CN100585355C - 一种摩擦型全自动高速主轴在线动平衡系统及其控制方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种摩擦型全自动高速主轴在线动平衡系统及其控制方法，属于精密超精密加工及自动化领域。该在线动平衡系统的平衡头机械装置采用对称式结构设计，其核心是左右对称的两个校正用平衡环及其驱动执行机构，平衡头机械结构尤其简单可靠；该动平衡系统控制器的设计中，选用高性能数字信号处理器作为核心处理器，其非常高的数据处理速度和精度，保证了较短的动平衡时间和甚佳的平衡效果；该动平衡系统的可行的控制方法和有效的数据处理算法，使得整个系统更加完善。本发明对于高速精密超精密加工具有重要的意义。

Description

一种摩擦型全自动高速主轴在线动平衡系统及其控制方法

技术领域

本发明涉及一种摩擦型全自动高速主轴在线动平衡系统及其控制方法，属于精密超精密加工及自动化领域。

背景技术

高速精密超精密加工是现代制造技术的发展方向，在线动平衡则是这一领域的关键技术之一，尤其在高速精密磨削中更是如此。

高速主轴系统高速旋转时产生的不平衡离心力的大小可用下式表示：

F＝Meω²

其中，M为高速主轴系统的质量，e为高速主轴系统的重心与其旋转轴线的偏心距，ω为高速主轴系统的工作角速度(弧度/秒)，ω＝2πn/60，n为高速主轴转速。

令U＝Me，U为不平衡的质径积，其单位为g·mm，通常用U表示不平衡量的大小。

可见，高速主轴系统旋转时所产生的不平衡离心力与速度的平方成正比，而高速主轴系统旋转时转速非常高，若高速主轴系统有极小的不平衡量，也会产生非常大的不平衡离心力，引起机床振动、轴承磨损等故障。因此，高速主轴系统的不平衡量严重影响着机床的加工精度和使用寿命，为保证机床的加工精度必须设法减小高速主轴系统的不平衡量。转子系统动平衡的任务就是确定高速主轴系统不平衡量U的大小和方向，然后在其相反的方向某一半径r处加一平衡质量m，使mr与U的大小相等、方向相反，以减小或消除高速主轴系统的不平衡量U。

在线动平衡可在主轴工作转速下自动识别不平衡量的大小和相位，并自动完成平衡工作，与传统的平衡方法相比，具有平衡效率高，平衡精度高，操作简便，高度自动化，不依赖于操作者技能等特点，且可以对高速主轴系统的平衡状况进行实时在线监测，能够将高速主轴系统的平衡状况始终控制在所要求的精度范围内，因此高速主轴系统自动在线平衡越来越得到人们的关注。

现有两类在线自动平衡方法。第一种是从外部对转子加上同步外力，该力与转子上的不平衡离心力平衡，这样来消除转子的同步振动。该方法中通常使用电磁作用器，其缺点是没有从根本上消除产生振动的不平衡质量。第二种方法是控制转子上的质量重新配置，是通过质量补偿来实现的，即调整校正平衡块(也称调整环或平衡环，可以是固体、液体或气体)的不平衡质量，使转子质心轴线与转子弹性轴线趋近，以消除不平衡质量，包括喷涂型、喷液型、激光去重型以及电磁型。其中喷涂型、喷液型和激光去重型自动平衡法存在平衡精度低等问题，难于在高速高精度旋转设备中应用；电磁型在线动平衡技术由于其机械执行部件(即平衡头，一般采用步进电机的工作原理设计而成)及控制系统复杂、稳定性差、效率低及成本偏高等缺点，也难于在工程实际中应用。

研制结构简单可靠、高精度的高速主轴在线动平衡装置，对于高速精密超精密加工具有重要的意义。

发明内容

本发明的目的是克服现有高速主轴用高精度在线动平衡系统精度低、效率低以及系统过于复杂、稳定性差的缺点，提出了一种摩擦型的全自动高速主轴在线动平衡系统及其控制方法。该系统的平衡头机械结构简单稳定、易于控制；同时控制系统的核心处理器采用高性能数字信号处理器(DSP)，数据处理速度快、精度高，保证了较短的动平衡时间和甚佳的平衡效果；该动平衡系统的可行的控制方法和有效的数据处理算法，使得整个系统更加完善。

为了实现上述目的，本发明采取了如下技术方案：一种摩擦型全自动高速主轴在线动平衡装置，整体上采用对称式结构设计，以啮合齿圈6为中心左右对称，包括有外壳、连接轴、平衡环和平衡环驱动执行机构四部分；其中：

外壳包括有轴承4、圆筒形壳体1、端盖2和轴承盖3，端盖2、轴承盖3和轴承4各有对称的两个，壳体1、端盖2和轴承盖3三者紧固配合且三者均由隔磁材料制成。

连接轴包括中心轴5和圆环形啮合齿圈6，啮合齿圈6的两端面设置有三角尖齿离合器爪齿；啮合齿圈6套装在中心轴5上，二者紧固连接；中心轴5的一端设置有用于与高速主轴紧固连接的螺杆；

平衡环包括由软磁材料制成的平衡环身7和由隔磁材料制成的平衡环体8，圆环形平衡环身7套装在平衡环体8上，二者紧固连接构成平衡环；圆环形平衡环身7上设置有用于传感器读取信号和校正高速主轴不平衡量的不平衡量缺口，平衡环体8设置有中心孔，其内侧面设置有三角尖齿离合器爪齿，以啮合齿圈6为中心，两对称的平衡环套装在中心轴5上，二者的中心线重合，平衡环可在中心轴5上沿轴向内外移动，向内移动时，平衡环内侧的三角尖齿离合器爪齿与啮合齿圈6外侧的三角尖齿离合器爪齿啮合，向外移动时二者分离；

平衡环驱动执行机构包括电磁铁、减速轴承13、弹簧14和弹簧挡圈15，电磁铁又包括有电磁铁线圈11、电磁铁挡圈10、电磁铁骨架9和电磁铁套筒12，所述的电磁铁挡圈10由隔磁材料制成，所述的电磁铁骨架9和电磁铁套筒12均由软磁材料制成；其中：电磁铁骨架9设置有中心孔，圆环形电磁铁挡圈10套装在电磁铁骨架9的内侧，电磁铁线圈11缠绕在电磁铁骨架9上，电磁铁套筒12套在电磁铁骨架9和电磁铁挡圈10上，电磁铁线圈11被封装在由电磁铁骨架9、电磁铁套筒12和电磁铁挡圈11封闭成的内部空间内；两对称的电磁铁分别固定连接在端盖2的内侧端部；减速轴承13整体嵌入在电磁铁骨架9内，二者紧配合，且减速轴承13外圈内侧与电磁铁骨架9内侧在同一个平面内，减速轴承13内圈内侧高于其外圈内侧，平衡环向外移动时，只能移动到减速轴承13内圈的内侧处；弹簧挡圈15套在中心轴5上，二者松配合，弹簧挡圈15的外侧与轴承4内圈内侧紧靠在一起，圆柱弹簧14的一端固定在弹簧挡圈15上，另一端套在平衡环体8的外侧端部，装配后弹簧14有预压缩量，在预压力的作用下，平衡环向内移动与啮合齿圈6紧固啮合。

摩擦型全自动高速主轴在线动平衡装置的控制系统，包括核心电路模块A、控制执行电路模块B、检测模块C、前端通道模块D；所述的核心电路模块A又包括核心处理器A1、时钟模块A2、电源管理模块A3、与上位机间的SCI通讯模块A4、A/D转换模块A5、显示模块A6、报警模块A7和处理器外扩存储模块A8，其中：时钟模块A2、电源管理模块A3、SCI通讯模块A4、A/D转换模块A5、显示模块A6、报警模块A7和处理器外扩存储模块A8均与核心处理器A1相连；所述的控制执行电路模块B又包括第一光电隔离B1、电磁铁通断控制电路B2；检测模块C包括第一平衡环位置传感器C1、第二平衡环位置传感器C2、高速主轴基准传感器C3和高速主轴振动传感器C4；前端通道模块D包括功率放大模块D1、抗混叠滤波器D2和第二光电隔离模块D3；其中：

核心电路模块A通过控制执行电路模块B中的第一光电隔离B1与电磁铁通断控制电路B2相连；电磁铁通断控制电路B2分别与平衡环驱动执行机构中的两个电磁铁线圈11相连；

第一平衡环位置传感器C1、第二平衡环位置传感器C2、高速主轴基准传感器C3通过前端通道模块D中的第二光电隔离D3与核心处理器A1相连；高速主轴振动传感器C4依次通过前端通道模块D中的抗混叠滤波器D2和功率放大模块D1与核心处理器A1相连。

一种摩擦型全自动高速主轴在线动平衡装置的控制方法，该方法是按以下步骤进行的：

1)与高速主轴的连接：将平衡头的端部螺杆与高速主轴紧固连接，平衡环在弹簧14的预压力作用下，平衡环通过啮合齿圈6与中心轴5紧固连接；

2)高速主轴几何误差的获取：在主轴低速运转的情况下获取主轴几何误差数据，分解出与主轴转频相同的几何误差成份，其幅值和相位为 $A_0\∠{\mathrm{\φ}}_{A_0};$

3)按以下步骤进行动平衡：

步骤1：调整第一平衡环、第二平衡环的位置，使二者的不平衡量V1、V2相差180度，具体操作过程是：

i)高速主轴运行稳定后，核心处理器A1通过两个通用输入输出口输出控制信号，该信号又经第一光电隔离模块B1和电磁铁通断控制电路B2后，控制第一电磁铁、第二电磁铁通电；

ii)在电磁力的作用下，平衡环克服弹簧14的弹力作用，向外移动与啮合齿圈6瞬间分离，同时平衡环外侧与减速轴承13的内圈内侧紧密接触，然后在减速轴承13的滚动摩擦力和圆柱弹簧14的滑动摩擦力的共同作用下平衡环达到稳定旋转，且速度小于主轴转速；

iii)第一平衡环位置传感器C1、第二平衡环位置传感器C2及主轴基准传感器C3的输出脉冲信号经第二光电隔离模块D3后，输入到核心处理器A1的事件管理器EV的三个捕获单元中，经软件计算后获得主轴转频及第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2分别相对于主轴基准的位置，并将主轴转频数据送数据显示模块A6显示；

当检测到第一平衡环不平衡量V1相对于主轴基准到达90度位置时，核心处理器A1控制第一电磁铁断电，同时在弹簧14的作用下第一平衡环与中心轴5紧固啮合，随高速主轴同步旋转；

用同样的方法把第二平衡环不平衡量V2定位在相对主轴基准270度位置；此时第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2的位置相差180度；即第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2方向相反，相互抵销，则剩余不平衡量完全为主轴自身的原始不平衡量U∠θ，其中：U、θ分别为主轴原始不平衡量的大小和相位；

步骤2：启动A/D转换，采集经抗混叠滤波D2和功率放大D1调理电路后的主轴振动信号，判断振动量是否超标，即振幅是否大于2微米；若未超标则继续采集振动信号，若超标则报警，然后开始执行步骤3；

步骤3：利用最小二乘法拟合主轴振动信号数据，获得振动信号前四阶频率成份的幅值和相位，设其分别为基频 $A_1\∠{\mathrm{\φ}}_{A_1},$ 二倍频 $A_2\∠{\mathrm{\φ}}_{A_2},$ 三倍频 $A_3\∠{\mathrm{\φ}}_{A_3},$ 四倍频 $A_4\∠{\mathrm{\φ}}_{A_4},$ 其中：A₁、

A₂、

A₃、

A₄、

分别为振动信号基频、二倍频、三倍频和四倍频的幅值与相位；基频 $A_1\∠{\mathrm{\φ}}_{A_1}$ 中包含有主轴的基础几何误差数据 $A_0\∠{\mathrm{\φ}}_{A_0}$ 故需去除，得主轴原始不平衡量U∠θ引起的振动的幅值和相位为 $Y\∠\mathrm{\φ}=A_1\∠{\mathrm{\φ}}_{A_1}-A_0\∠{\mathrm{\φ}}_{A_0},$ 其中Y、φ分别为幅值和相位；

若Y/A₂＞2且Y/A₃＞2且Y/A₄＞2，则主轴振动是由不平衡量引起的，并立刻执行步骤4，进行动平衡操作；

步骤4：第一平衡环不平衡量V1的位置保持不变，即仍处在相对主轴基准90度处，第二平衡环不平衡量V2定位在相对主轴基准180度处，具体操作工程同步骤1中所述，这样第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2相差90度；此时第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2的合成不平衡量为U₁∠φ₁，其中：U₁、φ₁为第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2合成不平衡量的幅值和相位，U与U₁的合成不平衡量为U₂；

步骤5：重复步骤2～3，获取第二平衡环不平衡量V2位置变化后主轴振动的基频幅值和相位信息 $B_1\∠{\mathrm{\φ}}_{B_1},$ 其中：B₁、

分别为幅值和相位，进而获得合成不平衡量U₂引起振动的幅值和相位，即 $Y_2\∠{\mathrm{\φ}}_2=B_1\∠{\mathrm{\φ}}_{B_1}-A_0\∠{\mathrm{\φ}}_{A_0},$ 其中：Y₂、φ₂分别为幅值和相位；

步骤6：主轴原始不平衡量的大小U可利用式①求得：

$U=\frac{U_1}{\sqrt{1+\frac{Y_2^2}{Y^2}-2\frac{Y_2}{Y}\cos \mathrm{\β}}}$ ①

式中：U为主轴原始不平衡量的大小；U₁为第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2相差90度时的合成不平衡量的幅值；Y为主轴原始不平衡量U∠θ引起振动的幅值；Y₂为合成不平衡量U₂引起振动的幅值；β为不平衡量U引起振动的相位φ与合成不平衡量U₂引起振动的相位φ₂之差即β＝φ-φ₂；

主轴原始不平衡量的相位θ可利用式②③求得：

$\mathrm{\γ}=\arccos \left(\frac{U_1^2+U_2^2-U^2}{{2U}_1{U}_2}\right)$ ②

θ＝φ₁+β+γ③

式中：γ为U与U₁间的夹角；φ₁为第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2相差90度时合成不平衡量的相位；θ为主轴原始不平衡量的相位；

获取主轴原始不平衡量U∠θ后，U∠θ送数据显示模块A6示；

步骤7：通过矢量变换求取为抵消主轴系统原始不平衡量U∠θ，第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2相对于主轴基准需到达的位置数据α_V1、α_V2，α_V1、α_V2的单位为弧度；

步骤8：定位第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2相对于主轴基准到达位置α_V1、α_V2处，具体操作过程同步骤1；

步骤9：验证动平衡效果

采集主轴振动信号，若主轴振动未超标则结束，若超标则重新执行步骤1～9。

与现有技术相比，本发明具有以下优点：

(1)与现有电磁型高速主轴在线动平衡系统的平衡头相比，该摩擦型全自动高速主轴在线动平衡系统的平衡头机械结构简单稳定、体积小、可靠性高。

(2)平衡头的简单机械结构使得控制系统也较为简洁，提高了稳定性。在核心处理器的选择中，选用高性能数字信号处理器与选用单片机相比，前者大幅提高了数据处理速度和精度，从而提高了动平衡效果。

(3)经大量重复实验验证，该摩擦型全自动高速主轴在线动平衡系统动平衡效果显著，尤其对于转速在40HZ～100HZ之间的精密外圆磨床平衡效果甚佳。

(4)该摩擦型全自动高速主轴在线动平衡系统的平衡精度与国外动平衡系统相当，但是结构更简单，且具有明显的成本优势。

附图说明

图1装配图

图2中心轴

图3啮合齿圈主视图

图4啮合齿圈俯视图

图5平衡环身主视图

图6平衡环身俯视图

图7平衡环体主视图

图8平衡环体左视图

图9电磁铁骨架主视图

图10电磁铁骨架俯视图

图11控制系统总体框图

图12控制系统总体程序框图

图13A/D中断程序框图

图14主轴基准脉冲中断程序框图

图15第一平衡环脉冲中断程序框图

图16第二平衡环脉冲中断程序框图

图17高速主轴原始不平衡量的大小U和相位θ的求取原理图

图中：1、壳体，2、端盖，3、轴承盖，4、轴承，5、中心轴，6、啮合齿圈，7、平衡环身，8、平衡环体，9、电磁铁骨架，10、电磁铁挡圈，11、电磁铁线圈，12、电磁铁套筒，13、减速轴承，14、弹簧，15、弹簧挡圈，A1、数字信号处理器，A2、时钟模块，A3、电源管理模块，A4、上位机，A5、A/D转换模块，A6、显示模块，A7、报警模块，A8、外扩RAM，B1、第一光电隔离模块，B2、电磁铁通断控制模块，C1、第一平衡环位置检测传感器，C2、第二平衡环位置检测传感器，C3、主轴基准传感器，C4、主轴振动传感器，D1、功率放大模块，D2、抗混叠滤波器，D3、第二光电隔离模块。

具体实施方式

结合附图1～17详细说明本实施例

本发明主要包括平衡头机械结构和控制系统两部分。

(一)平衡头机械结构

图1为平衡头机械结构总体装配图。平衡头整体上采用对称式结构设计，以啮合齿圈6为中心左右对称，包括外壳、连接轴、平衡环和平衡环驱动执行机构四部分，其中：

外壳包括有轴承4、圆筒形壳体1、圆盖形端盖2和圆盖形轴承盖3，端盖2、轴承盖3和轴承4各有对称的两个，壳体1、端盖2和轴承盖3三者紧固配合且均由隔磁材料制成；

连接轴包括中心轴5和圆环形啮合齿圈6，啮合齿圈6的两端面设置有三角尖齿离合器爪齿；啮合齿圈6套装在中心轴5上，二者紧固连接；中心轴5的一端设置有用于与高速主轴紧固连接的螺杆；中心轴5结构如图2所示，啮合齿圈6结构如图3、4所示。

平衡环包括由软磁材料制成的平衡环身7和由隔磁材料制成的平衡环体8，圆环形平衡环身7套装在平衡环体8上，二者紧固连接构成平衡环；圆环形平衡环身7上设置有用于传感器读取信号和校正高速主轴不平衡量用的不平衡量缺口，平衡环体8设置有中心孔，其内侧面设置有三角尖齿离合器爪齿，以啮合齿圈6为中心，两对称的平衡环套装在中心轴5上，二者的中心线重合，平衡环可在中心轴5上沿轴向内外移动，向内移动时，平衡环内侧的三角尖齿离合器爪齿与啮合齿圈6外侧的三角尖齿离合器爪齿啮合，向外移动时二者分离；本装置以啮合齿圈6为中心左右对称，面向啮合齿圈6的一侧为内侧，背向啮合齿圈6的一侧为外侧。平衡环身7结构如图5、6所示，平衡环体8结构如图7、8所示。

平衡环驱动执行机构包括电磁铁、减速轴承13、弹簧14和弹簧挡圈15，电磁铁又包括有电磁铁线圈11、电磁铁挡圈10、电磁铁骨架9和电磁铁套筒12，所述的电磁铁挡圈10由隔磁材料制成，所述的电磁铁骨架9和电磁铁套筒12均由软磁材料制成；其中：电磁铁骨架9设置有中心孔，电磁铁骨架9套装在中心轴5上，圆环形电磁铁挡圈10套装在电磁铁骨架9的内侧，电磁铁线圈11缠绕在电磁铁骨架9上，电磁铁套筒12套在电磁铁骨架9和电磁铁挡圈10上，电磁铁线圈11被封装在由电磁铁骨架9、电磁铁套筒12和电磁铁挡圈11封闭成的内部空间内；两对称的电磁铁分别固定连接在端盖2的内侧端部；减速轴承13整体嵌入在电磁铁骨架9内，二者紧配合，且减速轴承13外圈内侧与电磁铁骨架9内侧在同一个平面内，减速轴承13内圈内侧高于其外圈内侧，平衡环向外移动时，只能移动到减速轴承13内圈的内侧处；弹簧挡圈15套在中心轴5上，二者松配合，弹簧挡圈15的外侧与轴承4内圈内侧紧靠在一起，圆柱弹簧14的一端套在弹簧挡圈15上，另一端套在平衡环体8的外侧端部，装配后弹簧14有预压缩量，在预压力的作用下，平衡环向内移动与啮合齿圈6紧固啮合。电磁铁骨架9和电磁铁套筒12均选用软磁材料如电工纯铁、坡莫合金等，电磁铁挡圈10选用隔磁材料如锡青铜、铝等，电磁铁线圈11选用耐温等级为E(120摄氏度)的缩醛漆包圆铜线，且电磁铁骨架9、电磁铁挡圈10和电磁铁套筒12加工成型后均经过热处理。电磁铁骨架9结构如图9、10所示。

(二)控制系统

图11为控制系统总体框图，包括核心电路模块A、控制执行电路模块B、检测模块C、前端通道模块D；所述的核心电路模块A又包括核心处理器A1、时钟模块A2、电源管理模块A3、与上位机间的SCI通讯模块A4、A/D转换模块A5、显示模块A6、报警模块A7和处理器外扩存储模块A8，其中：时钟模块A2、电源管理模块A3、SCI通讯模块A4、A/D转换模块A5、显示模块A6、报警模块A7和处理器外扩存储模块A8均与核心处理器A1相连；所述的控制执行电路模块B又包括第一光电隔离B1、电磁铁通断控制电路B2；检测模块C包括第一平衡环位置传感器C1、第二平衡环位置传感器C2、高速主轴基准传感器C3和高速主轴振动传感器C4；前端通道模块D包括功率放大模块D1、抗混叠滤波器D2和第二光电隔离模块D3；其中：

核心电路模块A通过控制执行电路模块B中的第一光电隔离B1与电磁铁通断控制电路B2相连；电磁铁通断控制电路B2分别与平衡环驱动执行机构中的两个电磁铁线圈11相连；

第一平衡环位置传感器C1、第二平衡环位置传感器C2、高速主轴基准传感器C3通过前端通道模块D中的第二光电隔离D3与核心处理器A1相连；高速主轴振动传感器C4依次通过前端通道模块D中的抗混叠滤波器D2和功率放大模块D1与核心处理器A1相连。

核心电路模块A主要完成经功率放大电路A1和抗混叠滤波器A2调理后的高速主轴振动信号的A/D转换、采集数据的分析处理及结果显示、动平衡所需检测信号的输入以及控制信号的输出任务；控制执行电路模块B主要完成输出控制信号的调理工作，用以控制第一电磁铁和第二电磁铁的通断来实现平衡环的位置调整；检测模块C用于完成平衡环位置信号、高速主轴基准信号及其振动信号的精确获取；前端通道模块D用于完成各检测信号(即各传感器输出信号)的调理工作，实现与数字信号处理器输入信号的匹配。

该摩擦型动平衡系统的工作原理及工作过程如下：

1)与高速主轴的连接：将平衡头的端部螺杆与高速主轴紧固连接，平衡环在弹簧14的预压力作用下，平衡环通过啮合齿圈6与中心轴5紧固连接；

2)高速主轴几何误差(包括测量部位的几何偏心和表面形状误差)的获取：在主轴低速(≤12转/分钟)运转的情况下获取主轴几何误差数据，分解出与主轴转频相同的几何误差成份，其幅值和相位为 $A_0\∠{\mathrm{\φ}}_{A_0};$ 用作基础数据。

3)按以下步骤进行动平衡：

步骤1：调整第一平衡环、第二平衡环的位置，使二者的不平衡量V1、V2相差180度，则两不平衡量V1、V2方向相反互相抵消，使之不影响主轴系统的原始不平衡量；具体操作过程是：

i)高速主轴运行稳定后，核心处理器A1通过两个通用输入输出口输出控制信号，该信号又经第一光电隔离模块B1和电磁铁通断控制电路B2后，控制第一电磁铁、第二电磁铁通电；

ii)在电磁力的作用下，平衡环克服弹簧14的弹力作用，向外移动与啮合齿圈6瞬间分离，同时平衡环外侧与减速轴承13的内圈内侧紧密接触，然后在减速轴承13的滚动摩擦力和圆柱弹簧14的滑动摩擦力的共同作用下平衡环达到稳定旋转，且速度小于主轴转速；即平衡环与主轴形成差速运动，这样，平衡环相对于中心轴5可在周向做任意角度的自由旋转。

iii)第一平衡环位置传感器C1、第二平衡环位置传感器C2及主轴基准传感器C3的输出脉冲信号经第二光电隔离模块D3后，输入到核心处理器A1的事件管理器EV的三个捕获单元中，经软件计算后获得主轴转频及第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2分别相对于主轴基准的位置，并将主轴转频数据送数据显示模块A6显示；

当检测到第一平衡环不平衡量V1相对于主轴基准到达90度位置时，核心处理器A1控制第一电磁铁断电，同时在弹簧14的作用下第一平衡环与中心轴5紧固啮合，随高速主轴同步旋转；

用同样的方法把第二平衡环不平衡量V2定位在相对主轴基准270度位置；此时第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2的位置相差180度；即第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2方向相反，相互抵销，则剩余不平衡量完全为主轴自身的原始不平衡量U∠θ，其中：U、θ分别为主轴原始不平衡量的大小和相位；

步骤2：启动A/D转换，采集经抗混叠滤波D2和功率放大D1调理电路后的高速主轴振动信号，判断振动量是否超标，即振幅是否大于2微米；若未超标则继续采集振动信号，若超标则报警，然后开始执行步骤3；启动故障诊断操作。

步骤3：利用最小二乘法拟合主轴振动信号数据，获得振动信号前四阶频率成份的幅值和相位，设其分别为基频 $A_1\∠{\mathrm{\φ}}_{A_1},$ 二倍频 $A_2\∠{\mathrm{\φ}}_{A_2},$ 三倍频 $A_3\∠{\mathrm{\φ}}_{A_3},$ 四倍频 $A_4\∠{\mathrm{\φ}}_{A_4},$ 其中：A₁、A₂、A₃、

A₄、

分别为振动信号基频、二倍频、三倍频和四倍频的幅值与相位；基频 $A_1\∠{\mathrm{\φ}}_{A_1}$ 中包含有主轴的基础几何误差数据 $A_0\∠{\mathrm{\φ}}_{A_0}$ 故需去除，得主轴原始不平衡量U∠θ引起的振动的幅值和相位为 $Y\∠\mathrm{\φ}=A_1\∠{\mathrm{\φ}}_{A_1}-A_0\∠{\mathrm{\φ}}_{A_0},$ 其中Y、φ分别为幅值和相位；

若Y/A₂＞2且Y/A₃＞2且Y/A₄＞2，则主轴振动是由不平衡量引起的，并立刻执行步骤4，进行动平衡操作；

步骤4：第一平衡环不平衡量V1的位置保持不变，即仍处在相对主轴基准90度处，第二平衡环不平衡量V2定位在相对主轴基准180度处，具体操作工程同步骤1中所述，这样第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2相差90度；此时第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2的合成不平衡量为U₁∠φ₁，其中：U₁、φ₁为第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2合成不平衡量的幅值和相位，U与U₁的合成不平衡量为U₂；

步骤5：重复步骤2～3，获取第二平衡环不平衡量V2位置变化后主轴振动的基频幅值和相位信息 $B_1\∠{\mathrm{\φ}}_{B_1},$ 其中：B₁、

分别为幅值和相位，进而获得合成不平衡量U₂引起振动的幅值和相位，即 $Y_2\∠{\mathrm{\φ}}_2=B_1\∠{\mathrm{\φ}}_{B_1}-A_0\∠{\mathrm{\φ}}_{A_0},$ 其中：Y₂、φ₂分别为幅值和相位；

步骤6：高速主轴原始不平衡量的大小U和相位θ的求取，求取原理图如附图17所示。图中各参数的含义如下：

U-为高速主轴原始不平衡量的大小；

θ-为高速主轴原始不平衡量的相位。

U₁-为第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2相差90度时的合成不平衡量的幅值；

φ₁-为第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2相差90度时合成不平衡量的相位；

U₂-为U与U₁的合成不平衡量的大小；

Y-为主轴原始不平衡量U∠θ引起振动的幅值；

φ-为主轴原始不平衡量U∠θ引起振动的相位；

Y₂-为合成不平衡量U₂引起振动的幅值；

φ₂-为合成不平衡量U₂引起振动的相位；

β-为φ与φ₂两相位之差；

γ-为U与U₁间的夹角；

在转速一定的情况下，转子不平衡量的幅值与其激起的振动的幅值之比为一常数(设为K)，且振动相位滞后于不平衡量相位一常数角度(设为α)，由此可得④⑤表达式：

$K=\frac{U}{Y}$ ④

$\frac{U_2}{U}=\frac{Y_2}{Y}$ ⑤

由附图17中所示的几何关系及④⑤表达式可得⑥⑦表达式：

β＝φ-φ₂⑥

$U_1^2=U^2+U_2^2-2{\mathrm{UU}}_2\cos \mathrm{\β}=U^2+U^2{\left(\frac{Y_2}{Y}\right)}^2-{2U}^2\frac{Y_2}{Y}\cos \mathrm{\β}$ ⑦

由⑦表达式可推得高速主轴原始不平衡量的大小表达式：

$U=\frac{U_1}{\sqrt{1+\frac{Y_2^2}{Y^2}-2\frac{Y_2}{Y}\cos \mathrm{\β}}}$ ①

由⑤①表达式及图中几何关系可得②表达式：

$\mathrm{\γ}=\arccos \left(\frac{U_1^2+U_2^2-U^2}{{2U}_1{U}_2}\right)$ ②

进一步可由图中几何关系获得高速主轴不平衡量相位③表达式：

θ＝φ₁+β+γ③

进而由图中几何关系可得高速主轴振动相位滞后于其不平衡量相位一常数角度⑧表达式：

α＝θ-φ⑧

获得主轴原始不平衡量U∠θ后，U∠θ送数据显示模块A6显示；

步骤7：通过矢量变换求取为抵消主轴系统原始不平衡量U∠θ，第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2相对于主轴基准需到达的位置数据α_V1、α_V2，α_V1、α_V2的单位为弧度；

步骤8：定位第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2相对于主轴基准到达位置α_V1、α_V2处，具体操作过程同步骤1；

步骤9：验证动平衡效果

采集主轴振动信号，若主轴振动未超标则结束，若超标则重新执行步骤1～9，达到最佳平衡效果。

本实施例中，我们选用DSP TMS320F2812为系统核心处理器。由于所有的动平衡操作都是在软件的控制下实现的，因此软件的设计就显得十分重要。该摩擦型动平衡系统的软件设计逻辑性较强。

图12为控制系统总体程序框图。首先初始化DSP；然后等待平衡环不平衡量V1、V2相差180度操作结束，若未结束则继续等待，若结束则启动A/D转换，并判断振动量是否超标，若未超标则继续采集振动信号，判断振动量是否超标，若超标则进行故障诊断，判断振动是否由不平衡量引起，若是则报警，并进行动平衡操作，计算Y∠φ；然后等待不平衡量V1、V2相差90度操作结束，若未结束则继续等待，若结束则计算U₁；然后判断振动是否超标，若未超标则继续判断，若超标则计算Y₂∠φ₂；然后计算U∠θ、K、α；然后计算α_V1、α_V2，判断V1、V2是否到达α_V1、α_V2处，若未到达则继续等待，若到达则控制第一、二电磁铁断电；然后判断振动量是否仍超标以验证动平衡效果，若达到要求则继续判断，若仍超标则从步骤1开始重新进行动平衡，如此循环。

图13为A/D中断程序框图。读取A/D转换的结果后，判断振动量是否超标，即振幅是否大于2微米。

图14为主轴基准脉冲中断程序框图。首先读取主轴的转频，然后判断V1、V2相差180度操作标志位是否置位，若置位则控制第一、二电磁铁通电。若未置位则判断V1、V2相差90度操作标志位是否置位，若置位则控制第一电磁铁通电，若未置位则判断动平衡操作是否开始，若开始则控制第一、二电磁铁通电，若未开始则判断A/D启动标志位是否置位，若置位则启动A/D转换，置位关闭捕获单元标志位，若未置位则结束。

图15为第一平衡环脉冲中断程序框图。首先读取第一平衡环不平衡量V1的位置，然后判断V1定位在270度处标志位是否置位，若置位则继续判断V1是否到达270度处，若到达则控制第一电磁铁断电，若V1定位在270度处标志位未置位或着V1未到达270度处，则进行下面的判断。判断V1、V2是否已经分别到达270度、90度处，若均到达则启动A/D转换标志位置位，若未满足则进行V1、V2相差90度逻辑判断，判断逻辑同上。最后判断V1定位在α_V1处标志位是否置位，若置位则判断V1是否到达α_V1处，若到达则控制第一电磁铁断电，若未到达或者V1定位在α_V1处标志位未置位则结束。

图16为第二平衡环脉冲中断程序框图。此程序的判读逻辑完全同第一平衡环脉冲中断程序逻辑，对应的控制对象为第二平衡环不平衡量V2和第二电磁铁。

以上所述为本发明的一个实例，我们还可对其机械结构进行一些变换，以应用于其他旋转设备。只要其平衡头的机械结构设计思想以及整体控制思想同本发明所叙述的一致，均应视为本发明所包括的范围。

Claims (3)

1、一种摩擦型全自动高速主轴在线动平衡装置，其特征在于：平衡装置整体上采用对称式结构设计，以啮合齿圈(6)为中心左右对称，包括有外壳、连接轴、平衡环和平衡环驱动执行机构四部分；其中：

外壳包括有轴承(4)、圆筒形壳体(1)、端盖(2)和轴承盖(3)，端盖(2)、轴承盖(3)和轴承(4)各有对称的两个，壳体(1)、端盖(2)和轴承盖(3)三者紧固配合且均由隔磁材料制成；

连接轴包括中心轴(5)和圆环形啮合齿圈(6)，啮合齿圈(6)的两端面设置有三角尖齿离合器爪齿；啮合齿圈(6)套装在中心轴(5)上，二者紧固连接；中心轴(5)的一端设置有用于与高速主轴紧固连接的螺杆；

平衡环包括由软磁材料制成的平衡环身(7)和由隔磁材料制成的平衡环体(8)，圆环形平衡环身(7)套装在平衡环体(8)上，二者紧固连接构成平衡环；圆环形平衡环身(7)上设置有用于传感器读取信号和校正高速主轴不平衡量的不平衡量缺口，平衡环体(8)设置有中心孔，其内侧面设置有三角尖齿离合器爪齿，以啮合齿圈(6)为中心，两对称的平衡环套装在中心轴(5)上，二者的中心线重合，平衡环可在中心轴(5)上沿轴向内外移动，向内移动时，平衡环内侧的三角尖齿离合器爪齿与啮合齿圈(6)外侧的三角尖齿离合器爪齿啮合，向外移动时二者分离；

平衡环驱动执行机构包括电磁铁、减速轴承(13)、弹簧(14)和弹簧挡圈(15)，电磁铁又包括有电磁铁线圈(11)、电磁铁挡圈(10)、电磁铁骨架(9)和电磁铁套筒(12)；所述的电磁铁挡圈(10)由隔磁材料制成，所述的电磁铁骨架(9)和电磁铁套筒(12)均由软磁材料制成；其中：电磁铁骨架(9)设置有中心孔，圆环形电磁铁挡圈(10)套装在电磁铁骨架(9)的内侧，电磁铁线圈(11)缠绕在电磁铁骨架(9)上，电磁铁套筒(12)套在电磁铁骨架(9)和电磁铁挡圈(10)上，电磁铁线圈(11)被封装在由电磁铁骨架(9)、电磁铁套筒(12)和电磁铁挡圈(11)封闭成的内部空间内；两对称的电磁铁分别固定连接在端盖(2)的内侧端部；减速轴承(13)整体嵌入在电磁铁骨架(9)内，二者紧配合，且减速轴承(13)外圈内侧与电磁铁骨架(9)内侧在同一个平面内，减速轴承(13)内圈内侧高于其外圈内侧，平衡环向外移动时，只能移动到减速轴承(13)内圈的内侧处；弹簧挡圈(15)套在中心轴(5)上，二者松配合，弹簧挡圈(15)的外侧与轴承(4)内圈内侧紧靠在一起，圆柱弹簧(14)的一端固定在弹簧挡圈(15)上，另一端套在平衡环体(8)的外侧端部，装配后弹簧(14)有预压缩量，在预压力的作用下，平衡环向内移动与啮合齿圈(6)紧固啮合。

2、根据权利要求1所述的摩擦型全自动高速主轴在线动平衡装置的控制系统，其特征在于：包括核心电路模块(A)、控制执行电路模块(B)、检测模块(C)、前端通道模块(D)；所述的核心电路模块(A)包括核心处理器(A1)、时钟模块(A2)、电源管理模块(A3)、与上位机间的SCI通讯模块(A4)、A/D转换模块(A5)、显示模块(A6)、报警模块(A7)和处理器外扩存储模块(A8)，其中：时钟模块(A2)、电源管理模块(A3)、SCI通讯模块(A4)、A/D转换模块(A5)、显示模块(A6)、报警模块(A7)和处理器外扩存储模块(A8)均与核心处理器(A1)相连；所述的控制执行电路模块(B)又包括第一光电隔离(B1)、电磁铁通断控制电路(B2)；检测模块(C)包括第一平衡环位置传感器(C1)、第二平衡环位置传感器(C2)、高速主轴基准传感器(C3)和高速主轴振动传感器(C4)；前端通道模块(D)包括功率放大模块(D1)、抗混叠滤波器(D2)和第二光电隔离模块(D3)；其中：

核心电路模块(A)通过控制执行电路模块(B)中的第一光电隔离(B1)与电磁铁通断控制电路(B2)相连；电磁铁通断控制电路(B2)分别与平衡环驱动执行机构中的两个电磁铁线圈(11)相连；

第一平衡环位置传感器(C1)、第二平衡环位置传感器(C2)、高速主轴基准传感器(C3)通过前端通道模块(D)中的第二光电隔离(D3)与核心处理器(A1)相连；高速主轴振动传感器(C4)依次通过前端通道模块(D)中的抗混叠滤波器(D2)和功率放大模块(D1)与核心处理器(A1)相连。

3、一种摩擦型全自动高速主轴在线动平衡装置的控制方法，其特征在于，该方法是按以下步骤进行的：

1)与高速主轴的连接：将平衡头的端部螺杆与高速主轴紧固连接，平衡环在弹簧(14)的预压力作用下，平衡环通过啮合齿圈(6)与中心轴(5)紧固连接；

2)高速主轴几何误差的获取：在主轴低速运转的情况下获取主轴几何误差数据，分解出与主轴转频相同的几何误差成份，其幅值和相位为 $A_0\∠{\mathrm{\φ}}_{A_0};$

3)按以下步骤进行动平衡：

步骤1：调整第一平衡环、第二平衡环的位置，使二者的不平衡量V1、V2相差180度，具体操作过程是：

i)高速主轴运行稳定后，核心处理器A1通过两个通用输入输出口输出控制信号，该信号又经第一光电隔离模块(B1)和电磁铁通断控制电路(B2)后，控制第一电磁铁、第二电磁铁通电；

ii)在电磁力的作用下，平衡环克服弹簧(14)的弹力作用，向外移动与啮合齿圈(6)瞬间分离，同时平衡环外侧与减速轴承(13)的内圈内侧紧密接触，然后在减速轴承(13)的滚动摩擦力和圆柱弹簧(14)的滑动摩擦力的共同作用下平衡环达到稳定旋转，且速度小于主轴转速；

iii)第一平衡环位置传感器(C1)、第二平衡环位置传感器(C2)及主轴基准传感器(C3)的输出脉冲信号经第二光电隔离模块(D3)后，输入到核心处理器(A1)的事件管理器EV的三个捕获单元中，经软件计算后获得主轴转频及第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2分别相对于主轴基准的位置，并将主轴转频数据送数据显示模块(A6)显示；

当检测到第一平衡环不平衡量V1相对于主轴基准到达90度位置时，核心处理器(A1)控制第一电磁铁断电，同时在弹簧(14)的作用下第一平衡环与中心轴(5)紧固啮合，随高速主轴同步旋转；

用同样的方法把第二平衡环不平衡量V2定位在相对主轴基准270度位置；此时第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2的位置相差180度；即第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2方向相反，相互抵销，则剩余不平衡量完全为主轴自身的原始不平衡量U∠θ，其中：U、θ分别为主轴原始不平衡量的大小和相位；

步骤2：启动A/D转换，采集经抗混叠滤波(D2)和功率放大(D1)调理电路后的主轴振动信号，判断振动量是否超标，即振幅是否大于2微米；若未超标则继续采集振动信号，若超标则报警，然后开始执行步骤3；

步骤3：利用最小二乘法拟合主轴振动信号数据，获得振动信号前四阶频率成份的幅值和相位，设其分别为基频 $A_1\∠{\mathrm{\φ}}_{A_1},$ 二倍频 $A_2\∠{\mathrm{\φ}}_{A_2},$ 三倍频 $A_3\∠{\mathrm{\φ}}_{A_3},$ 四倍频 $A_4\∠{\mathrm{\φ}}_{A_4},$ 其中：A₁、

A₂、

A₃、

A₄、分别为振动信号基频、二倍频、三倍频和四倍频的幅值与相位；基频 $A_1\∠{\mathrm{\φ}}_{A_1}$ 中包含有主轴的基础几何误差数据 $A_0\∠{\mathrm{\φ}}_{A_0}$ 故需去除，得主轴原始不平衡量U∠θ引起的振动的幅值和相位为 $Y\∠\mathrm{\φ}=A_1\∠{\mathrm{\φ}}_{A_1}-A_0\∠{\mathrm{\φ}}_{A_0},$ 其中Y、φ分别为幅值和相位；

若Y/A₂＞2且Y/A₃＞2且Y/A₄＞2，则主轴振动是由不平衡量引起的，并立刻执行步骤4，进行动平衡操作；

步骤4：第一平衡环不平衡量V1的位置保持不变，即仍处在相对主轴基准90度处，第二平衡环不平衡量V2定位在相对主轴基准180度处，具体操作工程同步骤1中所述，这样第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2相差90度；此时第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2的合成不平衡量为U₁∠φ₁，其中：U₁、φ₁为第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2合成不平衡量的幅值和相位，U与U₁的合成不平衡量为U₂；

步骤5：重复步骤2～3，获取第二平衡环不平衡量V2位置变化后主轴振动的基频幅值和相位信息 $B_1\∠{\mathrm{\φ}}_{B_1},$ 其中：B₁、

分别为幅值和相位，进而获得合成不平衡量U₂引起振动的幅值和相位，即 $Y_2\∠{\mathrm{\φ}}_2=B_1\∠{\mathrm{\φ}}_{B_1}-A_0\∠{\mathrm{\φ}}_{A_0},$ 其中：Y₂、φ₂分别为幅值和相位；

步骤6：主轴原始不平衡量的大小U可利用式①求得：

$U=\frac{U_1}{\sqrt{1+\frac{Y_2^2}{Y^2}-2\frac{Y_2}{Y}\cos \mathrm{\β}}}$           ①

式中：U为主轴原始不平衡量的大小；U₁为第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2相差90度时的合成不平衡量的幅值；Y为主轴原始不平衡量U∠θ引起振动的幅值；Y₂为合成不平衡量U₂引起振动的幅值；β为不平衡量U引起振动的相位φ与合成不平衡量U₂引起振动的相位φ₂之差即β＝φ-φ₂；

主轴原始不平衡量的相位θ可利用式②③求得：

$\mathrm{\γ}=\arccos \left(\frac{U_1^2+U_2^2-U^2}{2U_1{U}_2}\right)$            ②

θ＝φ₁+β+γ                     ③

式中：γ为U与U₁间的夹角；φ₁为第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2相差90度时合成不平衡量的相位；θ为主轴原始不平衡量的相位；

获取主轴原始不平衡量U∠θ后，U∠θ送数据显示模块(A6)显示；

步骤7：通过矢量变换求取为抵消主轴系统原始不平衡量U∠θ，第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2相对于主轴基准需到达的位置数据α_V1、α_V2，α_V1、α_V2的单位为弧度；

步骤8：定位第一平衡环不平衡量V1、第二平衡环不平衡量V2相对于主轴基准到达位置α_V1、α_V2处，具体操作过程同步骤1；

步骤9：验证动平衡效果

采集主轴振动信号，若主轴振动未超标则结束，若超标则重新执行步骤1～9。

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