3.平衡机基本单元和机构的构造要求 3.1.轴承 3.1.1.支座设计的理论基础
上一节详细讨论了用于平衡机的软轴承和硬轴承支撑的主要设计方法。在设计和制造这些支撑时，设计人员必须考虑的一个关键参数是它们的自然振荡频率。这一点非常重要，因为机器的测量和计算系统在计算校正砝码参数时，不仅需要测量支撑的振幅（周期变形），还需要测量振动的相位。
如果支架的固有频率与平衡转子的旋转频率一致（支架共振），则几乎不可能精确测量振动的振幅和相位。支座振动的振幅和相位变化与平衡转子旋转频率的函数关系图清楚地说明了这一点（见图 3.1）。
从这些图中可以看出，当平衡转子的旋转频率接近支撑物振荡的固有频率时（即当比值 fp/fo 接近 1 时），与支撑物共振相关的振幅会显著增加（见图 3.1.a）。同时，图 3.1.b 显示，在共振区，相位角 ∆F° 发生急剧变化，最大可达 180°。
换句话说，在对共振区内的任何机构进行平衡时，即使其旋转频率发生微小变化，也会导致其振动振幅和相位的测量结果明显不稳定，从而导致修正砝码参数的计算错误，并对平衡质量产生负面影响。
上图证实了之前的建议，即对于硬轴承设备，转子工作频率的上限应（至少）比支座的固有频率低 2-3 倍。对于软轴承机器，平衡转子的允许工作频率下限应（至少）比支架的固有频率高 2-3 倍。
图 3.1.平衡机支架振动的相对振幅和相位变化与旋转频率变化的函数关系图。
鉴于上述信息，不建议在其支座的共振区（图 3.1 中红色突出显示）运行机器。图 3.1 中的图表还表明，在转子不平衡度相同的情况下，软轴承机器支架的实际振动明显低于软轴承机器支架上的振动。
由此可见，用于测量硬轴承机床支架振动的传感器必须比用于软轴承机床的传感器具有更高的灵敏度。传感器的实际应用充分证明了这一结论。实际应用表明，在软轴承平衡机中成功使用的绝对振动传感器（振动加速度计和/或振动速度传感器）在硬轴承平衡机中往往无法达到所需的平衡质量。
在这些机器上，建议使用相对振动传感器，如力传感器或高灵敏度位移传感器。
3.1.2.使用计算方法估算支座固有频率
设计人员可以使用公式 3.1 对支撑物的固有频率进行近似（估算）计算，方法是将其简化为具有一个自由度的振动系统，（见图 2.19.a）用质量 M 表示，在刚度为 K 的弹簧上摆动。
fo=2π1MK(3.1)
对称轴承间转子计算中使用的质量 M 可用公式 3.2 估算。
M=Mo+nMr(3.2) 其中，Mo 是支架移动部分的质量，单位为千克；Mr 是平衡转子的质量，单位为千克；n 是参与平衡的机器支架数量。
支座的刚度 K 是根据实验研究结果用公式 3.3 计算得出的，实验研究包括测量支座在静力 P 作用下的变形量 ΔL（见图 3.2.a 和 3.2.b）。
K=ΔLP(3.3) 其中，ΔL 是支撑物的变形，单位为米；P 是静力，单位为牛顿。
加载力 P 的大小可以使用测力仪器（如测力计）进行测量。支座的位移 ΔL 可通过线性位移测量装置（如千分表）来确定。
3.平衡机基本单元和机构的构造要求 3.1.轴承 3.1.2.用计算方法计算支座固有频率
使用上述计算方案计算支撑物的固有频率可以从两个方向进行：
计算垂直方向上支座的固有频率需要使用更复杂的计算技术，除了支座和平衡转子本身的参数外，还必须考虑机架的参数以及机器在地基上安装的具体情况。本出版物不讨论这种方法。通过对公式 3.1 的分析，可以提出一些简单的建议，供机器设计人员在实际工作中参考。特别是，可以通过改变支撑的刚度和/或质量来改变支撑的固有频率。增加刚度会提高支撑的固有频率，而增加质量则会降低固有频率。这些变化具有非线性的平方反比关系。例如，支架刚度增加一倍，其固有频率仅增加 1.4 倍。同样，将支架移动部分的质量增加一倍，其固有频率也只降低 1.4 倍。
3.1.3.确定支座固有频率的实验方法
鉴于上述使用简化方法计算支座固有频率的方法可能会导致重大误差，大多数业余开发人员倾向于使用实验方法确定这些参数。为此，他们利用现代平衡机振动测量系统提供的功能，包括 "Balanset "系列仪器。
3.1.3.1.用冲击激振法确定支座的固有频率
冲击激励法是确定支座或任何其他机械部件固有振动频率的最简单、最常用的方法。它基于以下事实：当任何物体（如钟（见图 3.3））受到冲击激励时，其响应表现为逐渐衰减的振动响应。振动信号的频率由物体的结构特性决定，并与其自然振动的频率相对应。在冲击激励振动时，可以使用任何重型工具，如橡胶锤或普通锤子。
图 3.3.用于确定物体固有频率的撞击激励示意图
锤子的质量应约为被激励物体质量的 10%。为了捕捉振动响应，应在被测物体上安装一个振动传感器，其测量轴应与冲击激励方向对齐。在某些情况下，可以使用噪声测量装置的麦克风作为传感器来感知物体的振动响应。
传感器将物体的振动转换成电信号，然后发送到测量仪器，如频谱分析仪的输入端。该仪器记录振动衰减过程的时间函数和频谱（见图 3.4），对其进行分析可确定物体自然振动的频率（频率）。
图 3.4.测量和记录物体自然振动的示意图
与大多数现代振动测量仪器一样，"Balanset "系列测量系统可用于确定物体（如平衡机的支架）在冲击激励下的振动固有频率。在 "Balanset "系列设备上的这一过程可以在设备的附加功能模式 "Graphs.频谱 "或专门模式 "Graphs.Impact "模式，该模式包含在最新版本的 "Balanset 1 "软件中。
在此过程中，计算机屏幕上会显示一个工作窗口，其中包含受检结构在受到冲击激励时产生的时间函数和振动衰减频谱图。图 3.5 是此类图表的一个示例。
图 3.5.显示时间函数图和受检结构冲击振动衰减频谱的程序界面
对图 3.5 所示频谱图（见工作窗口下部）的分析表明，参照图中的缺省轴确定的受检结构固有振动的主要分量出现在 9.5 赫兹的频率上。这种方法可推荐用于软轴承和硬轴承平衡机支架的自然振动研究。
3.1.3.2.确定支座在滑动模式下的固有频率
在某些情况下，可通过周期性测量 "沿岸 "振动的振幅和相位来确定支座的固有频率。在采用这种方法时，安装在受检机器上的转子最初会加速到最大转速，然后其驱动装置会断开，与转子不平衡相关的干扰力的频率会从最大值逐渐降低到停止点。
在这种情况下，支座的固有频率可以通过两个特征来确定：
在 "Balanset "系列设备中，"测振仪 "模式（"Balanset 1"）或 "平衡。监测 "模式（"Balanset 2C "和 "Balanset 4"）可用于检测 "沿岸 "物体的固有频率，从而循环测量转子旋转频率下的振幅和相位。
此外，"Balanset 1 "软件还包括专门的 "Graphs.这种模式可以绘制出支撑振动的振幅和相位随旋转频率变化而变化的曲线图，从而大大方便了共振的诊断过程。
需要注意的是，由于显而易见的原因（见第 3.1.1 节），海岸上支座固有频率的确定方法只能用于软轴承平衡机的研究，在这种情况下，转子旋转的工作频率明显超过支座在横向上的固有频率。
在硬轴承机器中，转子旋转的工作频率会使海岸上支撑物的振动大大低于支撑物的固有频率，因此实际上不可能使用这种方法。
3.1.4.设计和制造平衡机支架的实用建议 3.1.4.1.带平板弹簧的软轴承机械
上文第 2.1 节讨论了几种使用扁平弹簧的平衡机支架设计变体，图 2.7 - 2.9 对其进行了说明。根据我们的信息，这种设计最常用于用于平衡传动轴的机器。
举例来说，我们来看看一个客户（圣彼得堡 "Rost-Service "有限责任公司）在制造自己的机器支架时使用的弹簧参数。该机器用于平衡 2、3 和 4 支承传动轴，质量不超过 200 千克。客户选择的机床主轴和从动轴支架所用弹簧的几何尺寸（高 * 宽 * 厚）分别为 300 毫米和 300 毫米。2003 毫米。
通过使用 "Balanset 4 "机器的标准测量系统，采用冲击激励法进行实验测定，发现空载支架的固有频率为 11 - 12 赫兹。在这样的支架振动固有频率下，建议平衡转子在平衡过程中的旋转频率不应低于 22-24 Hz（1320 - 1440 RPM）。
同一制造商在中间支架上使用的扁平弹簧的几何尺寸分别为 200 毫米和 200 毫米。2003 毫米。此外，研究表明，这些支架的自然频率更高，达到 13-14 赫兹。
根据测试结果，建议机床制造商调整（均衡）主轴和中间支架的固有频率。这将有助于在平衡过程中选择传动轴的工作旋转频率范围，并避免因支架进入共振振动区域而导致测量系统读数不稳定。
调整板簧支撑件振动固有频率的方法显而易见。这种调整可以通过改变扁平弹簧的几何尺寸或形状来实现，例如，通过铣削纵向或横向槽来降低其刚度。
如前所述，可通过使用第 3.1.3.1 和 3.1.3.2 节所述方法确定支撑物的自然振动频率来验证此类调整的结果。
图 3.6 介绍了 A. Sinitsyn 在他的一台机器中使用的扁平弹簧支撑设计的经典版本。如图所示，支架包括以下部件：
图 3.6.平面弹簧上支撑件的设计变化
支座的上板 1 可用于安装主轴或中间轴承。根据支座的用途，下板 4 可以固定在机床导轨上，也可以安装在活动滑块上，使支座可以沿导轨移动。托架 5 用于安装支座的锁定装置，使其在平衡转子加速和减速时能够牢牢固定。
用于软轴承机床支撑的板簧应使用板簧钢或优质合金钢。不建议使用屈服强度较低的普通结构钢，因为它们可能会在运行期间的静态和动态载荷下产生残余变形，导致机器的几何精度降低，甚至失去支撑稳定性。
3.1.4.2.条形弹簧悬挂软轴承机械支架
在设计用于支撑悬架的条形弹簧时，应注意选择弹簧条的厚度和宽度，一方面必须承受转子在支撑架上的静态和动态载荷，另一方面必须防止支撑悬架可能产生的扭转振动，表现为轴向跳动。
图 2.1 - 2.5（见第 2.1 节）以及本节图 3.7 和 3.8 展示了使用条形弹簧悬挂装置的平衡机械结构实施示例。
图 3.7.组装好的电机转子平衡机，由 A. Mokhov 研发。
图 3.8.用于平衡涡轮泵转子的机器，由 G. Glazov（比什凯克）开发
3.1.4.3.使用圆柱弹簧制造的软轴承机床支架
图 3.9 所示为软轴承平衡机的一个示例，该平衡机的支架设计采用了圆柱形压缩弹簧。这种设计方案的主要缺点是，在不对称转子的平衡过程中，如果支撑上的载荷不相等，前后支撑上的弹簧就会产生不同程度的变形。这自然会导致支撑件错位和转子轴线在垂直面上的偏斜。这种缺陷的负面影响之一可能是在旋转过程中出现导致转子轴向偏移的力。
图 3.9.使用圆柱弹簧的平衡机软轴承支撑结构变体。
3.1.4.4.机器的硬轴承支撑 正如我们与客户合作的丰富经验所显示的，最近有相当一部分自制平衡机制造商开始倾向于使用带刚性支撑的硬轴承机器。在第 2.2 节中，图 2.16 - 2.18 展示了采用此类支撑的各种机器结构设计的照片。图 3.10 是我们的一个客户为其机器结构开发的刚性支撑的典型草图。该支架由一块带有 P 形槽的扁平钢板组成，按惯例将支架分为 "刚性 "和 "柔性 "两部分。在不平衡力的作用下，支架的 "柔性 "部分会相对于其 "刚性 "部分发生变形。这种变形的大小由支座的厚度、凹槽的深度以及连接支座 "柔性 "和 "刚性 "部分的桥梁的宽度决定，可通过机器测量系统的适当传感器进行测量。由于缺乏考虑 P 形凹槽深度 h、桥宽度 t 和支撑厚度 r 的横向刚度计算方法（见图 3.10），这些设计参数通常由开发人员通过实验确定。
图 3.10.平衡机硬轴承支架草图
图 3.11 和图 3.12 展示了为我们客户自己的机器制造的各种支撑装置。根据我们从几家机械制造商客户处获得的数据，可以制定出针对不同尺寸和负载能力的机械的支撑件厚度要求。例如，对于用于平衡 0.1 至 50-100 公斤转子的机器，支撑件的厚度可为 20 毫米。
图 3.11.用于平衡机的硬轴承支架，A. Sinitsyn 制造
图 3.12.用于平衡机的硬轴承支架，D. Krasilnikov 制造
对于平衡转子质量不超过 300 - 500 千克的机器，支撑件的厚度可增加到 30 - 40 毫米，而对于为平衡最大质量为 1000 - 3000 千克的转子而设计的机器，支撑件的厚度可达到 50 - 60 毫米或更厚。对上述支架动态特性的分析表明，在横向平面（"柔性 "和 "刚性 "部件相对变形的测量平面）上测量的自然振动频率通常超过 100 赫兹或更高。硬支承支架在正面（与平衡转子旋转轴重合的方向）的固有振动频率通常要低得多。在确定机器上平衡转子的工作频率范围上限时，应主要考虑这些频率。如上所述，这些频率可通过 3.1 节所述的冲击激振法来确定。
3.2.平衡机的支撑组件 3.2.1.支撑组件的主要类型 在硬轴承和软轴承平衡机的制造过程中，可以推荐以下几种著名的支撑组件，用于安装和旋转支撑上的平衡转子，包括
3.13.用于汽车涡轮机平衡机的棱柱支撑组件的执行变体
例如，G. Glazov 在他的机器中也采用了类似的支撑组件（见上图 3.8），该机器也用于平衡汽车涡轮机。由氟塑料制成的棱柱支撑组件的原始技术解决方案（见图 3.14）是由 "Technobalance "有限责任公司提出的。
图 3.14.Technobalance 有限责任公司的棱柱支撑组件
这种特殊的支承组件由两个圆柱形套筒 1 和 2 构成，这两个套筒相互成一定角度安装并固定在支承轴上。平衡转子沿圆筒的生成线接触套筒表面，从而最大限度地减小转子轴与支承件之间的接触面积，进而降低支承件的摩擦力。必要时，如果支撑表面与转子轴的接触区域出现磨损或损坏，可通过将套筒绕其轴线旋转一定角度来进行磨损补偿。需要注意的是，在使用非金属材料制成的支撑组件时，有必要提供将平衡转子与机身接地的结构可能性，以消除运行过程中产生强大静电的风险。这首先有助于减少可能影响机器测量系统性能的电气干扰和扰动，其次可消除人员受静电作用影响的风险。
3.2.1.2.滚筒支撑组件 这些组件通常安装在专为平衡质量超过 50 千克或更大的转子而设计的机器支架上。与棱柱支撑相比，使用这些组件可大大降低支撑中的摩擦力，从而促进平衡转子的旋转。例如，图 3.15 显示了一种支承组件的设计变体，其中滚子用于产品定位。在该设计中，标准滚动轴承被用作滚子 1 和 2，其外圈在固定在机器支架 3 主体上的固定轴上旋转。图 3.16 是一家自制平衡机制造商在其项目中采用的更为复杂的滚子支撑组件设计草图。从图中可以看出，为了提高滚筒（以及整个支撑组件）的承载能力，在滚筒体 3 中安装了一对滚动轴承 1 和 2。尽管这种设计有很多明显的优点，但实际应用起来似乎是一项相当复杂的任务，因为需要独立制造滚筒体 3，对几何精度和材料的机械特性都有很高的要求。
图 3.15.滚筒支撑组件设计示例
图 3.16.带两个滚动轴承的滚子支撑组件设计示例
图 3.17 展示了 "Technobalance "有限责任公司专家开发的自调心滚子支撑组件的设计变体。在这种设计中，滚子的自调心能力是通过为其提供两个额外的自由度来实现的，允许滚子绕 X 轴和 Y 轴做小角度运动。这种支撑组件可确保高精度地安装平衡转子，通常建议用于重型平衡机的支架上。
图 3.17.自调心滚子支撑组件设计示例
如前所述，滚柱支撑组件通常对制造精度和刚性有相当高的要求。特别是，滚筒径向跳动的公差不得超过 3-5 微米。
实际上，即使是知名制造商也不一定能做到这一点。例如，在作者对一套新的辊子支撑组件进行径向跳动测试时，其辊子的径向跳动达到了 10-11 微米。
3.2.1.3.主轴支撑组件
在平衡机上安装带法兰的转子（例如万向轴）时，主轴用作平衡产品定位、安装和旋转的支撑组件。
主轴是平衡机最复杂、最关键的部件之一，主要负责实现所要求的平衡质量。
设计和制造主轴的理论和实践已经发展得相当成熟，并反映在各种出版物中，其中由 Eng. D.N. Reshetov 博士主编的专著《金属切削机床的细节和机制》[1]是最有用的。D.N. Reshetov 主编的专著《金属切削机床的细节和机械》[1]是对开发人员最有用和最方便的专著。
在设计和制造平衡机主轴时应考虑的主要要求中，应优先考虑以下几点：
a) 为主轴组件结构提供足够的高刚度，以防止在平衡转子不平衡力的影响下发生不可接受的变形；
b) 确保主轴旋转轴位置的稳定性，以主轴径向、轴向和轴向跳动的允许值为特征；
c) 确保主轴颈及其座面和用于安装平衡产品的支撑面具有适当的耐磨性。
作品[1]第六节 "主轴及其支架 "详细介绍了这些要求的具体实施。
其中特别包括验证主轴刚性和旋转精度的方法、选择轴承的建议、选择主轴材料及其硬化方法，以及有关该主题的许多其他有用信息。
文献 [1] 指出，在大多数类型的金属切削机床的主轴设计中，主要采用双轴承方案。
图 3.18 显示了铣床主轴中使用的双轴承方案的设计变体示例（详情见作品 [1]）。
这种方案非常适合平衡机主轴的制造，其设计变体示例见下图 3.19-3.22。
图 3.19 显示了平衡机主轴组件的设计变体之一，它在两个径向推力轴承上旋转，每个轴承都有自己独立的轴承座 1 和 2。主轴 3 上安装有一个法兰 4（用于万向轴的法兰安装）和一个皮带轮 5（用于通过 V 型皮带传动将旋转从电动机传递到主轴）。
图 3.18.双轴承铣床主轴简图
图 3.19.两个独立轴承支撑上的主轴设计示例
图 3.20 和 3.21 显示了两种密切相关的主轴组件设计。在这两种情况下，主轴轴承都安装在一个共用的轴承座 1 中，轴承座上有一个安装主轴所需的轴向通孔。在该孔的入口和出口处，轴承座有专门的孔（图中未显示），用于安装径向推力轴承（滚子或球轴承）和专门的法兰盖 5，用于固定轴承的外圈。
与上一版本一样（见图 3.19），在主轴轴上安装了一个面板 2，用于法兰安装驱动轴，以及一个皮带轮 3，用于通过皮带传动将旋转从电机传递到主轴。主轴轴上还固定有一个肢体 4，用于确定主轴的角度位置，在平衡过程中将测试砝码和校正砝码安装到转子上时使用。
图 3.20.安装在共用轴承座上的两个轴承支撑上的主轴设计示例 1
图 3.21.安装在共用轴承座上的两个轴承支撑上的主轴设计示例 2
\
图 3.22.驱动（后置）主轴设计示例
图 3.22 显示了机床从动（后）主轴组件的一种设计变体，它与主轴的区别仅在于没有驱动皮带轮和肢体，因为不需要它们。
正如在 图 3.20 - 3.22上述主轴组件是用专用夹具（带子）6 固定在平衡机的软轴承支架上的。必要时也可使用其他固定方法，以确保主轴组件在支架上定位时具有适当的刚度和精度。
图 3.23 图示了与主轴类似的法兰安装设计，可用于将其安装在平衡机的硬轴承支架上。
图 3.22.驱动（后置）主轴的设计执行示例
图 3.22 提出了一种机床从动（后）主轴组件的设计变体，它与主轴的唯一区别是由于不需要而缺少驱动皮带轮和肢体。
正如在 图 3.20 - 3.22所讨论的主轴组件是使用专用夹具（带子）6 固定在平衡机的软轴承支架上的。必要时，也可使用其他方法将主轴组件固定在支架上，以提供适当的刚性和定位精度。
图 3.23 显示了这种主轴的法兰安装设计，可用于将其安装在平衡机的硬轴承支架上。
3.1.4.3.使用圆柱弹簧制造的软轴承机床支架
以下是软轴承平衡机的一个示例，该平衡机在支架设计中使用了圆柱形压缩弹簧。 图 3.9.这种设计方案的主要缺点与前后支架的弹簧变形量不同有关，在平衡不对称转子时，如果支架上的载荷不相等，就会出现这种情况。这自然会导致支架不对齐，转子轴线在垂直面上偏斜。这种缺陷的负面影响之一可能是在旋转过程中产生导致转子轴向偏移的力。
图 3.24.用于确定主轴刚度及其径向跳动的计算方案 (3.4)
Y=P∗ + 1jB * (c+g)2+jB/jAc² ], 杏 (3.4)
在哪里？
通过公式 3.4 的变换，主轴组件刚度的理想计算值为 jшп 可以确定： jшп = P / Y公斤/厘米 (3.5)
根据文献 [1] 对中型平衡机的建议，该值不应低于 50 kg/µm。
前面已经指出，主轴组件径向刚度的主要影响因素是其轴的直径，随着直径的增大，惯性矩 J1 和 J2 会呈二次方增大，相应地（见公式 3.4），主轴在载荷作用下的弹性位移量 Y 会减小。
从公式 3.4 中可以看出，主轴的刚度也受到支撑间距的影响 c 及其控制台的长度 g在设计过程中对其进行优化，也能显著提高主轴组件的质量。
值得注意的是，在设计主轴时，还应注意确保其轴向刚度，这主要取决于主轴轴承的轴向刚度和主轴箱的刚度。
主轴振动的固有频率不应低于 500 - 600 Hz，这与主轴组件的刚度直接相关。该参数可通过使用 "Balanset "系列设备，采用第 3.1.3.1 节前面讨论的冲击激励法进行实验确定。
鉴于确定主轴组件的参数对许多开发人员来说都是一个巨大的挑战，建议他们使用作品[1]和[2]中介绍的图形计算方法，该方法基于名义图的使用，大大简化了这项任务的解决方案，并缩短了完成时间。
3.2.1.3.4.确保主轴旋转的精度要求
旋转精度与上述刚度一样，是平衡机主轴组件的关键特性，会对平衡质量产生重大影响。实践表明，主轴的旋转精度直接取决于多个因素，包括
首先，制造商需要关注所使用轴承的精度，因为轴承精度会影响双轴承主轴的旋转精度（径向跳动）（请参阅 "轴承精度 "中的计算方案）。 图 3.24) 可以通过使用公式 3.5 进行验证计算来近似估算。
Δ = ∆B + gc * (∆B + ∆A) (3.5)
在哪里？
3.2.1.3.5.确保主轴平衡要求
平衡机的主轴组件必须平衡良好，因为任何实际的不平衡都会作为附加误差转移到被平衡的转子上。在为主轴的残余不平衡度设定技术公差时，一般建议其平衡精度等级至少应比机器上被平衡产品的精度等级高 1 - 2 级。
考虑到上述主轴的设计特点，应在两个平面上对其进行平衡。
3.2.1.3.6.确保主轴轴承的承载能力和耐久性要求
在设计主轴和选择轴承尺寸时，最好对轴承的耐久性和承载能力进行初步评估。计算方法详见 ISO 18855-94 (ISO 281-89) "滚动轴承--额定动载荷和额定寿命" [3]，以及大量（包括数字）滚动轴承手册。
3.2.1.3.7.确保主轴轴承可接受的加热要求
根据文献[1]的建议，主轴轴承外圈的最大允许加热温度不应超过 70°C。但是，为了确保高质量的平衡，建议外圈的加热温度不应超过 40 - 45°C。
3.2.1.3.8.选择皮带传动类型和主轴驱动滑轮的设计
在设计平衡机的驱动主轴时，建议使用平皮带传动装置确保其旋转。有关如何在主轴运行中正确使用这种传动装置的示例，请参阅 图 3.20 和 3.23.使用三角带或齿形带驱动是不可取的，因为它们会因皮带和皮带轮的几何误差而对主轴产生额外的动载荷，进而导致平衡时产生额外的测量误差。ISO 17383- 73 "平传动带用滑轮"[4]概述了平传动带用滑轮的推荐要求。
驱动皮带轮应安装在主轴的后端，尽可能靠近轴承组件（尽可能减少悬空）。在制造如图所示的主轴时，设计决定将皮带轮悬空放置。 图 3.19可以认为这种方法是不成功的，因为它大大增加了作用在主轴支撑上的动态驱动负载力矩。
这种设计的另一个明显缺点是使用三角皮带驱动，其制造和装配误差也会给主轴带来不必要的额外负担。
3.3.床（框架）
床身是平衡机的主要支撑结构，平衡机的主要部件（包括支撑柱和驱动电机）都以床身为基础。在选择或制造平衡机床身时，有必要确保其满足多项要求，包括必要的刚度、几何精度、抗震性和导轨的耐磨性。
实践表明，在根据自身需要制造机器时，最常用的床身选项如下：
图 3.25 展示了成功用于制造万向轴平衡机的木工机床床身。
图 3.25.使用废旧木工机床床身制造万向轴平衡机的示例。
图 3.26 和 3.27 展示了使用车床的实例，在此基础上制造出了用于平衡螺旋钻的专用硬轴承设备和用于圆柱转子的通用软轴承平衡设备。对于 DIY 制造商来说，这种解决方案可以用最少的时间和成本为平衡机创建一个刚性支撑系统，在该系统上可以安装各种类型的支撑架（包括硬轴承和软轴承）。在这种情况下，制造商的主要任务是确保（并在必要时恢复）机床导轨的几何精度，而支撑架将安装在机床导轨上。在 DIY 生产条件下，通常使用精细刮削来恢复导轨所需的几何精度。
图 3.26.使用废旧车床床身制造用于平衡螺旋钻的硬轴承机的示例。
图 3.27.使用废旧车床床身制造用于平衡轴的软轴承机的示例。
图 3.28 展示了一种由两个槽钢组装而成的床。在该床身的制造过程中，使用了可拆卸的螺栓连接，这样就可以在装配过程中最大限度地减少或完全消除床身的变形，而无需额外的技术操作。为确保指定床身导轨的几何精度，可能需要对所用槽钢的顶部法兰进行机械加工（磨削、精铣）。
图 3.28.用槽钢制作装配床示例
图 3.29 和 3.30 本报告介绍了焊接床的各种变体，它们也是由两根槽钢制成的。这种床身的制造技术可能需要一系列额外的操作，例如通过热处理来消除焊接过程中产生的内应力。与组装床一样，为确保焊接床导轨的几何精度，应计划对所用槽钢的顶部法兰进行机械加工（磨削、精铣）。
图 3.29.用槽钢制作焊接床身示例
图 3.30.用槽钢制造焊接床身示例
近来，由聚合物混凝土制成并涂有减震涂层的床已得到广泛应用。这种床的制造技术在网上有详细描述，DIY 制造商也可以轻松实现。由于生产工艺相对简单、成本低廉，与金属床相比，这些床具有多项主要优势：
通常情况下，在制造这种床身时，其上部会用钢插件加固，作为平衡机支撑架的导轨。例如，图 3.31 所示为 "Technobalance "有限责任公司生产的万向轴平衡机的照片，其床身由聚合物混凝土制成。
图 3.31.聚合物混凝土平衡机床实例
3.4.平衡机的驱动装置
对我们的客户在生产平衡机时所使用的设计方案进行的分析表明，他们在设计驱动装置时主要侧重于使用配备变频驱动器的交流电机。这种方法能以最低成本实现平衡转子转速的大范围可调。用于平衡转子旋转的主驱动电机的功率通常根据这些转子的质量来选择，大约可以达到以下值：
这些电机应牢固地安装在机床床身或其基础上。在机器上（或安装现场）安装之前，应仔细平衡主驱动电机及其输出轴上的皮带轮。为减少变频驱动器的电磁干扰，建议在其输入和输出端安装网络滤波器。这些滤波器可以是变频器制造商提供的现成标准产品，也可以是使用铁氧体环自制的滤波器。
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