塑料機泵浦樂音之排除鉆研
　　 一、撮要：　　
　　 白文將對準家伙機或塑料射出成型機常見的異樣問題-晨動與樂音，作異樣景象的確診作業，配合CNC試驗室的頻帶綜合儀(SpectrumAnalyzer)，以減速規和分貝計作感應器，除非找到好多的問題點，并順利的將馬達支持架的徑向振動量由38mg降到6.7mg(在馬達一倍轉速下)，樂音計所量測到的音壓準位(SoundPressureLevel)由原來的91.8db降到82.5db。在振動量上改善5.2倍，樂音縮小9.3db。(注：改善二倍為縮小6db)
　　 白文將述說整個振動與樂音確診的內中，并將提議多少個改善計劃。此些改善計劃將在日后做機臺試驗測試，以期能得更佳的音色與工具性能。
　　 二、振動與樂音的起源
　　 工具所產生的振動與樂音起因甚多，隨著工具與利用規模的相反，很難綜合演繹出一套完全的規定，需憑教訓多方評估之。通常機械所產生的振動與樂音起因如次：　
　　 1.機械元件拆卸欠佳：　　　　
　　 轉動軸的聯接產生未對準或不對心的問題，小抄兒拆卸過松、齒輪接觸偏斜，皆會產生振動和無須要的樂音。
　　 2.機械元件不失調或敗壞　　　　
　　 齒輪、輪葉片、主光軸的品質調配不勻稱，會在徑向產扛不失調的振動量。而軸承中的鋼珠受損，或內、外圈軌跡有凹痕、異物等情景，皆會產生振動和樂音。
　　 3.熱變形造成精度損失：　　　　　
　　 以家伙機的球螺桿而言，若預拉值不夠，當延續運行時，溫升熱變形將使球螺桿蜿蜒，而使磨擦加大，亦會導致振動。
　　 4.外力造成強力振動：
　　 因為外力的激振源?成物體的強制振動，能夠找到激振源來排除。
　　 三、馬達與油壓泵之振動特點：　
　　 1.馬達：
　　 圖1馬達與油壓泵的配置圖塑料成形機的馬達與油壓泵之配置如Fig.1所示，馬達軸與油壓泵軸承靠聯軸器(Couping)來聯接。馬達的轉速約為1170rpm，比較于1170/60＝19.5Hz。故畸形馬達的振動特點為在徑向產生，一倍轉速的振動速號,并在其倍頻(1×轉速、2×轉速、…n×轉速)產生諧波(harmonicwave)。
　　 2.油壓泵：
　　 眼前射出機所運用的油壓泵為輪葉式(Vane)油壓泵，其特點如Fig.2所示。
　　 Fig.2所示A.B兩圖呈偏頗，A回轉而B生動。A圖上的轉葉,可在槽中自在的挪動。輪葉亦會因向心力的作用而與外壁接觸，產生碰撞(Impact)，而產生振動。故當油壓泵的輪葉數為n片時，馬達轉一圈時，實則現n個周期，故泵的振動皆產生于n倍的轉速。故眼前射出成型機所運用的油壓泵而言，為12片之輪葉，故其振浮財生于12倍轉速下，和12倍轉速的倍頻(24倍、36倍、48倍……)諧波上。
　　 四、塑料射出成形機的振動和樂音量測：
　　 圖3試驗量測架圖對準機臺作測量，并于在線找一音色好機臺作比擬。以頻帶綜合儀(Hp3566A)來測量，別離將減速規(Accelermeter)置于馬達支持架的徑向與軸向地位，并加上分貝計量測重要樂音的效率，量測地位如Fig.3所示。因工場白晝條件樂音過大，無奈真正的測量到油壓泵的振動樂音，故取舍量測工夫為廠內停機時后，約早晨8:00～10:00左右。
　　 Fig.4預示試驗量測的原始振動量與樂音值。由圖可知無論任何機臺的振動和樂音值皆1170rpm產生在12倍轉速處(─────×12＝235.5Hz)與12倍頻諧波(24f、36f、48f……72f，f為60馬達的轉速)。此景象無比的“顯然”與“法則”，證實樂音的起源大都來自油壓泵的葉片撲打油壓之音調。另外咱們能夠在Fig.4所示分貝計的訊號上，看到在效率1-3左近，可看到一顯然的波峰值，此值經證實為馬達切割磁力線所產生的高頻樂音，此情景己經換馬達而失掉改善。Fig.4亦預示了一趨向，分貝計所量到分貝值較大處對相應效率的振動值亦較大。若能改善振動的話，則亦能縮小樂音的產生。亦即在此案例下，振動→(有關性)←樂音。
　　 (a)徑向
　　 圖4LK機型的原始振動量
　　 (b)軸向訊號
　　 (c)分貝計　　　　　　　　　　　　
　　 1.馬達與油壓泵之效率反響圖\fs24(FRF)
　　 圖5FRF試驗示用意塑料射出機所用馬達為19.5HZ的轉速效率，依據之上的綜合，在其倍頻和12倍的倍頻都會有較大的振動量，故咱們將藉由敲?來敲得整零碎的FreguencyResponseFunction(FRF)，以確認是否會因“共振”導致較大的振動量。
　　 在求FRF的模態測試中，試驗設施圖如Fig.5所示，重要是務求得油壓泵的振動一呼百應行止。　　
　　 1.FRF后果：　　
　　 由Fig.6的油壓泵效率涵數一呼百應圖得悉在23HZ有一顯然的波峰值，此23HZ的波峰值與馬達的轉速效率20HZ無比瀕臨，在振動行止上會產生所謂“共振resonance”的景象，造成油壓泵的轉軸在徑向會有很大的振動量，進而使得油壓泵在12倍的轉速下，葉片撲打油的音調亦會增大。若能將23HZ的波峰往較高頻處挪動，亦即向右移，使其遠離轉速效率，將可使樂音值改善。
　　 五、改善計劃：　　
　　 依據前述的綜合，SQP21之油壓泵懸掛于馬達上，造成馬達轉速效率(20HZ)，瀕臨于共振效率(23HZ)，基于此特點，在改善的內中中，即著重于改善油壓泵的支持剛性，使得共振效率可以遠離轉速效率。正常而言，樂音問題的傳送門路可分為二大類。一為AirBorn(經由大氣傳送)，另一為StructureBorn(經由構造傳送)。其與效率上下的關系如次：
　　 以此次油壓泵的音調過大而言，12倍轉速效率為12×19.5HZ＝235HZ，屬于400HZ以次，且由圖四視察來看，樂音與振動有絕對的關系，故擬從構造改善著手。為了確定改善構造對振動與樂音的“無效性”，可從品質法與剛性法來著手。
　　 (A)品質法改觀構造共振效率升高振幅需試行相反品質大小與地位
　　 (B)剛性法補強地位要錯誤需對模態特點有初步理解需配合敲擊驗Stittness剛性
　　 因為馬達與Pump調動于機架中，其中再有油壓管路的散布，較難用品質法來確認，采納剛性法來確認。
　　 改善后果：
　　 圖7支持改善示用意將泵的支撐形式加上一支持栓和一橡皮阻尼器(RubberDamper)，如Fig.7所示。　　　　
　　 改善前后之徑向、軸向振動量與分貝計所量測到樂音值如Fig.8所示。(量劑moter＋SQP21之PUMP)。在徑向的振動量上面，在一倍轉速下振動量由38mg上升到6.7mg，而在12倍轉速之輪葉撲打振動量從50mg改善到6.0mg。相反的軸向的振動量上，一倍轉速己從10.1mg改善到9mg，在12倍轉速下的振動已由37mg上升到21.5mg。
　　 另外Fig.9預示了改善前、后以分貝計所量測進去的音壓準位\fs24(SoundPressureLevel)，曾經由原來的91.8db降到改善后82.5db，在音調的品質上曾經失掉很明顥的改善。亦足以證實此次從振動的觀點來克服樂音問題，可以失掉無效的改善。
　　 六、論斷
　　 (一)油壓泵支持架的最佳地位取舍：　　
　　 在剛性法中提及退出一剛性物體，來改觀零碎的特點，可無效的改善音色。但支持栓的擱置地址，剛關系著支持栓對pump的滅振動機。吾人已經在電腦上構建了一容易的無限元素模子，來測試支持栓對零碎剛性的莫須有。如Fig.7所示，當間隔d匆匆變大時，整個零碎剛性變強，做作效率亦隨之回升，故在支持栓地位對樂音的改善關系上，有待于試驗測試之！
　　 (二)阻尼層(damper)的被覆：　　
　　 利用阻尼(damping)的效應，可升高振動的振幅。因為輪葉式的油壓泵，為一離心且偏頗式的繚繞輪葉，其振動量間接應在油壓泵的外壁上，且全部海域振動量最大。　　市場上所售之“隔振漆”，可劃拉于油壓泵的外壁，來掌握振動量。其利用劃拉的薄厚來掌握阻尼值，但務必思忖到其熱傳問題。
　　 (三)油壓泵之支持栓的設計可作適當的改善，比如加大支持栓的尺寸(外徑)，可普及零碎的剛性。
　　 (四)此次改善，在馬達支持架上的徑面振動量，已從一倍轉速下的38mg降到6.7mg，改善了82%，樂音值從91.8db降到82.5db，而測量出91.8db之高低是在早晨工場停機所測量，82.5db測于白晝量測.已有受到工場條件樂音的莫須有，但仍小于91.8db。