట్ 2, మద్దతు యూనిట్లు మౌంట్ చేయబడిన దానిపై (రోలర్ మద్దతు 4, కుదురులు, ఇంటర్మీడియట్ బేరింగ్లు మొదలైనవి).
• రెండు ఫ్లాట్ స్ప్రింగ్స్ 3, దిగువ మరియు ఎగువ బేరింగ్ ప్లేట్లను కలుపుతోంది.

ఆపరేషన్ సమయంలో మద్దతు యొక్క పెరిగిన కంపన ప్రమాదాన్ని నివారించడానికి, ఇది సమతుల్య రోటర్ యొక్క త్వరణం లేదా క్షీణత సమయంలో సంభవించవచ్చు, మద్దతులో లాకింగ్ మెకానిజం ఉండవచ్చు (Fig. 2.9.b చూడండి). ఈ మెకానిజం ఒక దృఢమైన బ్రాకెట్ 5ని కలిగి ఉంటుంది, ఇది మద్దతు యొక్క ఫ్లాట్ స్ప్రింగ్‌లలో ఒకదానికి అనుసంధానించబడిన అసాధారణ లాక్ 6 ద్వారా నిమగ్నమై ఉంటుంది. లాక్ 6 మరియు బ్రాకెట్ 5 నిశ్చితార్థం అయినప్పుడు, మద్దతు లాక్ చేయబడుతుంది, త్వరణం మరియు క్షీణత సమయంలో పెరిగిన కంపన ప్రమాదాన్ని తొలగిస్తుంది.

ఫ్లాట్ (ప్లేట్) స్ప్రింగ్‌లతో తయారు చేయబడిన మద్దతులను రూపకల్పన చేసేటప్పుడు, యంత్ర తయారీదారు వారి సహజ డోలనాల యొక్క ఫ్రీక్వెన్సీని అంచనా వేయాలి, ఇది స్ప్రింగ్ల దృఢత్వం మరియు సమతుల్య రోటర్ యొక్క ద్రవ్యరాశిపై ఆధారపడి ఉంటుంది. ఈ పరామితిని తెలుసుకోవడం వలన డిజైనర్ రోటర్ యొక్క కార్యాచరణ భ్రమణ పౌనఃపున్యాల పరిధిని స్పృహతో ఎంచుకోవడానికి అనుమతిస్తుంది, బ్యాలెన్సింగ్ సమయంలో మద్దతు యొక్క ప్రతిధ్వనించే డోలనాల ప్రమాదాన్ని నివారించవచ్చు.

మద్దతు యొక్క డోలనాల యొక్క సహజ పౌనఃపున్యాలను లెక్కించడం మరియు ప్రయోగాత్మకంగా నిర్ణయించడం కోసం సిఫార్సులు, అలాగే బ్యాలెన్సింగ్ యంత్రాల యొక్క ఇతర భాగాలు, విభాగం 3లో చర్చించబడ్డాయి.

ముందుగా గుర్తించినట్లుగా, ఫ్లాట్ (ప్లేట్) స్ప్రింగ్‌లను ఉపయోగించి సపోర్ట్ డిజైన్ యొక్క సరళత మరియు తయారీ సామర్థ్యం వివిధ ప్రయోజనాల కోసం బ్యాలెన్సింగ్ మెషీన్‌ల ఔత్సాహిక డెవలపర్‌లను ఆకర్షిస్తుంది, వీటిలో క్రాంక్‌షాఫ్ట్‌లు, ఆటోమోటివ్ టర్బోచార్జర్ రోటర్లు మొదలైన వాటిని బ్యాలెన్సింగ్ చేసే యంత్రాలు ఉన్నాయి.

ఉదాహరణగా, గణాంకాలు 2.10.a మరియు 2.10.b టర్బోచార్జర్ రోటర్‌లను బ్యాలెన్సింగ్ చేయడానికి రూపొందించిన యంత్రం యొక్క సాధారణ వీక్షణ స్కెచ్‌ను ప్రదర్శిస్తాయి. ఈ యంత్రం తయారు చేయబడింది మరియు Penzaలోని LLC "SuraTurbo"లో అంతర్గత అవసరాల కోసం ఉపయోగించబడుతుంది.

2.10.ఎ. టర్బోచార్జర్ రోటర్స్ బ్యాలెన్సింగ్ కోసం యంత్రం (సైడ్ వ్యూ)

2.10.బి. టర్బోచార్జర్ రోటర్స్ బ్యాలెన్సింగ్ కోసం యంత్రం (ముందు మద్దతు వైపు నుండి చూడండి)

గతంలో చర్చించిన సాఫ్ట్ బేరింగ్ బ్యాలెన్సింగ్ మెషీన్‌లతో పాటు, సాపేక్షంగా సరళమైన సాఫ్ట్ బేరింగ్ స్టాండ్‌లు కొన్నిసార్లు సృష్టించబడతాయి. ఈ స్టాండ్‌లు తక్కువ ఖర్చుతో వివిధ ప్రయోజనాల కోసం రోటరీ మెకానిజమ్‌ల యొక్క అధిక-నాణ్యత బ్యాలెన్సింగ్‌ను అనుమతిస్తాయి.

Several such stands are reviewed below, built on the basis of a flat plate (or frame) set on cylindrical compression springs. These springs are usually selected such that the natural frequency of oscillations of the plate with the balanced mechanism installed on it is 2 to 3 times lower than the rotation frequency of this mechanism's rotor during balancing.

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 shows a photograph of a stand used for balancing vacuum pumps. This stand was developed to order by JSC "Measurement Plant".

Figure 2.12. Stand for Balancing Vacuum Pumps by JSC "Measurement Plant"

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.

For example, at sub-critical rotational frequencies, the residual imbalance of the pump rotor meets the requirements set for balance quality class G0.16 according to ISO 1940-1-2007 "Vibration. Requirements for the balance quality of rigid rotors. Part 1. Determination of permissible imbalance."

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

The quality of fan balancing achieved on such stands is quite high. According to specialists from "Atlant-project" LLC, on the stand designed by them based on recommendations from "Kinematics" LLC (see Fig. 2.14), the level of residual vibration achieved when balancing fans was 0.8 mm/sec. This is more than three times better than the tolerance set for fans in category BV5 according to ISO 31350-2007 "Vibration. Industrial fans. Requirements for produced vibration and balance quality."

Figure 2.14. Stand for Balancing Fan Impellers of Explosion-Proof Equipment by "Atlant-project" LLC, Podolsk

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 హార్డ్ బేరింగ్ యంత్రాలు

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.

Figure 2.15. Hard Bearing Balancing Machine by "K. Schenk"

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.

Let's consider some variations of Hard Bearing machines manufactured for the in-house needs of a number of consumers of the "Balanset" series instruments.

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. features a photograph of a highly specialized Hard Bearing machine used for balancing "screw" shafts. This machine was manufactured for in-house use at LLC "Ufatverdosplav".

చిత్రంలో చూసినట్లుగా, యంత్రం యొక్క స్పిన్-అప్ మెకానిజం సరళీకృత నిర్మాణాన్ని కలిగి ఉంది, ఇది క్రింది ప్రధాన భాగాలను కలిగి ఉంటుంది:

• వెల్డెడ్ ఫ్రేమ్ 1, మంచం వలె పనిచేస్తోంది;
• రెండు స్థిర మద్దతు 2, ఫ్రేమ్‌కు కఠినంగా పరిష్కరించబడింది;
• Electric motor 3, ఇది బ్యాలెన్స్‌డ్ షాఫ్ట్ (స్క్రూ) 5ని బెల్ట్ డ్రైవ్ ద్వారా నడుపుతుంది 4.

Figure 2.17.a. Hard Bearing Machine for Balancing Screw Shafts, Manufactured by LLC "Ufatverdosplav"

యంత్రం యొక్క 2 మద్దతులు T- ఆకారపు స్లాట్‌లతో నిలువుగా వ్యవస్థాపించబడిన స్టీల్ ప్లేట్లు. ప్రతి మద్దతు ఎగువన, రోలింగ్ బేరింగ్లను ఉపయోగించి తయారు చేయబడిన మద్దతు రోలర్లు ఉన్నాయి, దానిపై సమతుల్య షాఫ్ట్ 5 తిరుగుతుంది.

రోటర్ అసమతుల్యత చర్యలో సంభవించే మద్దతు యొక్క వైకల్పనాన్ని కొలిచేందుకు, ఫోర్స్ సెన్సార్లు 6 ఉపయోగించబడతాయి (Fig. 2.17.b చూడండి), ఇవి మద్దతు యొక్క స్లాట్లలో ఇన్స్టాల్ చేయబడతాయి. ఈ సెన్సార్‌లు "బాలన్‌సెట్ 1" పరికరానికి అనుసంధానించబడి ఉన్నాయి, ఇది ఈ మెషీన్‌లో కొలిచే మరియు కంప్యూటింగ్ సిస్టమ్‌గా ఉపయోగించబడుతుంది.

యంత్రం యొక్క స్పిన్-అప్ మెకానిజం యొక్క సాపేక్ష సరళత ఉన్నప్పటికీ, ఇది స్క్రూల యొక్క తగినంత అధిక-నాణ్యత బ్యాలెన్సింగ్‌ను అనుమతిస్తుంది, ఇది Fig. 2.17.a.లో చూసినట్లుగా, సంక్లిష్టమైన హెలికల్ ఉపరితలం కలిగి ఉంటుంది.

According to LLC "Ufatverdosplav," the initial unbalance of the screw was reduced by almost 50 times on this machine during the balancing process.

మూర్తి 2.17.బి. ఫోర్స్ సెన్సార్‌తో బ్యాలెన్సింగ్ స్క్రూ షాఫ్ట్‌ల కోసం హార్డ్ బేరింగ్ మెషిన్ సపోర్ట్

The achieved residual imbalance was 3552 g*mm (19.2 g at a radius of 185 mm) in the first plane of the screw, and 2220 g*mm (12.0 g at a radius of 185 mm) in the second plane. For a rotor weighing 500 kg and operating at a rotational frequency of 3500 RPM, this imbalance corresponds to class G6.3 according to ISO 1940-1-2007, which meets the requirements set forth in its technical documentation.

విభిన్న పరిమాణాల రెండు హార్డ్ బేరింగ్ బ్యాలెన్సింగ్ మెషీన్‌ల కోసం సపోర్టుల యొక్క ఏకకాల ఇన్‌స్టాలేషన్ కోసం ఒకే బేస్‌ను ఉపయోగించడంతో కూడిన అసలు డిజైన్ (Fig. 2.18 చూడండి), SV మోరోజోవ్ ప్రతిపాదించారు. తయారీదారు యొక్క ఉత్పత్తి ఖర్చులను తగ్గించడానికి అనుమతించే ఈ సాంకేతిక పరిష్కారం యొక్క స్పష్టమైన ప్రయోజనాలు:

• ఉత్పత్తి స్థలాన్ని ఆదా చేయడం;
• రెండు వేర్వేరు యంత్రాలను ఆపరేట్ చేయడానికి వేరియబుల్ ఫ్రీక్వెన్సీ డ్రైవ్‌తో ఒక ఎలక్ట్రిక్ మోటారును ఉపయోగించడం;
• రెండు వేర్వేరు యంత్రాలను నిర్వహించడానికి ఒక కొలిచే వ్యవస్థను ఉపయోగించడం.

Figure 2.18. Hard Bearing Balancing Machine ("Tandem"), Manufactured by S.V. Morozov

3. బ్యాలెన్సింగ్ మెషీన్స్ యొక్క ప్రాథమిక యూనిట్లు మరియు మెకానిజమ్స్ నిర్మాణం కోసం అవసరాలు

3.1 బేరింగ్లు

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 - Specific imbalance of the balanced rotor;
• 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.

where Mo​ is the mass of the moving part of the support in kg; Mr​ is the mass of the balanced rotor in kg; n is the number of machine supports involved in the balancing.

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).

where ΔL is the deformation of the support in meters; P is the static force in Newtons.

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.

In the "Balanset" series devices, the "Vibrometer" mode ("Balanset 1") or the "Balancing. Monitoring" mode ("Balanset 2C" and "Balanset 4") can be used to detect the natural frequencies of objects "on the coast," allowing cyclic measurements of amplitude and phase of vibration at the rotor's rotational frequency.

Furthermore, the "Balanset 1" software additionally includes a specialized "Graphs. Coasting" mode, which allows plotting graphs of changes in amplitude and phase of support vibrations on the coast as a function of changing rotation frequency, significantly facilitating the process of diagnosing resonances.

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).

The geometric dimensions of the flat springs used by the same manufacturer on the intermediate supports were respectively 200*200*3 mm. Moreover, as the studies showed, the natural frequencies of these supports were higher, reaching 13-14 Hz.

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. Hard Bearing Supports for Machines

As our extensive experience with clients shows, a significant portion of self-made balancer manufacturers have recently begun to prefer hard bearing machines with rigid supports. In section 2.2, Figures 2.16 – 2.18 depict photographs of various structural designs of machines employing such supports. A typical sketch of a rigid support, developed by one of our clients for their machine construction, is presented in Fig. 3.10. This support consists of a flat steel plate with a P-shaped groove, conventionally dividing the support into "rigid" and "flexible" parts. Under the influence of imbalance force, the "flexible" part of the support can deform relative to its "rigid" part. The magnitude of this deformation, determined by the thickness of the support, depth of the grooves, and width of the bridge connecting the "flexible" and "rigid" parts of the support, can be measured using appropriate sensors of the machine's measuring system. Due to the lack of a method for calculating the transverse stiffness of such supports, taking into account the depth h of the P-shaped groove, width t of the bridge, as well as the thickness of the support r (see Fig. 3.10), these design parameters are typically determined experimentally by developers.

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.

మూర్తి 3.26. బ్యాలెన్సింగ్ అగర్స్ కోసం హార్డ్ బేరింగ్ మెషీన్‌ను తయారు చేయడానికి ఉపయోగించిన లాత్ బెడ్‌ను ఉపయోగించడం ఉదాహరణ.

మూర్తి 3.27. బ్యాలెన్సింగ్ షాఫ్ట్‌ల కోసం సాఫ్ట్ బేరింగ్ మెషీన్‌ను తయారు చేయడానికి ఉపయోగించిన లాత్ బెడ్‌ను ఉపయోగించడం ఉదాహరణ.

మూర్తి 3.28. ఛానెల్‌ల నుండి అసెంబుల్డ్ బెడ్‌ను తయారు చేయడానికి ఉదాహరణ

మూర్తి 3.29. ఛానెల్‌ల నుండి వెల్డెడ్ బెడ్‌ను తయారు చేయడానికి ఉదాహరణ

మూర్తి 3.30. చానెల్స్ నుండి వెల్డెడ్ బెడ్ తయారీకి ఉదాహరణ

మూర్తి 3.31. పాలిమర్ కాంక్రీటుతో తయారు చేయబడిన బ్యాలెన్సింగ్ మెషిన్ బెడ్ యొక్క ఉదాహరణ

Typically, when manufacturing such beds, their top part is reinforced with steel inserts used as guides on which the support stands of the balancing machine are based. Recently, beds made from polymer concrete with vibration-damping coatings have become widely used. This technology for manufacturing beds is well described online and can be easily implemented by DIY manufacturers. Due to the relative simplicity and low cost of production, these beds have several key advantages over their metal counterparts:

• కంపన డోలనాల కోసం అధిక డంపింగ్ గుణకం;
• తక్కువ ఉష్ణ వాహకత, మంచం యొక్క కనిష్ట ఉష్ణ వైకల్యాన్ని నిర్ధారిస్తుంది;
• అధిక తుప్పు నిరోధకత;
• అంతర్గత ఒత్తిడి లేకపోవడం.

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. Hard Bearing Supports for Machines

As our extensive experience with clients shows, a significant portion of self-made balancer manufacturers have recently begun to prefer hard bearing machines with rigid supports. In section 2.2, Figures 2.16 – 2.18 depict photographs of various structural designs of machines employing such supports. A typical sketch of a rigid support, developed by one of our clients for their machine construction, is presented in Fig. 3.10. This support consists of a flat steel plate with a P-shaped groove, conventionally dividing the support into "rigid" and "flexible" parts. Under the influence of imbalance force, the "flexible" part of the support can deform relative to its "rigid" part. The magnitude of this deformation, determined by the thickness of the support, depth of the grooves, and width of the bridge connecting the "flexible" and "rigid" parts of the support, can be measured using appropriate sensors of the machine's measuring system. Due to the lack of a method for calculating the transverse stiffness of such supports, taking into account the depth h of the P-shaped groove, width t of the bridge, as well as the thickness of the support r (see Fig. 3.10), these design parameters are typically determined experimentally by developers.

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”.

Fig. 3.14. Prismatic Support Assembly by LLC "Technobalance"

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.

The practical implementation of these requirements is detailed in Section VI "Spindles and Their Supports" of work [1].

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.

Figure 3.23. Example of Design Execution of a Driven (Rear) Spindle

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. Calculating Spindle Stiffness and Radial Runout

For determining spindle rigidity and expected radial runout, formula 3.4 can be used (see calculation scheme in Figure 3.24):

where:

• Y - elastic displacement of the spindle at the end of the spindle console, cm;
• P - calculated load acting on the spindle console, kg;
• ఎ - rear bearing support of the spindle;
• B - front bearing support of the spindle;
• g - length of the spindle console, cm;
• సి - distance between supports A and B of the spindle, cm;
• J1 - మద్దతు మధ్య కుదురు విభాగం యొక్క జడత్వం యొక్క సగటు క్షణం, cm⁴;
• J2 - averaged moment of inertia of the spindle console section, cm⁴;
• jB and jA - stiffness of bearings for the front and rear supports of the spindle, respectively, kg/cm.

ఫార్ములా 3.4ని మార్చడం ద్వారా, కుదురు అసెంబ్లీ దృఢత్వం యొక్క కావలసిన లెక్కించిన విలువ jшп నిర్ణయించవచ్చు:

మీడియం-సైజ్ బ్యాలెన్సింగ్ మెషీన్‌ల కోసం పని [1] యొక్క సిఫార్సులను పరిగణనలోకి తీసుకుంటే, ఈ విలువ 50 kg/µm కంటే తక్కువ ఉండకూడదు.

For radial runout calculation, formula 3.5 is used:

where:

• ∆ అనేది స్పిండిల్ కన్సోల్ ముగింపులో రేడియల్ రనౌట్, µm;
• ∆B అనేది ఫ్రంట్ స్పిండిల్ బేరింగ్ యొక్క రేడియల్ రనౌట్, µm;
• ∆A అనేది వెనుక స్పిండిల్ బేరింగ్ యొక్క రేడియల్ రనౌట్, µm;
• g అనేది స్పిండిల్ కన్సోల్ పొడవు, cm;
• c అనేది కుదురు యొక్క A మరియు B మద్దతుల మధ్య దూరం, cm.

3.2.1.3.5. స్పిండిల్ బ్యాలెన్స్ అవసరాలను నిర్ధారించడం

బ్యాలెన్సింగ్ మెషీన్‌ల స్పిండిల్ అసెంబ్లీలు బాగా సమతుల్యంగా ఉండాలి, ఎందుకంటే ఏదైనా అసమతుల్యత రోటర్‌కు అదనపు లోపంగా బ్యాలెన్స్ చేయబడి బదిలీ చేయబడుతుంది. కుదురు యొక్క అవశేష అసమతుల్యత కోసం సాంకేతిక సహనాలను సెట్ చేసేటప్పుడు, సాధారణంగా దాని బ్యాలెన్సింగ్ యొక్క ఖచ్చితమైన తరగతి మెషీన్‌లో బ్యాలెన్స్ చేయబడిన ఉత్పత్తి కంటే కనీసం 1 - 2 తరగతులు ఎక్కువగా ఉండాలని సూచించబడుతుంది.

పైన చర్చించిన కుదురుల రూపకల్పన లక్షణాలను పరిగణనలోకి తీసుకుంటే, వారి బ్యాలెన్సింగ్ రెండు విమానాలలో నిర్వహించబడాలి.

3.2.1.3.6. స్పిండిల్ బేరింగ్స్ కోసం బేరింగ్ లోడ్ కెపాసిటీ మరియు మన్నిక అవసరాలను నిర్ధారించడం

స్పిండిల్స్ రూపకల్పన మరియు బేరింగ్ పరిమాణాలను ఎంచుకున్నప్పుడు, బేరింగ్ల యొక్క మన్నిక మరియు లోడ్ సామర్థ్యాన్ని ప్రాథమికంగా అంచనా వేయడం మంచిది. ఈ గణనలను నిర్వహించే పద్దతిని ISO 18855-94 (ISO 281-89) “రోలింగ్ బేరింగ్‌లు – డైనమిక్ లోడ్ రేటింగ్‌లు మరియు రేటింగ్ లైఫ్” [3], అలాగే అనేక (డిజిటల్‌తో సహా) రోలింగ్ బేరింగ్ హ్యాండ్‌బుక్‌లలో వివరించవచ్చు.

3.2.1.3.7. స్పిండిల్ బేరింగ్స్ యొక్క ఆమోదయోగ్యమైన తాపన కోసం అవసరాలను నిర్ధారించడం

పని నుండి సిఫార్సుల ప్రకారం [1], స్పిండిల్ బేరింగ్స్ యొక్క బయటి రింగుల గరిష్టంగా అనుమతించదగిన వేడి 70 ° C కంటే ఎక్కువ ఉండకూడదు. అయినప్పటికీ, అధిక-నాణ్యత బ్యాలెన్సింగ్ను నిర్ధారించడానికి, బయటి రింగుల యొక్క సిఫార్సు చేయబడిన వేడిని 40 - 45 ° C కంటే మించకూడదు.

3.2.1.3.8. బెల్ట్ డ్రైవ్ యొక్క రకాన్ని మరియు కుదురు కోసం డ్రైవ్ పుల్లీ రూపకల్పనను ఎంచుకోవడం

బ్యాలెన్సింగ్ మెషీన్ యొక్క డ్రైవింగ్ స్పిండిల్‌ను రూపకల్పన చేసేటప్పుడు, ఫ్లాట్ బెల్ట్ డ్రైవ్‌ను ఉపయోగించి దాని భ్రమణాన్ని నిర్ధారించడానికి ఇది సిఫార్సు చేయబడింది. స్పిండిల్ ఆపరేషన్ కోసం అటువంటి డ్రైవ్ యొక్క సరైన ఉపయోగం యొక్క ఉదాహరణ ప్రదర్శించబడింది గణాంకాలు 3.20 మరియు 3.23. V-బెల్ట్ లేదా టూత్ బెల్ట్ డ్రైవ్‌లను ఉపయోగించడం అవాంఛనీయమైనది, ఎందుకంటే అవి బెల్ట్‌లు మరియు పుల్లీలలోని రేఖాగణిత దోషాల కారణంగా కుదురుకు అదనపు డైనమిక్ లోడ్‌లను వర్తింపజేయవచ్చు, ఇది బ్యాలెన్సింగ్ సమయంలో అదనపు కొలత లోపాలకు దారితీస్తుంది. ఫ్లాట్ డ్రైవ్ బెల్ట్‌ల కోసం పుల్లీల కోసం సిఫార్సు చేయబడిన అవసరాలు ISO 17383- 73 “ఫ్లాట్ డ్రైవ్ బెల్ట్‌ల కోసం పుల్లీలు” [4]లో వివరించబడ్డాయి.

డ్రైవ్ కప్పి కుదురు వెనుక చివరలో ఉంచాలి, బేరింగ్ అసెంబ్లీకి వీలైనంత దగ్గరగా (కనీస సాధ్యమైన ఓవర్‌హాంగ్‌తో). చూపిన కుదురు తయారీలో చేసిన కప్పి యొక్క ఓవర్‌హాంగింగ్ ప్లేస్‌మెంట్ కోసం డిజైన్ నిర్ణయం మూర్తి 3.19, విజయవంతం కానిదిగా పరిగణించవచ్చు, ఎందుకంటే ఇది కుదురు మద్దతుపై పనిచేసే డైనమిక్ డ్రైవ్ లోడ్ యొక్క క్షణాన్ని గణనీయంగా పెంచుతుంది.

ఈ డిజైన్ యొక్క మరొక ముఖ్యమైన లోపము v- బెల్ట్ డ్రైవ్ యొక్క ఉపయోగం, దీని తయారీ మరియు అసెంబ్లీ దోషాలు కూడా కుదురుపై అవాంఛనీయమైన అదనపు లోడ్ యొక్క మూలంగా ఉంటాయి.

3.3 మంచం (ఫ్రేమ్)

మంచం అనేది బ్యాలెన్సింగ్ మెషిన్ యొక్క ప్రధాన సహాయక నిర్మాణం, దాని ప్రధాన అంశాలు మద్దతు పోస్ట్‌లు మరియు డ్రైవ్ మోటారుతో సహా ఆధారపడి ఉంటాయి. బ్యాలెన్సింగ్ మెషిన్ యొక్క బెడ్‌ను ఎంచుకున్నప్పుడు లేదా తయారుచేసేటప్పుడు, ఇది అవసరమైన దృఢత్వం, రేఖాగణిత ఖచ్చితత్వం, కంపన నిరోధకత మరియు దాని గైడ్‌ల నిరోధకత వంటి అనేక అవసరాలకు అనుగుణంగా ఉండేలా చూసుకోవాలి.

వారి స్వంత అవసరాల కోసం యంత్రాలను తయారు చేసేటప్పుడు, కింది బెడ్ ఎంపికలు సాధారణంగా ఉపయోగించబడుతున్నాయని ప్రాక్టీస్ చూపిస్తుంది:

• ఉపయోగించిన మెటల్ కట్టింగ్ మెషీన్ల నుండి తారాగణం ఇనుప పడకలు (లాత్స్, చెక్క పని, మొదలైనవి);
• చానెల్స్ ఆధారంగా సమావేశమైన పడకలు, బోల్ట్ కనెక్షన్లను ఉపయోగించి సమావేశమై;
• చానెల్స్ ఆధారంగా వెల్డింగ్ పడకలు;
• కంపన-శోషక పూతలతో పాలిమర్ కాంక్రీటు పడకలు.

మూర్తి 3.25. కార్డాన్ షాఫ్ట్‌లను బ్యాలెన్సింగ్ చేయడానికి ఒక యంత్రాన్ని తయారు చేయడానికి ఉపయోగించిన చెక్క పని యంత్రం బెడ్‌ను ఉపయోగించడం ఉదాహరణ.

3.4 బ్యాలెన్సింగ్ మెషీన్‌ల కోసం డ్రైవ్‌లు

బ్యాలెన్సింగ్ మెషీన్‌ల తయారీలో మా క్లయింట్లు ఉపయోగించే డిజైన్ సొల్యూషన్‌ల విశ్లేషణ చూపినట్లుగా, వారు ప్రధానంగా డ్రైవ్‌ల రూపకల్పన సమయంలో వేరియబుల్ ఫ్రీక్వెన్సీ డ్రైవ్‌లతో కూడిన AC మోటార్‌లను ఉపయోగించడంపై దృష్టి పెడతారు. ఈ విధానం తక్కువ ధరతో సమతుల్య రోటర్ల కోసం విస్తృత శ్రేణి సర్దుబాటు చేయగల భ్రమణ వేగాన్ని అనుమతిస్తుంది. సమతుల్య రోటర్లను స్పిన్నింగ్ చేయడానికి ఉపయోగించే ప్రధాన డ్రైవ్ మోటార్ల శక్తి సాధారణంగా ఈ రోటర్ల ద్రవ్యరాశి ఆధారంగా ఎంపిక చేయబడుతుంది మరియు సుమారుగా ఉండవచ్చు:

• 0.25 - 0.72 kW for machines designed for balancing rotors with a mass of ≤ 5 kg;
• 0.72 - 1.2 kW for machines designed for balancing rotors with a mass > 5 ≤ 50 kg;
• 1.2 - 1.5 kW for machines designed for balancing rotors with a mass > 50 ≤ 100 kg;
• 1.5 - 2.2 kW for machines designed for balancing rotors with a mass > 100 ≤ 500 kg;
• 2.2 - 5 kW for machines designed for balancing rotors with a mass > 500 ≤ 1000 kg;
• 5 - 7.5 kW for machines designed for balancing rotors with a mass > 1000 ≤ 3000 kg.

ఈ మోటార్లు మెషిన్ బెడ్ లేదా దాని పునాదిపై కఠినంగా అమర్చాలి. మెషీన్‌లో (లేదా ఇన్‌స్టాలేషన్ సైట్‌లో) ఇన్‌స్టాలేషన్ చేయడానికి ముందు, మెయిన్ డ్రైవ్ మోటార్, దాని అవుట్‌పుట్ షాఫ్ట్‌పై అమర్చిన కప్పితో పాటు, జాగ్రత్తగా బ్యాలెన్స్ చేయాలి. వేరియబుల్ ఫ్రీక్వెన్సీ డ్రైవ్ వల్ల కలిగే విద్యుదయస్కాంత జోక్యాన్ని తగ్గించడానికి, దాని ఇన్‌పుట్ మరియు అవుట్‌పుట్ వద్ద నెట్‌వర్క్ ఫిల్టర్‌లను ఇన్‌స్టాల్ చేయాలని సిఫార్సు చేయబడింది. ఇవి డ్రైవ్‌ల తయారీదారులు లేదా ఫెర్రైట్ రింగ్‌లను ఉపయోగించి తయారు చేసిన హోమ్‌మేడ్ ఫిల్టర్‌ల ద్వారా సరఫరా చేయబడిన ప్రామాణిక ఆఫ్-ది-షెల్ఫ్ ఉత్పత్తులు కావచ్చు.

4. బ్యాలెన్సింగ్ మెషీన్స్ యొక్క కొలత వ్యవస్థలు

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);
• Implementation of software processing of the vibrational signal, which should allow for the high-resolution and stable extraction of the rotational component of the vibrational signal, manifesting at the rotation frequency of the balanced rotor (secondary processing).

Below, we consider known variants of such technical solutions, implemented in a number of well-known balancing instruments.

4.1 వైబ్రేషన్ సెన్సార్ల ఎంపిక

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.

Figure 4.2. Capacitive Accelerometers AD1 Manufactured by LLC "Kinematics" (Vibromera)

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.

Figure 4.2. Capacitive Accelerometers AD1 Manufactured by LLC "Kinematics" (Vibromera)

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 ఫేజ్ యాంగిల్ సెన్సార్లు

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.

Figure 4.11: Phase Angle Sensor by "Diamex"

As another example, Figure 4.12 shows a model implemented by LLC "Kinematics" (Vibromera), which uses laser tachometers of the DT 2234C model made in China as phase angle sensors. 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

కొన్ని సందర్భాల్లో, ఆప్టికల్ లేజర్ సెన్సార్‌ల ఉపయోగం ఏ కారణం చేతనైనా అవాంఛనీయమైనప్పుడు, వాటిని గతంలో పేర్కొన్న ISAN E41A మోడల్ లేదా ఇతర తయారీదారుల నుండి సారూప్య ఉత్పత్తులు వంటి ప్రేరక నాన్-కాంటాక్ట్ డిస్‌ప్లేస్‌మెంట్ సెన్సార్‌లతో భర్తీ చేయవచ్చు.

4.3 వైబ్రేషన్ సెన్సార్లలో సిగ్నల్ ప్రాసెసింగ్ ఫీచర్లు

బ్యాలెన్సింగ్ పరికరాలలో వైబ్రేషన్ సిగ్నల్ యొక్క భ్రమణ భాగం యొక్క వ్యాప్తి మరియు దశ యొక్క ఖచ్చితమైన కొలత కోసం, హార్డ్‌వేర్ మరియు సాఫ్ట్‌వేర్ ప్రాసెసింగ్ సాధనాల కలయిక సాధారణంగా ఉపయోగించబడుతుంది. ఈ సాధనాలు ఎనేబుల్:

• Broadband hardware filtering of the sensor's analog signal;
• Amplification of the sensor's analog signal;
• అనలాగ్ సిగ్నల్ యొక్క ఏకీకరణ మరియు/లేదా డబుల్ ఇంటిగ్రేషన్ (అవసరమైతే);
• ట్రాకింగ్ ఫిల్టర్ ఉపయోగించి అనలాగ్ సిగ్నల్ యొక్క ఇరుకైన బ్యాండ్ ఫిల్టరింగ్;
• సిగ్నల్ యొక్క అనలాగ్-టు-డిజిటల్ మార్పిడి;
• డిజిటల్ సిగ్నల్ యొక్క సింక్రోనస్ ఫిల్టరింగ్;
• డిజిటల్ సిగ్నల్ యొక్క హార్మోనిక్ విశ్లేషణ.

4.3.1 బ్రాడ్‌బ్యాండ్ సిగ్నల్ ఫిల్టరింగ్

పరికరం యొక్క ఫ్రీక్వెన్సీ శ్రేణి యొక్క దిగువ మరియు ఎగువ సరిహద్దుల వద్ద సంభవించే సంభావ్య జోక్యాల యొక్క వైబ్రేషన్ సెన్సార్ సిగ్నల్‌ను శుభ్రపరచడానికి ఈ విధానం అవసరం. బ్యాలెన్సింగ్ మెషీన్ యొక్క కొలిచే పరికరం బ్యాండ్-పాస్ ఫిల్టర్ యొక్క దిగువ పరిమితిని 2-3 Hzకి మరియు ఎగువ పరిమితిని 50 (100) Hzకి సెట్ చేయడం మంచిది. వివిధ రకాల సెన్సార్ కొలిచే యాంప్లిఫైయర్‌ల అవుట్‌పుట్‌లో కనిపించే తక్కువ-ఫ్రీక్వెన్సీ శబ్దాలను అణచివేయడంలో "లోయర్" ఫిల్టరింగ్ సహాయపడుతుంది. "ఎగువ" వడపోత కలయిక పౌనఃపున్యాలు మరియు యంత్రం యొక్క వ్యక్తిగత యాంత్రిక భాగాల యొక్క సంభావ్య ప్రతిధ్వని కంపనాలు కారణంగా జోక్యం యొక్క అవకాశాన్ని తొలగిస్తుంది.

4.3.2 సెన్సార్ నుండి అనలాగ్ సిగ్నల్ యొక్క విస్తరణ

బ్యాలెన్సింగ్ మెషిన్ యొక్క కొలిచే వ్యవస్థ యొక్క సున్నితత్వాన్ని పెంచాల్సిన అవసరం ఉన్నట్లయితే, వైబ్రేషన్ సెన్సార్ల నుండి కొలిచే యూనిట్ యొక్క ఇన్పుట్కు సిగ్నల్స్ విస్తరించవచ్చు. స్థిరమైన లాభం మరియు మల్టీస్టేజ్ యాంప్లిఫైయర్‌లతో ప్రామాణిక యాంప్లిఫైయర్‌లు రెండింటినీ ఉపయోగించవచ్చు, దీని లాభం సెన్సార్ నుండి నిజమైన సిగ్నల్ స్థాయిని బట్టి ప్రోగ్రామాటిక్‌గా మార్చబడుతుంది. ప్రోగ్రామబుల్ మల్టీస్టేజ్ యాంప్లిఫైయర్‌కు ఉదాహరణగా LLC "L-కార్డ్" ద్వారా E154 లేదా E14-140 వంటి వోల్టేజ్ కొలత కన్వర్టర్‌లలో అమలు చేయబడిన యాంప్లిఫైయర్‌లు ఉన్నాయి.

4.3.3 అనుసంధానం

ముందుగా గుర్తించినట్లుగా, బ్యాలెన్సింగ్ మెషీన్ల కొలిచే వ్యవస్థలలో హార్డ్‌వేర్ ఇంటిగ్రేషన్ మరియు/లేదా వైబ్రేషన్ సెన్సార్ సిగ్నల్‌ల డబుల్ ఇంటిగ్రేషన్ సిఫార్సు చేయబడింది. అందువలన, ప్రారంభ యాక్సిలెరోమీటర్ సిగ్నల్, వైబ్రో-యాక్సిలరేషన్‌కు అనులోమానుపాతంలో, వైబ్రో-స్పీడ్ (ఇంటిగ్రేషన్) లేదా వైబ్రో-డిస్ప్లేస్‌మెంట్ (డబుల్ ఇంటిగ్రేషన్)కి అనులోమానుపాతంలో సిగ్నల్‌గా మార్చబడుతుంది. అదేవిధంగా, ఏకీకరణ తర్వాత వైబ్రో-స్పీడ్ సెన్సార్ సిగ్నల్‌ను వైబ్రో-డిస్ప్లేస్‌మెంట్‌కు అనులోమానుపాతంలో సిగ్నల్‌గా మార్చవచ్చు.

4.3.4 ట్రాకింగ్ ఫిల్టర్‌ని ఉపయోగించి అనలాగ్ సిగ్నల్ యొక్క ఇరుకైన బ్యాండ్ ఫిల్టరింగ్

జోక్యాన్ని తగ్గించడానికి మరియు బ్యాలెన్సింగ్ మెషీన్‌ల కొలిచే వ్యవస్థలలో వైబ్రేషన్ సిగ్నల్ ప్రాసెసింగ్ నాణ్యతను మెరుగుపరచడానికి, నారోబ్యాండ్ ట్రాకింగ్ ఫిల్టర్‌లను ఉపయోగించవచ్చు. ఈ ఫిల్టర్‌ల యొక్క సెంట్రల్ ఫ్రీక్వెన్సీ స్వయంచాలకంగా రోటర్ యొక్క రివల్యూషన్ సెన్సార్ సిగ్నల్‌ను ఉపయోగించి సమతుల్య రోటర్ యొక్క భ్రమణ ఫ్రీక్వెన్సీకి ట్యూన్ చేయబడుతుంది. "MAXIM" ద్వారా MAX263, MAX264, MAX267, MAX268 వంటి ఆధునిక ఇంటిగ్రేటెడ్ సర్క్యూట్‌లను అటువంటి ఫిల్టర్‌లను రూపొందించడానికి ఉపయోగించవచ్చు.

4.3.5 సిగ్నల్స్ యొక్క అనలాగ్-టు-డిజిటల్ మార్పిడి

Analog-to-digital conversion is a crucial procedure that ensures the possibility of improving the quality of vibration signal processing during the measurement of amplitude and phase. This procedure is implemented in all modern measuring systems of balancing machines. An example of effective implementation of such ADCs includes the voltage measurement converters type E154 or E14-140 by LLC "L-Card", used in several measuring systems of balancing machines manufactured by LLC "Kinematics" (Vibromera). Additionally, LLC "Kinematics" (Vibromera) has experience using cheaper microprocessor systems based on "Arduino" controllers, the PIC18F4620 microcontroller by "Microchip", and similar devices.

4.1.2.2. Vibration Velocity Sensors Based on Piezoelectric Accelerometers

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)

Figure 4.7. Model DVST 2 sensor by LLC "Vibropribor"

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

Figure 4.10: Force Sensor for Automotive Balancing Machines, Sold by "STO Market"

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.

4.4. Functional Scheme of the Measuring System of the Balancing Machine, "Balanset 2"

The "Balanset 2" measuring system represents a modern approach to integrating measurement and computing functions in balancing machines. This system provides automatic calculation of corrective weights using the influence coefficient method and can be adapted for various machine configurations.

The functional scheme includes signal conditioning, analog-to-digital conversion, digital signal processing, and automatic calculation algorithms. The system can handle both two-plane and multi-plane balancing scenarios with high precision.

4.5 రోటర్ బ్యాలెన్సింగ్‌లో ఉపయోగించే దిద్దుబాటు బరువుల పారామితుల గణన

The calculation of corrective weights is based on the influence coefficient method, which determines how the rotor responds to test weights in different planes. This method is fundamental to all modern balancing systems and provides accurate results for both rigid and flexible rotors.

4.5.1 ద్వంద్వ-మద్దతు రోటర్లు మరియు దాని రిజల్యూషన్ పద్ధతులు బ్యాలెన్సింగ్ టాస్క్

For dual-support rotors (the most common configuration), the balancing task involves determining two corrective weights - one for each correction plane. The influence coefficient method uses the following approach:

1. Initial measurement (Run 0): Measure vibration without any trial weights
2. First trial run (Run 1): Add known trial weight to Plane 1, measure response
3. Second trial run (Run 2): Move trial weight to Plane 2, measure response
4. Calculation: Software calculates permanent correction weights based on measured responses

The mathematical foundation involves solving a system of linear equations relating the trial weight influences to the required corrections in both planes simultaneously.

గణాంకాలు 3.26 మరియు 3.27 లాత్ బెడ్‌లను ఉపయోగించే ఉదాహరణలను చూపండి, దీని ఆధారంగా బ్యాలెన్సింగ్ అగర్‌ల కోసం ప్రత్యేకమైన హార్డ్ బేరింగ్ మెషిన్ మరియు స్థూపాకార రోటర్‌ల కోసం యూనివర్సల్ సాఫ్ట్ బేరింగ్ బ్యాలెన్సింగ్ మెషిన్ తయారు చేయబడ్డాయి. DIY తయారీదారుల కోసం, ఇటువంటి పరిష్కారాలు బ్యాలెన్సింగ్ మెషీన్‌కు తక్కువ సమయం మరియు ఖర్చుతో దృఢమైన మద్దతు వ్యవస్థను రూపొందించడానికి అనుమతిస్తాయి, దానిపై వివిధ రకాల (హార్డ్ బేరింగ్ మరియు సాఫ్ట్ బేరింగ్ రెండూ) మద్దతు స్టాండ్‌లను అమర్చవచ్చు. ఈ సందర్భంలో తయారీదారు యొక్క ప్రధాన పని ఏమిటంటే, మద్దతు స్టాండ్‌పై ఆధారపడిన మెషిన్ గైడ్‌ల రేఖాగణిత ఖచ్చితత్వాన్ని నిర్ధారించడం (మరియు అవసరమైతే పునరుద్ధరించడం). DIY ఉత్పత్తి పరిస్థితులలో, గైడ్‌ల యొక్క అవసరమైన రేఖాగణిత ఖచ్చితత్వాన్ని పునరుద్ధరించడానికి చక్కటి స్క్రాపింగ్ సాధారణంగా ఉపయోగించబడుతుంది.

మూర్తి 3.28 రెండు ఛానెల్‌ల నుండి తయారు చేయబడిన అసెంబుల్డ్ బెడ్ వెర్షన్‌ను చూపుతుంది. ఈ మంచం తయారీలో, వేరు చేయగలిగిన బోల్ట్ కనెక్షన్లు ఉపయోగించబడతాయి, అదనపు సాంకేతిక కార్యకలాపాలు లేకుండా అసెంబ్లీ సమయంలో మంచం యొక్క వైకల్యాన్ని తగ్గించడానికి లేదా పూర్తిగా తొలగించడానికి అనుమతిస్తుంది. పేర్కొన్న మంచం యొక్క గైడ్‌ల యొక్క సరైన రేఖాగణిత ఖచ్చితత్వాన్ని నిర్ధారించడానికి, ఉపయోగించిన ఛానెల్‌ల ఎగువ అంచుల యొక్క మెకానికల్ ప్రాసెసింగ్ (గ్రౌండింగ్, ఫైన్ మిల్లింగ్) అవసరం కావచ్చు.

గణాంకాలు 3.29 మరియు 3.30 వెల్డెడ్ పడకల ప్రస్తుత వైవిధ్యాలు, రెండు ఛానెల్‌ల నుండి కూడా తయారు చేయబడ్డాయి. అటువంటి పడకల తయారీ సాంకేతికతకు వెల్డింగ్ సమయంలో సంభవించే అంతర్గత ఒత్తిడిని తగ్గించడానికి వేడి చికిత్స వంటి అదనపు కార్యకలాపాల శ్రేణి అవసరం కావచ్చు. సమావేశమైన పడకల మాదిరిగా, వెల్డెడ్ పడకల గైడ్‌ల యొక్క సరైన రేఖాగణిత ఖచ్చితత్వాన్ని నిర్ధారించడానికి, ఉపయోగించిన ఛానెల్‌ల ఎగువ అంచుల మెకానికల్ ప్రాసెసింగ్ (గ్రౌండింగ్, ఫైన్ మిల్లింగ్) ప్లాన్ చేయాలి.

4.5.2 మల్టీ-సపోర్ట్ రోటర్స్ యొక్క డైనమిక్ బ్యాలెన్సింగ్ కోసం మెథడాలజీ

Multi-support rotors (three or four bearing points) require more complex balancing procedures. Each support point contributes to the overall dynamic behavior, and the correction must account for interactions between all planes.

The methodology extends the two-plane approach by:

• Measuring vibration at all support points
• Using multiple trial weight positions
• Solving larger systems of linear equations
• Optimizing correction weight distribution

For cardan shafts and similar long rotors, this approach typically achieves residual imbalance levels corresponding to ISO quality grades G6.3 or better.

4.5.3 బ్యాలెన్సింగ్ మల్టీ-సపోర్ట్ రోటర్స్ కోసం కాలిక్యులేటర్లు

Specialized calculation algorithms have been developed for three-support and four-support rotor configurations. These calculators are implemented in Balanset-4 software and can handle complex rotor geometries automatically.

The calculators account for:

• Variable support stiffness
• Cross-coupling between correction planes
• Optimization of weight placement for accessibility
• Verification of calculated results

5. బ్యాలెన్సింగ్ మెషీన్స్ యొక్క ఆపరేషన్ మరియు ఖచ్చితత్వాన్ని తనిఖీ చేయడానికి సిఫార్సులు

The accuracy and reliability of a balancing machine depend on many factors, including the geometric accuracy of its mechanical components, dynamic characteristics of supports, and operational capability of the measuring system. Regular verification of these parameters ensures consistent balancing quality and helps identify potential issues before they affect production.

5.1 యంత్రం యొక్క రేఖాగణిత ఖచ్చితత్వాన్ని తనిఖీ చేస్తోంది

Geometric accuracy verification includes checking the alignment of supports, parallelism of guides, and concentricity of spindle assemblies. These checks should be performed during initial setup and periodically during operation to ensure maintained accuracy.

5.2 యంత్రం యొక్క డైనమిక్ లక్షణాలను తనిఖీ చేస్తోంది

Dynamic characteristics verification involves measuring natural frequencies of supports and frame components to ensure they are properly separated from operating frequencies. This prevents resonance issues that can compromise balancing accuracy.

5.3 కొలిచే వ్యవస్థ యొక్క కార్యాచరణ సామర్థ్యాన్ని తనిఖీ చేస్తోంది

The measuring system verification includes sensor calibration, phase alignment verification, and signal processing accuracy checks. This ensures reliable measurement of vibration amplitude and phase at all operating speeds.

5.4. Checking the Accuracy Characteristics according to ISO 20076-2007

ISO 20076-2007 provides standardized procedures for verifying balancing machine accuracy using calibrated test rotors. These procedures help validate the machine's performance against internationally recognized standards.

సాహిత్యం

1. Reshetov D.N. (editor). "Details and Mechanisms of Metal-Cutting Machine Tools." Moscow: 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."