Содержание к диссертации
Введение
Глава 1 Анализ вопроса, постановка цели и задач исследования 12
1.1 Анализ трудов в области динамики ШУ и причин возникновения колебаний 12
1.2 Исследования характеристик опор шпиндельных узлов 15
1.3 Возможные дефекты в шпиндельных узлах 18
1.4 Анализ работ по диагностике состояния шпиндельных узлов 19
1.5 Анализ работ, посвященных моделированию динамики шпиндельных узлов 1.6 Анализ параметров влияющих на сохранение эксплуатационной надежности станков 30
1.7 Анализ методов пповышения эффективности производства за счет оптимизация затрат на материально-техническое обеспечение ТОиР 36
1.8 Выводы 38
Глава 2. Моделирование развития дефектов шпиндельных узлов станков 40
2.1 Разработка модели изношенного состояния радиально-упорного подшипника с использованием программной среды SolidWorks 40
2.2 Создание модели шпиндельного узла в SolidWorks Simulation 41
2.3 Определение критериев «работоспособного» и «неработоспособного» шпиндельного узла 46
2.4 Оценка изменения натяга в опорах шпиндельного узла в зависимости от износа тел качения и дорожек подшипника 48
2.5 Оценка влияние смазки, предварительного натяга и других факторов на жесткость опор 55
Глава 3. Экспериментально-расчетная оценка жесткости подшипников шпиндельных узлов с использованием расчетной модели 65
3.1 Метод оценки жесткости подшипников з
3.2 Расчетная модель шпиндельного узла 66
3.2.3 Анализ чувствительности параметров АЧХ узла к изменению жесткости подшипников 72
3.2.3.1 Шпиндельный узел без технологической оснастки (патрона) 72
3.2.3.2 Шпиндельный узел с патроном 83
3.3 Экспериментальные исследования 91
3.3.1 Комплекс аппаратуры для определения АЧХ шпиндельного узла 91
3.2.1 Проведение экспериментов и обработка результатов 93
3.2.1.1 Объект исследования и методика проведения экспериментов 93
3.3.3 Изменение жесткости на различных этапах 110
3.4 Повышение времени безотказной работы ШУ токарных станков за счет внедрения методов виброакустической диагностики 115
3.5 Повышение эффективности производства при помощи внедрения метода вибродиагностики 119
3.6 Выводы по главе 3 121
Глава 4. Разработка методики прогнозирования долговечности шпиндельного узла станка 122
4.1 Упрощенный производственный метод оценки динамического качества шпиндельного узла 122
Выводы 133
Заключение 134
Список литературы 137
- Возможные дефекты в шпиндельных узлах
- Создание модели шпиндельного узла в SolidWorks Simulation
- Шпиндельный узел без технологической оснастки (патрона)
- Повышение эффективности производства при помощи внедрения метода вибродиагностики
Введение к работе
Актуальность темы диссертации. Одним из направлений повышения
эффективности машиностроительного производства является повышение
производительности обработки с сохранением требований по точности и качеству поверхности деталей, то есть обеспечение эксплуатационной надежности оборудования, а также сокращение затрат на простои станочного оборудования из-за выхода его из строя. Этому способствует внедрение различных методов диагностики и мониторинга состояния оборудования, которые развиваются на базе современных измерительных средств и средств анализа диагностической информации. В условиях современного производства параметрические или функциональные отказы многоинструментального станка ведут к существенным временным и финансовым потерям.
Важнейшими узлами металлорежущих станков являются шпиндельные узлы (ШУ), именно они во многом определяют точность обработанных деталей, производительность и другие показатели качества технологической операции. От состояния ШУ во многом зависит эксплуатационная надежность технологического оборудования.
Основными требованиями, предъявляемыми к современным шпиндельным узлам, являются высокая точность, статическая жёсткость, быстроходность, нагрузочная способность, надёжность, динамическая и температурная стабильность. Жесткость шпиндельного узла влияет на основные показатели качества изготавливаемых деталей, а именно точность формы, шероховатость и волнистость обрабатываемой поверхности.
В условиях, когда многие производства отказываются от системы планово-предупредительного ремонта и переходят к планированию ремонтных работ по фактическому состоянию оборудования, становятся особенно актуальными задачи совершенствования методов мониторинга и диагностирования состояния шпиндельных узлов, разработки методов и средств, способствующих своевременному выявлению зарождающихся дефектов и прогнозированию ресурса работы оборудования.
Степень разработанности. В теории динамики станков, разработанной Кудиновым В.А., силы резания и трения являются силами, вызывающими колебания в замкнутой динамической системе станка. Как показано в работах Кудинова В.А., Пуша В.Э., Пуша А.В., Бушуева В.В., Зверева И.А. и др., шпиндельный узел это один из важных узлов металлорежущего станка. Изучению динамики шпиндельных узлов посвящено значительное количество работ Кудинова В.А, Рагульскиса К.М, Каширина А.И., Решетова Д.Н. и др.
Шпиндельные опоры являются одним из наиболее уязвимых мест шпиндельного узла. В литературе описываются варианты сложных и упрощенных схем расчета срока службы и долговечности подшипников, а также факторы, влияющие на их
преждевременный выход из строя. Однако значительное количество факторов (динамические и статические перегрузки, запыленность, изменения коэффициента трения в подшипнике, предельные режимы эксплуатации, скачки температуры в цехе и проч.), а также непредсказуемость появления некоторых из них, усложняют процесс прогнозирования момента выхода подшипника из строя, делая его в значительной степени случайным.
Диагностике опор шпиндельных узлов металлорежущих станков на основе анализа вибраций посвящены работы многих авторов, в числе которых: Кочинев Н. А., Сабиров Ф.С., Хомяков В.С., Козочкин М.П., Балицкий Ф.Я., Соколова А.Г., Пуш А.В., Зверев И.А. Однако, вопросы мониторинга динамических характеристик шпиндельных узлов в процессе эксплуатации станка, вопросы прогнозирования остаточного ресурса шпиндельных узлов станков в процессе их эксплуатации разработаны недостаточно.
Целью работы является обеспечение эксплуатационной надежности токарных многоцелевых станков на основе моделирования шпиндельных узлов, разработки и внедрения методов мониторинга и диагностики их состояния, а также прогнозирования остаточного ресурса.
Задачи исследований:
разработать математическую модель изменения состояния шпиндельного узла станка с течением времени, на основе результатов исследования динамических характеристик в различные периоды эксплуатации станков;
разработать математическую модель шпиндельного узла станка, отражающую влияние степени изношенности тел качения и колец подшипника, на изменение статической жесткости шпиндельного узла во времени;
- разработать методику прогнозирования остаточного ресурса шпиндельного узла на
основе мониторинга изменения его жесткости с проверкой ее в производственных
условиях;
- разработать методику виброакустического мониторинга шпиндельного узла,
адаптированную к использованию в производственных условиях.
Объектом исследования являются шпиндельные узлы токарных многоцелевых станков с ЧПУ Monforts RNC400, находящихся в эксплуатации на «РКК «ЭНЕРГИЯ».
Предмет исследования. Определение зависимостей между параметрами АЧХ шпиндельного узла и изменениями жесткости опор шпиндельного узла, вызванных временем и условиями эксплуатации, разработка на их базе методик оценки текущего износа и остаточного ресурса шпиндельного узла на примере токарных многоцелевых станков с ЧПУ.
Методы и средства исследований. Работа выполнена с применением метода конечных элементов при моделировании упругой системы, методов теории планирования
экспериментов, современного испытательного и диагностического оборудования, методов обработки экспериментальных данных и математической статистики.
Результаты, полученные автором и выносимые на защиту:
- математическая модель изменения состояния шпиндельного узла станка с течением
времени, полученная по результатам нескольких замеров его динамических характеристик
с промежутком наработки более 1500 часов;
математическая модель влияния износа шарикового подшипника качения на статическую жесткость шпиндельного узла токарного станка;
методика прогнозирования ресурса работы шпиндельного узла на основании оценки его жесткости по динамическим характеристикам;
методика оценки динамических характеристик шпиндельного узла токарного станка при резании заготовки с продольным пазом.
Научная новизна работы заключается в:
- функциональных взаимосвязях статической жесткости шарикового подшипника
качения шпиндельного узла с геометрическими параметрами тел и дорожек качения,
позволяющих прогнозировать изменение радиальной и осевой жесткости подшипника в
зависимости от износа его элементов при различных условиях работы и оценивать на этой
основе эксплуатационную надежность оборудования;
- математических моделях, описывающих взаимосвязь собственных частот
шпиндельного узла с жесткостью его опор в процессе эксплуатации станка, что позволяет
получить функцию влияния жесткости опор на резонансные частоты, характеризует
состоянии шпиндельного узла станка и дает возможность снизить производственные
затраты за счет оптимизации проведения работ по техническому обслуживанию и ремонту
оборудования;
- формализованных взаимосвязях жесткости шпиндельного узла от
продолжительности его эксплуатации, полученных на основе разработанной модели
подшипника, позволяющих прогнозировать состояние шпиндельного узла токарного
станка на разных этапах эксплуатации.
Практическая значимость заключается в:
- рекомендациях по использованию разработанного программно-математического
обеспечения идентификации жесткости опор шпиндельного узла на основе его
экспериментальных частотных характеристик, обеспечивающих поддержание
работоспособности станка и уменьшение затрат на техническое обслуживание и ремонт оборудования (св-во о госрегистрации программы для ЭВМ № 2014615450);
- рекомендациях по определению текущего состояния опор шпиндельных узлов
токарных многоцелевых станков с ЧПУ, способствующих повышению эксплуатационной
надежности станков, обеспечению бесперебойной работы оборудования и повышению производительности производства;
- рекомендациях по определению остаточного ресурса шпиндельного узла токарно-
фрезерного обрабатывающего центра с ЧПУ, способствующих снижение затрат на
обслуживание и ремонт многоцелевых токарных станков;
- рекомендациях по диагностированию шпиндельных узлов токарных станков путем резания заготовки с продольным пазом, применимых к использованию в производственных условиях и обеспечивающих снижение затрат на диагностику состояния станков (патент РФ № 122320).
Реализация работы. Работа выполнялась в «МГТУ «СТАНКИН» в рамках госзадания Министерства образования и науки № 9.1429.2014/К. Результаты работы нашли практическое применение на головном предприятии РосКосмоса «РКК «Энергия» и в ЗАО «МНИТИ» и рекомендуются для применения на предприятиях, использующих токарно-фрезерное металлорежущее оборудование. Разработанные программы для ЭВМ и методики испытаний применяются в учебном процессе на кафедре станков «МГТУ «СТАНКИН».
Соответствие диссертации паспорту научной специальности. По названию и содержанию материалов диссертационная работа соответствует пунктам 1, 2 и 3 раздела «Области исследований» паспорта специальности 05.02.07 - «Технология и оборудование механической и физико-технической обработки».
Достоверность результатов работы обеспечивается:
- согласованием данных, полученных экспериментальными исследованиями, и
результатами, полученными теоретическим путем;
- использованием современных средств и методик проведения исследований;
- использованием положений теории, основанной на известных достижениях
фундаментальных и прикладных научных дисциплин, сопряженных с предметом
исследования диссертации.
Апробация работы
Основные положения и результаты диссертационной работы докладывались на: II Всероссийской студенческой НТК «Машиностроительные технологии» МГТУ им. Н.Э.Баумана, 2009; ХII научной конференции МГТУ «Станкин» и «УНЦ МАТЕМАТИЧЕСКОГО МОДЕЛИРОВАНИЯ МГТУ «СТАНКИН» - ИММ РАН», 2009; Х международном российско-китайском симпозиуме «Современные материалы и технологии», 2009; конкурсе молодых ученых и специалистов на соискание премии им. академика С.П. Королева, г. Королев, 2011; II и III ежегодном слете молодых специалистов и ученых ракетно-космической отрасли, г. Туапсе, 2012 и 2013; XIX НТК молодых ученых и специалистов ОАО «РКК «Энергия», г. Королев, 2011; VI
Всероссийской научно-образовательной конференции «Машиностроение - традиции и инновации» «Станкин» 2013; XXXIV Всероссийской конференции по проблемам науки и технологий, посвященную 90-летию академика В.Д. Макеева, Миасс, 2014; XVII научной конференции «Математическое моделирование и информатика», 2015 и на заседаниях кафедры станков МГТУ «СТАНКИН».
Публикации
По теме диссертации опубликовано 11 печатных работ, из них одна - в издании, индексируемом базой данных Scopus, 3 - в изданиях, входящих в перечень ВАК РФ. Получен 1 патент на изобретение, 4 патента на полезную модель, 2 свидетельства о государственной регистрации программы для ЭВМ.
Возможные дефекты в шпиндельных узлах
Исследования [92, 63, 68, 36, 25, 29, 28] и др. показывают, что причиной снижения стойкости инструмента и качества поверхности являются вибрации, которые появляются под действием различных явлений при механической обработке. В условиях производства было установлено, что сочетание малой жёсткости инструмента и шпиндельного узла, а также возникновение значительных напряжений в зоне резания при токарной обработке заготовок приводит к возникновению автоколебаний [5], увеличению шероховатости поверхности, а также к снижению точности изделия, а в некоторых случаях даже к появлению неисправимых дефектов, таких как «дробление» [106, 69, 6].
При таких условиях обработки к шпиндельным узлам станков и к качеству изготовляемой продукции предъявляются очень высокие требования. Помимо точности, статической жёсткости, быстроходности, нагрузочной способности, надёжности, динамической и температурной стабильности, одним из важнейших качеств станка является его долговечность. Жесткость шпиндельного узла влияет на основные показатели качества изготавливаемых деталей, а именно точность формы, шероховатость и волнистость обрабатываемой поверхности. Причины остановки станка могут быть разными, но одной и самой неприятной является та, которая непосредственно влияет на точность изготовления изделий.
Так как затраты на приобретение металлорежущего оборудования очень высоки, окупается такое оборудование только через 5-7 лет работы. И только по истечении этого периода начинает приносить прибыль. Однако срок гарантии современных станков, как правило, составляет около 5 лет. Известны случаи, когда даже у «именитых», «топовых» производителей станки выходили из строя через непродолжительный период времени после окончания действия гарантии.
Как же выбрать станок из всего многообразия представленного на рынке так, чтобы он имел большую экономическую эффективность?!
В настоящее время существует множество способов исследования состояния шпиндельных узлов станков, начиная с разборки шпиндельного узла и заканчивая различными методами безразборной диагностики.
При покупке нового оборудования необходим метод, который при минимальных затратах времени и ресурсов, а также без физического вмешательства в конструкцию станка, смог бы наиболее точно определить работоспособность, динамическое качество системы, а также спрогнозировать ресурс работы шпиндельного узла.
Подшипниковый узел шпинделя – это система с большим числом степеней свободы. Корпус, ротор, тела качения, сепараторы имеют по шесть степеней подвижности. Расчет и описание таких систем является сложной задачей. Большое количество факторов, такие как гироскопические моменты, центробежные силы, дефекты деталей, параметры смазки, особенности работы, температурные деформации и т.д. а также их одновременное влияние не учитывается при расчете жесткости.
Необходимость учёта всех факторов затрудняет процесс составления и решения уравнений, требуя значительных временных ресурсов [107]. Понятие динамическая жесткость все чаще встречается в технической литературе при описании параметров, которые влияют на виброустойчивость и точность. На базе исследования зависимости жесткости от величин циклической нагрузки в настоящее время была создана единая теория расчета динамической жесткости подшипников [37, 63, 101].
В статике достаточно полно изучены упруго-деформационные свойства шарикоподшипников. Труды [10, 11, 38, 67, 99] в частности посвящены расчетам жесткости. При невысокой статической нагрузке и небольших частотах вращения жесткость подшипниковых узлов рассмотрена в работах [26, 38, 62, 66].
Исследования [1, 75, 76] в сфере проектирования металлорежущих станков и станочных систем, показывают необходимость рассмотрения жесткости опор.
В работе Фигатнера, А.М. «Исследование точности вращения шпинделя с радиальными роликоподшипниками» [100] оцениваются два различных методов определения жесткости опор на радиально упорных подшипниках. Первый подход – это использование равновесной пары, второй – аналитический. При первом подходе в расчет принимаемся зависимость упругих смещений колец подшипника от взаимного влияния осевой и радиальной сил. При втором учитывается зависимость угла контакта шариков с кольцами подшипника от величины натяга. Используя второй подход представляется возможным установить только радиальную жесткость или радиальное смещение, хотя сам подход является более простым. Первый подход позволяет оценивать, как радиальную, так и осевую жесткость. В работе расчет радиальной жесткости подшипника был произведен обоими способами, при условии определения величины критической нагрузки. Как показал анализ, разница между результатами при обоих способах не превышает 1.5%. При аналитическом методе расчета при увеличении радиальной нагрузки наблюдается значительное изменение жесткости. Шпиндель можно представить, как упругую балку на податливых опорах и, следовательно, количество собственных частот колебаний у него велико [78]. Между подшипником и ротором с увеличением скорости вращения интенсивно растут динамические усилия с увеличением скорости вращения, особенно при приближении частоты вращения к критической. Считается, что при традиционной обработке шпиндельный узел обладает тем большими потенциальными возможностями, чем выше его собственная частота [95]. Поэтому первая собственная частота должна превышать частоту максимального вращения шпинделя, как правило, не меньше чем на 30% [97].
Создание модели шпиндельного узла в SolidWorks Simulation
В зависимости от эксплуатационных характеристик шпиндельного узла в его опорах применяют подшипники с определённой величиной натяга. От величины натяга зависит быстроходность шпинделя и величина критической нагрузки, приводящей к падению натяга до нуля, т.е. раскрытию подшипника – возникновению в нём зазора. Фирмы-производители классифицируют натяг на три группы: «лёгкий», «средний» и «тяжелый». Износ подшипника, помимо отрицательных последствий, рассмотренных ранее и приводящих к изменению динамических свойств системы, к функциональным отказам, приводит к изменению величины натяга, изменению жесткости шпиндельного узла, т.е. может рассматриваться в качестве причины параметрического отказа.
Оценить влияние величины износа на изменение натяга и жесткости подшипника весьма проблематично, из-за того, что его нельзя выполнить без разборки подшипника и измерения величины износа. Так как конструкция серийного подшипника не предполагает разборочно–сборочные операции, то это технически невозможно.
В этих условиях наиболее приемлемым является имитационное моделирование шпиндельного узла с подробной детализацией в модели его опор. В настоящее время общепризнанным методом имитационного моделирования является численное моделирование на базе метода конечных элементов.
Новые возможности численного анализа стали активно применяться в связи с развитием вычислительной техники. Благодаря им активно развиваются методы оценки отклика конструкции на внешние воздействия различной физической природы без натурного моделирования. В процессе проектирования изделия неотъемлемой частью стало использования средств инженерного анализа – систем CAE (Computer-aided engineering), среди которых одним из основных инструментов расчета является метод конечных элементов. Он позволяет учитывать и отражает многие специфические моменты и особенности конструкции такие как: - особенности деформации элементов, совместной деформации сложных систем; - особенности поведения сложных систем под нагрузкой, в том числе при изменении параметров самой конструкции; - особенности, вызванные различной податливостью конструктивных элементов системы; - особенности различных видов нагружения (тепловое, статическое, динамическое).
Для расчета конструкций различной сложности в настоящее время существует большое количество программных комплексов, представляющих результаты удовлетворительного качества. Одним из таких программных комплексов является приложение Simulation пакета SolidWorks. Пакет SolidWorks представляет собой систему автоматического проектирования (САПР), предназначенную для автоматизации работ по конструкторской и технологической подготовке производства на промышленных предприятиях. Приложение Simulation представляет собой разновидность системы CAE, предназначенное для анализа конструкции на ранних стадиях разработки, использующее метод конечных элементов для расчёта напряженно 42 деформированного состояния, анализа напряжений, перемещений, контактных давлений и реакций, возникающих в конструкции и её элементах.
Основой для анализа в Simulation является трёхмерная модель SolidWorks (рисунок 2.1). Получение расчётной модели из модели 3-d автоматизировано в части генерации сетки конечных элементов. При этом для получения качественной сетки и работоспособной модели из исходной геометрии необходимо исключить все мелкие несущественные конструктивные элементы (фаски, проточки, крепёжные отверстия, лыски, скосы и т.п.) не оказывающие существенного влияния на результаты, но существенно влияющие на размерность и качество модели. Остальные этапы построения модели выполняются «вручную», к ним относятся:
Модель шпиндельного узла в SolidWorks - построение расчётной схемы (схематизация нагружения и закрепления конструкции, упрощение геометрии); - настройка параметров сетки и её уплотнение в необходимых местах объекта исследования; - выбор вычислительного алгоритма и его настройка; - обеспечение сходимости решения; - анализ полученных результатов и доработка расчётной модели; - исследование объекта с помощью имитационной модели. При построении геометрической, а в дальнейшем и расчётной модели особое внимание уделялось детализации геометрии подшипника. Однако, в каталогах фирм-производителей приводятся только присоединительные размеры, угол контакта и эксплуатационные характеристики. В связи с этим был “разрезан” и измерен радиально-упорный подшипник с углом контакта 15, идентичный по конструкции подшипнику передней опоры исследуемого шпиндельного узла (рисунок 2.2). Полученные размеры и геометрические соотношения использовались при построении расчётной модели.
Цели исследования требовали высокой плотности разбиения сеткой конечных элементов шариков и дорожек качения, что приводило к большой размерности задачи (число уравнений системы составляло около 22,3106). В связи с этим для сокращения размерности было использовано свойство симметрии решения: для схемы с радиальным приложением нагрузки размерность можно сократить примерно до 11106, а для схемы с осевым приложением нагрузки – до 6105 (рисунок 2.3 – 2.4).
Шпиндельный узел без технологической оснастки (патрона)
Нормальный предварительный натяг шпиндельного узла составляет 0,002-0,005 мкм. Недостаточным был принят натяг, составляющий 0,0005 мкм. Сила, воздействующая на передний конец шпинделя 50Н. Максимальная сила воздействия на передний конец шпинделя 5000Н.
Далее нужно определить необходимое количество экспериментальных моделей и расчетов. Для этого требуется определиться величину шага () поочередного изменения параметров. Величину необходимо выбрать так, чтобы ее изменение приводило к значительному изменению упругих перемещений, а, следовательно, значительно повлияло на жесткость системы ШУ. Слишком большая для каждого параметра приведет к малой информативности полученных результатов, что приведет к значительной погрешности при выявлении закона ухудшения жесткости. Слишком маленький шаг (в случае для шпинделя токарного станка Monforts RNC400 меньше 0.5мм) значительно увеличит время расчета и приведет к избыточности данных. Результаты, полученные после практического моделирования, показали, что оптимальным является число N различных вариантов одного параметра, находящееся в интервале от 10 до 20 промежуточных значений, то есть 10-20 контрольных измерений за 10 лет. Такое количество значений делает моделирование достаточно точным, в то же время использование более мелкого шага не выявляет существенного изменения жесткости. Изменяя по очереди каждый из перечисленных параметров на величину , в программной среде SolidWorks необходимо получить соответствующие N -ое количество значения упругих перемещений.
После этого были произведены расчеты упругих перемещений модели с 10-ю разными коэффициентами трения. Коэффициенты трения задавались с шагом от М = 0,003 до ju = 0,03 с шагом А =0,0027. Далее были рассчитаны упругие перемещения на 10 моделях с диаметром дорожки качения в диапазоне от DW=0.52 + 0.54R1U с шагом А =0,002. Получены величины жесткости опоры, по рассчитанным упругим перемещениям моделей с 10-ю разными вариантами предварительных натягов в диапазоне от 0,002-0,005 мкм с шагом А = 0,0003 . Рассчитаны упругие перемещения, возникающие на моделях с 10-ю разными вариантами нагрузок, воздействующих на передний конец в диапазоне от 5Н до 5000Н мкм с шагом А = 500.
Таким образом, было рассмотрено влияние рассмотренных параметров на изменение статической жесткости системы. С помощью моделирования в SolidWorks были смоделированы: износ тел и дорожек качения, недопустимое изменение силы трения в подшипниках опор, влияние осевых и радиальных перегрузок, что в свою очередь может привести к таким дефектам как: появление на телах и дорожках качения сколов, выбоин и трещин. Таким образом, путем внесения изменения в различные геометрические параметры модели, а также путем изменения величин прикладываемых нагрузок и сил трения, были смоделированы различные состояния и различные степени износа шпиндельного узла. Благодаря последовательному поочередному пошаговому изменению каждого из описанных выше параметров, влияющих на износ, были получены соответствующие величины упругих перемещений шпиндельного узла в течение эксплуатации (рисунок 2.13). После чего были получены величины жесткости. Рисунок 2.13 - Перемещения, вызванные напряженным состоянием шпиндельного узла при моделировании в SolidWorks
Таким образом, применив граничные условия к полученным значениям (занесенным в таблицу), были получены временные функции жесткости в зависимости от изменения четырех параметров от нормальных величин до недопустимых в промежутке времени длиной в 10 лет. Ниже приведены наименьшие и наибольшие величины, изменяемых параметров и соответствующее ему величина статической жёсткости узла. После чего по полученным данным были построены графики зависимостей изменения жесткости исследуемого шпиндельного узла от влияния перечисленных выше параметров за 10 лет эксплуатации. Для аппроксимации значений жесткости был использован инструмент «линия тренда» в программной среде Microsoft Excel, который позволяет отображать тенденции полученных данных и прогнозировать их дальнейшее изменения. Помимо этого среда Microsoft Excel позволяет показать уравнение, по которому был построен тренд, таким образом, по результатам расчета изменения жесткости в зависимости от изменяемых параметров были построены графики функций: 1)
Повышение эффективности производства при помощи внедрения метода вибродиагностики
Экспериментальное измерение динамических характеристик может выполняться различными методами, зависящими в первую очередь от способа создания нагружающего усилия. Для производственных испытаний наиболее приемлемым является метод импульсного нагружения объекта, выполняемого ударом динамометрическим молотком. Этот метод требует минимальной аппаратуры.
Для проведения экспериментальных исследований использовался типовой комплект аппаратуры для импульсных вибрационных измерений, применяемый в МГТУ «СТАНКИН» и аппаратно-программный комплекс сбора и обработки данных (КСОД), разработанный в ЭНИМС и модернизированный и дополненный в МГТУ «СТАНКИН». КСОД состоит из следующих элементов:
Аппаратный состав измерительных каналов, применяемых при проведении экспериментов, представлен в таблице 3.7. Измеренные значения физических величин хранятся в памяти компьютера в виде числового кода, десятичное представление которого характеризуются единицей измерения dK. Для пересчета значений dK в значения физической величины используют градуировочные коэффициенты (K).
Измерительный канал состоит из нескольких элементов, имеющих свои коэффициенты передачи (КП), которые имеются в паспорте на элемент. КП равен отношению сигнала на выходе к сигналу на входе элемента. Общий КП канала равен произведению КП элементов. Значения КП для используемых каналов даны в таблице 3.8.
Исследования выполнялись в РКК «Энергия» в производственном цеху завода. Исследовались два токарных станка модели RNC-400 (рисунок 3.26). Комплект аппаратуры показан на рисунок 3.27. Приемы проведения испытаний показаны на рисунке 3.28-3.29 Создание импульсного нагружения по оси Y. Основное назначение станков - штучное и мелкосерийное производство деталей из различных материалов, в частности, алюминиевых сплавов, углеродистых сталей и труднообрабатываемых материалов.
Алюминиевые сплавы использовались, преимущественно, следующих марок: Д16, АМг6 ОСТ 1.92069-71, АМг3 ГОСТ 21488-76; углеродистые стали -Сталь 40, Сталь 45; труднообрабатываемые материалы, такие как жаропрочные сплавы, нержавеющие сплавы, титановые славы - 05Х12Н5Л14, 12Х18Н10Т ГОСТ 19277-73, 08Х15Н5Д2Т-Ш, 15Х18Н12С4ТЮ, ОТ4 ОСТ 1.90173-75, ВТ14 ОСТ 92-0966-75.
Тип деталей обрабатываемых на станках – вал, шайба, диск. В результате анализа характера работы обоих станков была выявлена разница условий их эксплуатации. Так, различалось машинное время, наработанное станками на каждом этапе проведения исследования, а также количество обрабатываемых материалов разных групп сложности. В целях получения достоверных причин изменения динамических характеристик в процессе эксплуатации, были проанализированы журналы мастеров, установлены детали, марки материалов производимых деталей, режимы обработки для каждого материала на соответствующем станке, а также количество и характер аварий, возникавших при работе. Ниже на диаграмме (рисунок 3.30) в процентном соотношении отражено количество обрабатываемых материалов на каждом станке.