Содержание к диссертации
Введение
1. Обзор состояния вопроса и постановка задачи исследований 12
1.1. Колебательные явления при обработке металлов резанием и обзор исследований динамических процессов в координатно-расточных станках 12
1.2. Влияние вибраций на производительность и качество обработки и пути повышения эффективности технологического процесса 23
1.3. Обзор и анализ конструкций направляющих качения координатно-расточных станков 34
1.4. Способы создания предварительного натяга в направляющих качения металлорежущих станков 38
1.5. Постановка задач исследования 42
2. Упругая система координатно-расточного станка с направляющими качения. Особенности конструкции и составление расчетной схемы 44
2.1. Экспериментальное исследование и анализ конст рукций двух вариантов устройств предваритель ного натяга 44
2.1.1. Анализ конструкции устройства с размерным замыканием стыка направляющих 44
2.1.2. Анализ конструкции устройства предварительного натяга с витыми пружинами в качестве упругого элемента 52
2.2. Исследование работоспособности направляющих ка чения по критериям точности и долговечности ... 58
2.2.1. Задачи и методика исследования долговеч ности чугунных направляющих качения 60
2.2.2. Анализ результатов исследования долговечности чугунных направляющих 64
2.3. Оптимизация величины предварительного натяга по критериям жесткости, точности и долговечности на правл яющих 67
2.3.1. Выбор величины предварительного натяга из условий требуемой жесткости направляю щих 68
2.3.2. Сопротивление движению, точность и чувствительность установочных перемещений на направляющих качения 72
2.3.3. Зависимость усилия предварительного натяга от нагрузочной способности направляющих и влияние усилия предварительного натяга на долговечность направляющих 74
2.4. Обоснование расчетной схемы и составление урав нений движения УС станка 77
2.4.1. Показатели динамического качества металлорежущих станков 77
2.4.2. Обоснование расчетной схемы УС станка... 78
2.4.3. Составление уравнений движения системы... 82
2.4.4. Структурная схема системы дифференциальных уравнений движения УС станка 84
2.5. Анализ устойчивости динамической системы станка при резании 84
2.5.1. Методы анализа устойчивости динамической системы станка 86
2.5.2. Устойчивость динамической системы станка при резании и при работе "по следу" 87
2.5.3. Область устойчивости динамической системы станка 88
2.6. Выводы 90
3. Экспериментальное исследование влияния предваритель ного натяга на динамические параметры направляющих качения 92
3.1. Испытательный стенд и контрольно-измерительная аппаратура 92
3.1.1. Проведение статических исследований 95
3.1.2. Исследование динамических характеристик.. 95
3.2. Методика проведения экспериментальных исследова ний и планирование лабораторного эксперимента 97
3.2.1. Исследование жесткости и демпфирующей способности 97
3.2.2. Исследование жесткости стыка направляющих 103
3.2.3. Исследование демпфирующей способности роликовых направляющих 104
3.2.4. Расчет необходимого количества измерений при проведении экспериментальных исследований 106
3.3. Исследование зависимости контактной жесткости направляющих от усилия предварительного натяга.. 109
3.3.1. Исследование сближения в направляющих... 109
3.3.2. Контактная жесткость направляющих качения 115
3.4. Исследование влияния предварительного натяга на демпфирующую способность направляющих 119
3.4.1. Анализ влияния предварительного натяга на демпфирующую способность роликового стыка 120
3.4.2. Влияние предварительного натяга на изменение собственных частот колебаний ползуна 126
3.4.3. Анализ влияния количества тел качения в стыке на его демпфирующую способность... 130
3.5. Выводы 130
4. Исследование устойчивости динамической модели координатно-расточного станка 132
4.1. Определение параметров расчетной схемы УС координатно-расточного станка 133
4.1.1. Определение натуральных инерционных параметров узлов и деталей станка 133
4.1.2. Определение момента инерции стойки при изгибе 133
4.1.3. Определение жесткости стыков узлов станка 136
4.1.4. Определение диссипативных параметров системы 140
4.2. Алгоритм и программа расчета амплитудно-фазовых частотных характеристик ЭУС станка и устойчивости при резании 142
4.2.1. Расчет динамических характеристик эквивалентной упругой системы 142
4.2.2. Алгоритм расчета разомкнутой динамической системы станка 147
4.3. Влияние предварительного натяга в направляющих качения стола на амплитудно-частотные характеристики ЭУС станка 147
4.4. Влияние предварительного натяга в направляющих качения на устойчивость динамической системы станка при резании 153
4.4.1. Особенности процесса многолезвийной обработки 153
4.4.2. Динамическая характеристика процесса резания при фрезеровании 156
4.4.3. Динамическая характеристика разомкнутой системы и предельная глубина фрезерова ния 158
4.5. Выводы 162
5 Экспериментальное исследование влияния предварительного натяга в направляющих качения на производительность, точность и чистоту обработки при фрезеровании 163
5.1. Методика проведения экспериментальных исследова ний 163
5.1.1. Проведение экспериментальных исследований при обработке плоских поверхностей.. 165
5.1.2. Проведение экспериментальных исследований при обработке отверстий фрезерованием 167
5.1.3. Измерение абсолютных колебаний при фрезеровании 167
5.2. Комплекс измерительной и регистрирующей аппара туры 169
5.2.1. Аппаратура для измерения относительных колебаний.. 171
5.2.2. Аппаратура для измерения абсолютных колебаний узлов станка при фрезеровании... 172
5.3. Влияние величины предварительного натяга на уровень относительных колебаний узлов станка при фрезеровании 174
5.3.1. Результаты измерений относительных колебаний в станке модели 2450А 174
5.3.2. Относительные колебания узлов в станке мод .24К40СФ4 178
5.4. Влияние предварительного натяга на точность, чистоту обработки и производительность при фре зеровании 181
5.4.1. Влияние предварительного натяга на геометрические характеристики обработанных поверхностей 181
5.4.2. Зависимость предельной глубины фрезерования и производительности обработки от величины предварительного натяга 186
5.4.3. Повышение производительности фрезерова ния при создании в направляющих предварительного натяга 188
5.5. Выводы 190
Основныерезультаты работы 192
Список использованных источников 194
Приложение 206
- Влияние вибраций на производительность и качество обработки и пути повышения эффективности технологического процесса
- Исследование работоспособности направляющих ка чения по критериям точности и долговечности
- Методика проведения экспериментальных исследова ний и планирование лабораторного эксперимента
- Алгоритм и программа расчета амплитудно-фазовых частотных характеристик ЭУС станка и устойчивости при резании
Введение к работе
Одним из решающих условий выполнения основной задачи, поставленной партией перед машиностроением на XI пятилетку, заключающейся в повышении производительности труда в металлообработке в 1,4 раза и улучшении качества выпускаемой продукции с одновременным снижением ее металлоемкости, является всемерное внедрение прогрессивной техники и технологии, базирующееся на достижениях научно-технического прогресса, на опережающем развитии станков высокой точности с числовым программным управлением и расширенными технологическими возможностями.
В связи с этим широко развернулись работы по проектированию и освоению выпуска многоцелевых станков с ЧПУ сверлильно-фрезерно-расточной группы, в том числе и координатно-расточных станков.
Современное производство требует от КРС возможности выполнения с высокой точностью не только чистовых финишных операций, но и получистовой, а иногда и черновой обработки.
Опыт эксплуатации КРС среднего типоразмера показывает, что выполнение получистовых операций, и особенно торцевого фрезерования, ограничивается низкой виброустойчивостью динамической системы станка.
Одним из элементов УС координатно-расточного станка, в значительной степени влияющих на виброустойчивость при резании, являются направляющие качения.
В высокоточных координатно-расточных станках для обеспечения высокой точности позиционирования и плавности перемещения подвижных узлов широкое применение находят направляющие качения. Но относительно малые жесткость и демпфирующая способность роликовых направляющих ограничивает технологические возможности
_ 9 -
КРС, делают невозможным проведение получистовой обработки и сужают диапазон режимов резания на чистовых операциях.
Одним из путей повышения динамических характеристик направляющих качения является создание в них предварительного натяга, т.е. замыкание стыка направляющих в направлении, перпендикулярном плоскости направляющих.
Существует рдд работ, посвященных исследованию динамических явлений в КРС, в которых исследовалось влияние некоторых технологических и конструктивных параметров на производительность обработки на КРС.
Так же достаточно подробно исследованы и направляющие качения, в том числе и с предварительным натягом; выявлено влияние предварительного натяга на жесткость и долговечность стальных закаленных направляющих, существует несколько классических способов создания предварительного натяга.
Однако выполненные исследования проводились без учета повышенных требований к виброустойчивости современных КРС, способных сочетать высокую точность обработки и высокую производительность при выполнении получистовых операций.
Из сказанного выше вытекает необходимость разработки и подробного исследования динамической модели КРС, включающей направляющие качения с предварительным натягом. Величиной предварительного натяга определяются оптимальные по показателям динамического качества, точности и долговечности условия работы направляющих, динамические параметры которых в значительной степени определяют виброустойчивость и производительность КРС.
Целью настоящей работы, таким образом, является разработка на основе экспериментальных данных методов повышения производительности (путем повышения виброустойчивости) КРС за счет
создания в направляющих качения предварительного натяга, улучшающего их динамические характеристики, величина которого определяется требуемыми показателями динамического качества УС станка в целом.
Методика работы базируется на основных положениях динамики станков, разработанных доктором технических наук, профессором В.А.Кудиновым. При проведении ряда экспериментальных исследований использовались методические рекомендации ЭНИМСа. Теоретические исследования при обработке и анализе экспериментальных данных основаны на общих положениях динамики станков, теории колебаний и теории упругости. Для проведения расчетов и математического моделирования широко использовалась цифровая вычислительная техника.
Установлено, что виброустойчивость КРС с направляющими качения при выполнении операций фрезерования в значительной степени определяется динамическими параметрами направляющих. Расчетным путем проведен анализ влияния параметров направляющих качения, определяемых величиной предварительного натяга, на виброустойчивость и производительность КРС при получистовом растачивании и фрезеровании. В работе получены новые экспериментальные данные о влиянии предварительного натяга и конструкции направляющих на их динамические параметры и динамическую систему станка в целом.
Разработанная математическая модель и методика расчета могут быть использованы при решении задач выбора и оптимизации параметров динамических систем КРС, позволяют на стадии проектирования системы станка обеспечить ее высокое динамическое качество путем синтеза системы по заданным динамическим характеристикам. Разработаны устройство и методика создания предварительного натяга требуемой величины для обеспечения заданных
- II -
динамических параметров направляющих качения.
Результаты работы и методические рекомендации используются в Куйбышевском станкостроительном производственном объединении при проектировании станков новых моделей.
Работа выполнена на кафедре "Металлорежущие станки" Куйбышевского ордена Трудового Красного Знамени политехнического института и в лаборатории отдела надежности и исследований станков Куйбышевского завода координатно-расточных станков.
Влияние вибраций на производительность и качество обработки и пути повышения эффективности технологического процесса
В процессе обработки резанием в системе СПИД всегда существуют периодические колебания, которые при определенных режимах резания и условиях работы могут достигать значительной интенсивности.
Практикой металлообработки и опытами многих исследователей установлены многочисленные факторы, влияющие на появление вибраций. К ним относятся режимы резания, геометрия инструмента, жесткость упругой системы станка и ее отдельных элементов, внешние колебания, возникающие от неуравновешенности вращающихся масс станка, смазка, свойства обрабатываемого материала [3,14, 48,51,73,115].
Как было сказано ранее, возникающие в процессе резания колебания можно разделить на вынужденные и автоколебания.
Среди большого многообразия внешних воздействий наиболее распространенными являются воздействия синусоидального типа [18,4].
При исследовании вынужденных колебаний при фрезеровании приходится иметь в виду принципиальное отличие процесса фрезерования от других процессов обработки металлов резанием [26,43, 7I,I23J. Кроме прочих возмущающих сил при фрезеровании имеет место переменное усилие резания, связанное с переменным сечением стружки, снимаемой каждым зубом. Частота колебаний этой силы находится в прямой зависимости от угловой скорости фрезы и числа ее зубьев [l0,32].
Таким образом, сам процесс фрезерования обусловливает появление вынужденных колебаний. Сложный характер возмущений и широкий спектр частот приводит к появлению колебаний не только основной частоты, но и возникновению колебаний на собственных частотах системы.
Амплитуда вынужденных колебаний зависит от сечения среза, т.е. от глубины фрезерования и подачи, а также от скорости резания и ширины обрабатываемой поверхности.
Таким образом, виброустойчивость станков через технологические параметры резания существенным образом влияет на производительность обработки [9,32,33,44,45,63].
Увеличение скорости резания повышает производительность обработки, но одновременно увеличивает амплитуду относительных колебаний, что приводит к снижению стойкости инструмента [3,9, 32J. Большое влияние оказывает скорость резания на шероховатость поверхности. С увеличением скорости резания снижается степень пластических деформаций обрабатываемых поверхностей и уменьшается высота микронеровностей (рис.1.4).
Вторым элементом режимов резания, в значительной степени влияющим на шероховатость поверхности, является подача _33,44j.
Величина и форма остаточных гребешков при торцевом фрезеровании геометрически определяется величиной подачи и формой режущей кромки инструмента. Шаг между остаточными гребешками определяется подачей на зуб 5Z , величина гребешков определяется из соотношения [33]; где if и - главный и вспомогательный углы в плане. Помимо чисто геометрических факторов, величина подачи оказывает влияние на микрогеометрию поверхности через амплитуду относи тельных колебаний, зависящую от подачи. Из графиков рис.1.5 [33, 45] видно, что по мере уменьшения величины подачи чистота поверхности повышается, но до определенных пределов. Это объясняется тем, что даже при минимальной подаче существуют относительные колебания инструмента и заготовки и, во-вторых, при работе с малыми подачами толщина стружки уменьшается, нарушается процесс нормального резания, резко увеличивается толщина упруго деформи-, рованного поверхностного слоя и удельная сила резания. В результате увеличивается интенсивность относительных колебаний и снижается чистота поверхности. При значительном увеличении подачи резко возрастает сила резания и соответственно повышается интенсивность колебаний.. Поэтому при назначении подачи для чистовых режимов ее меньшую величину рекомендуется выбирать в пределах 0,01...0,02 мм/зуб [32,45]. Величина подачи для черновой обработки назначается из условий стойкости инструмента и отсутствия чрезмерных вибраций.
По данным многочисленных исследований [33,43,44] при фрезеровании на устойчивых режимах резания глубина снимаемого слоя, до определенной величины, практически не влияет на величину относительных колебаний и шероховатость поверхности, но при достижении критической глубины резания возникают автоколебания, которые на одной из собственных частот упругой системы возбуждают интенсивные колебания, резко повышающие высоту микронеровностей (рис.1.6) и делающие невозможной работу на станке. Частота колебаний при изменении глубины фрезерования при постоянных значениях скорости резания, подачи на зуб и ширины фрезерования остается постоянной и определяется числом оборотов шпинделя и частотой врезания зубьев фрезы.
Экспериментальная проверка влияния ширины фрезерования на чистоту поверхности (рис.1.7) [32,43] доказывает, что уве личение В до определенного критического предела снижает интенсивность колебаний и высоту микронеровностей. Увеличение ширины фрезерования выше критического значения влечет за собой появление интенсивных вибраций. На практике ширина фрезерования в среднем принимается равной 0,6...0,8 от диаметра фрезы.
Из анализа приведенных выше зависимостей видно, что существует прямая связь между параметрами шероховатости поверхности R-% и амплитудой относительных колебаний (рис.1.8) независимо от режимов обработки, диаметра фрезы и числа зубьев.
В настоящее время вопрос повышения виброустойчивости станков, т.е. эффективности технологического процесса, решается двумя основными путями: технологическим и конструктивным (рис.1.9).Повышение виброустойчивости технологическими методами предполагает создание благоприятных условий резания, т.е. изменение режимов обработки с целью ухода от автоколебательного режима, от резонанса при вынужденных колебаниях, от больших пиковых перегрузок.
Изменение скорости резания во многих случаях оказывается одним из простых и достаточно эффективных способов устранения вибраций.При этом следует учитывать, что чрезмерное снижение скорости резания приводит к снижению производительности, а при повышении скорости резания снижается стойкость инструмента и возможно появление высокочастотных вибраций.
Изменение величины подачи неоднозначно сказывается на поведении динамической системы и зависит от диапазона скоростей, в котором ведется обработка. Это объясняется совокупным влиянием скорости резания, свойств обрабатываемого материала и геометрией срезаемого слоя на характеристику процесса резания.
Исследование работоспособности направляющих ка чения по критериям точности и долговечности
В настоящее время среди ряда исследователей распространено мнение о том, что направляющие качения станков следует изготавливать только стальными, закаленными до твердости HRtov+bc24,37,58,64,89]. В преобладающем большинстве случаев такие направляющие выполняют в виде накладных планок и лишь в отдельных случаях, в узлах небольших станков, их выполняют заодно с корпусом. Применение накладных планок в значительной степени усложняет и удорожает изготовление направляющих. Сами планки выполняют с высокой степенью точности как в стыке с корпусной деталью, так и в контакте с телами качения. Для обеспечения надежного контакта стальных планок с базовой поверхностью по всей их длине необходимо шабрить опорные поверхности базовых деталей станка. Несмотря на выполнение указанных мероприятий, очень трудно добиться требуемой точности направляющих, так как при затягивании планок винтами они деформируются из-за неравномерной силы прижатия по длине стыка. Для устранения этого явления применяют дополнительную операцию шлифования накладных планок после сборки направляющих. Окончательная взаимная пригонка сопрягаемых поверхностей направляющих не может быть достигнута традиционными способами потому, что планки имеют высокую твердость и не поддаются ручной шабровке. Такие операции, как притирка направляющих, не могут применяться в данном случае, т.к. они неизбежно нарушают взаимную параллельность направляющих .
Таким образом, применение стальных накладных планок значительно усложняет конструкцию направляющих качения, повышает трудоемкость их изготовления и не позволяет получить точность направляющих, необходимую для станков класса А и С.
Особую актуальность приобретает проблема долговечности направляющих для станков особо высокой точности с чугунными направляющими качения, в которых применяется предварительный натяг.
С целью выяснения возможности применения чугунных направ ляющих качения с предварительным натягом представляется необходимым убедиться в том, что они обладают достаточной долговечностью при нагрузках на направляющие, имеющих место в реальных станках, и не уменьшают срок службы станка до капитального ремонта. Применительно к направляющим качения станков,критериями долговечности являются усталостное разрушение и линейный износ контактируемых поверхностей. Контактное разрушение поверхности направляющих влечет за собой нарушение плавности перемещения узлов на направляющих качения, а их линейный износ приводит к преждевременной потере точности станка.
При исследовании долговечности чугунных направляющих качения и определении возможности применения их в координатно-рас-точных станках исследования проводились в двух направлениях [93]- оценивался линейный износ и характер его изменения во времени;- оценивалось качество поверхностей контакта в процессе работы и характер разрушения направляющих.
Исследованию подвергались образцы из чугуна марки СЧ 15-32 с пластинчатым графитом, твердостью НВ 180-200, изготовленные из металла, применяемого для отливок класса I базовых деталей КРС.
Для проведения исследований был изготовлен стенд (рис.2.13) в котором вращение вала электродвигателя I через редуктор 2 и кривошипно-шатунный механизм 3 преобразуется в возвратно-поступательное движение ползуна 8 с закрепленным образцом 9, совершаемое по роликам на неподвижной стальной направляющей 10.
Необходимая сила прижима создавалась при помощи нагрузоч ного устройства, состоящего из винта 4, динамометра 5 и ролика 6
Удельная нагрузка на тела качения (нагрузка на единицу длины ролика) CL определялась по формулегде Р - усилие, создаваемое нагрузочным винтом; l=lp fl - суммарная длина роликов; tg - длина одного ролика; IX - количество роликов в стыке. Диапазон нагрузок на испытуемый образец при проведении экспериментов был определен на основании сопоставления величин допустимой нагрузки из условий контактной прочности поверхности образца и наибольшей нагрузки в направляющих станка при создании предварительного натяга и действия сил резания наибольшей величины .
Допустимая нагрузка На на одно тело качения из условий контактной прочности чугуна определялась по формуле [96J
Перед проведением исследований было определено необходимое число циклов нагружения испытуемого образца. В реальных станках наиболее нагруженной, с точки зрения контактного воздействия, является средняя часть длины направляющих, в которой при перемещении стола и его реверсировании перекатывается наибольшее количество роликов.
Из-за отсутствия статистических данных по КРС расчет производился по значениям наибольшей и наименьшей подачи стола и средней скорости его рабочих перемещений.
Количество циклов нагружений /V// каждой единичной площадки направляющих за все время работы станка определяется по
Формуле „ В результате расчетов, проведенных при условии, что срок службы станка до капитального ремонта Тц =10 лет, годовой фонд времени работы станка Т р - 24-ІСг мин, время перемещений подвижных узлов в станках с ЧПУ составляет около 10$ всего времени работы станка,и перемещение происходит со средней скоростью рабочей подачи S = 63 мм/мин, число циклов нагружений получили равным Мц = 7,5-10 .
На основании проведенных расчетов и учитывая, что испытания на износ и усталостную прочность по данным ряда авторов [81,82] производятся не менее чем при 10 циклов нагружения, было принято, что количество циклов нагружения при проведении экспериментов должно быть Иц 1-Ю" циклов.
Измерение износа рабочих поверхностей образцов производилось при помощи оптического индикатора (оптикатора) с ценой деления 0,02 мкм, установленного на приборе БМИ. Схема измерений приведена на рисунке 2.14. Оптикатор I, закрепленный на кронштейне 2, упирается измерительной ножкой в поверхность образца 3, находящегося на столе прибора. При перемещении стола с образцом снимались показания Q; оптикатора в сечениях 1,2, 3 и 4,5 на площадках I и П и по ним определялась величина износа S;
Замеры на площадках контакта производились в трех сечениях по ширине образца и в расчетах использовались средние значения полученных замеров.
Методика проведения экспериментальных исследова ний и планирование лабораторного эксперимента
Задача экспериментального исследования направляющих с предварительным натягом предусматривала определить влияние величины усилия предварительного натяга на статическую жесткость направляющих, их демпфирующую способность, частоту собственных колебаний в нормальном направлении, а также исследовать зависимость этих параметров от числа роликов в стыке при одинаковых погонных нагрузках на тела качения и определить работоспособность направляющих с полыми роликами.
Жесткость и демпфирующая способность направляющих определялись для нескольких дискретных значений величины усилия предварительного натяга с шагом по усилию 250 Н. Наибольшие значения допускаемых усилий предварительного натяга и нормальной нагрузки на ползун при проведении экспериментов определялись из условий принятых усилий предварительного натяга (табл.2.2) - -и контактной прочности поверхностных слоев направляющих с учетом веса ползуна и динамических явлений в стыке направляющих.
Для применяемых комплектов роликов допускаемая удельная нагрузка на тела качения, т.е. нагрузка на I см длины ролика, с учетом динамических явлений в стыке может быть определена по формуле [24] где 1(=0,75 - коэффициент динамичности; К, = І5 І0Па- коэффициент условных напряжений; d - диаметр ролика; t - коэффициент, учитывающий твердость направляющих. При твердости направляющих НВ = 200 = 1,0. Для роликов диаметром 16 мм получаем Значение предельной величины предварительного натяга для каждой направляющей в зависимости от числа роликов в контакте с учетом веса ползуна в- = 600 Н, внешней нагрузки Р и значений CLfa (3.1) определяется по формуле где /I - количество роликов на каждой грани направляющих; I - длина ролика, см; d - угол призмы направляющей, для плоской направляющей = 90; 6 - вес ползуна, Н; р - внешняя нормальная нагрузка, кН. На основании анализа значений нагрузок CL на тела качения в направляющих координатно-расточных станков при их работе, приведенных в таблице 3.1, и предварительно проведенных на станках экспериментов, было принято: при исследовании динамических характеристик направляющих на стенде величина усилия предварительного натяга F варьируется в пределах от 0 до 1000 Н на каждой направляющей ступенчато через 250 Н, величина прикладываемой к ползуну нормальной нагрузки Р при исследовании статической жесткости изменялась от 0 до 3000 Н. Суммарные удельные нагрузки на тела качения в направляю щих стенда определялись согласно расчетной схеме (рис.3.3) по формулам р Следует отметить, что длина и шаг роликов в сепараторах направляющих станков выбираются таким образом, что соотношение удельных нагрузок на тела качения в плоской и призматической направляющих при центральном нагружении стола нормальной силой равно 1:0,707. В результате этого достигается равенство деформаций в нормальном направлении в плоскостях призматической и плоской направляющих при центральном нагружении стола, т.е. зеркало стола перемещается в направлении оси Z без перекосов параллельно своему первоначальному положению.Значения нагрузок на тела качения в направляющих стенда при различных fl, Р и F приведены в таблице 3.2.
В первой серии экспериментов проводились исследования зависимости сближения в стыке направляющих от усилия предварительного натяга F и величины нормальной нагрузки Р на ползун для разных комплектов роликов. Усилия предварительного натяга на каждой направляющей изменялись от 0 до 1000 Н, величина прикладываемой к ползуну нормальной нагрузки изменялась от 0 до 3000 Н.
Исходя из конструкции стенда и принятых предельных величин предварительного натяга и нормальной нагрузки, исследование статической жесткости направляющих проводилось при пяти роликах на каждой грани направляющих.
Исследование сближений в направляющих проводилось при удельных нагрузках на тела качения, изменяемых в диапазоне от 12 Н/см до 112 Н/см, что соответствует нагрузкам на ролики в направляющих станков при обработке типичных для станков данного типоразмера представителей деталей (см.таблицу 3.1 и п.5 табл. 3.2).
Сближения в направляющих измерялись с помощью четырех микрокаторных головок, установленных по углам ползуна (рис.3.1), и в качестве результирующего значения сближения бралось среднее арифметическое показаний этих микрокаторов.
Исследование влияния предварительного натяга и количества роликов в стыке на собственную частоту колебаний ползуна и уровень относительных колебаний в стыке производилось при приложении к ползуну внешнего гармонического возмущающего воздействия и методом единичного импульса. Собственные частоты ползуна на направляющих определялись по характеру резонансных кривых АЧХ стыка из условия [II,98] где СО І и ufc - околорезонансные частоты колебаний ползуна, при которых амплитуды колебаний составляют При возмущении системы единичным импульсом собственные частоты определялись в процессе обработки виброграмм затухающих колебаний ползуна. Измерение уровня относительных колебаний производилось датчиком Д$ (рис.3.3). При построении АЧХ стыка направляющих, чтобы исключить влияние массы рычага II и жесткости динамометра 12 (рис.3.1), электродинамический вибратор крепился непосредственно на ползуне. При исследовании зависимости уровня относительных колебаний в стыке от величины предварительного натяга, т.е. динамической жесткости, внешнее гармоническое воздействие от вибратора 10 на ползун передавалось через рычаг II и динамометр 12 с тензодатчиками 7, наклеенными на упругий элемент динамометра. Амплитуда колебаний в стыке измерялась бесконтактным емкостным датчиком Д3 , установленным в центре ползуна, как показано на рисунке 3.3. Перед проведением каждой серии экспериментов проводилась тарировка измерительного комплекса в режиме статического на-гружения ползуна нормальной силой.
Алгоритм и программа расчета амплитудно-фазовых частотных характеристик ЭУС станка и устойчивости при резании
Как показали предварительно проведенные эксперименты и на основании [20,97] , изгибная жесткость стойки в плоскости составляет значительную долю в балансе жесткости УС станка. Вследствие этого, при рассмотрении YG станка в системе координат 20У (рис.2.21, 4.1), изгибную жесткость стойки необходимо учитывать при определении относительных перемещений узлов станка в направлении осей I и У
Изгибная жесткость стойки определялась как для консольной тонкостенной коробчатой балки (рис.4.2). Осевой момент инерции
Ух поперечного сечения, определяющий изгибную жесткость коробчатой балки, по известной зависимости для тонкостенного прямоугольника [вз] равен носительным скоростям точек приведения двух взаимодействующих элементов системы.
Коэффициенты вязкого трения для уравнений движения, составленных методом кинетостатики, определяются из выражения [5]где h - логарифмический декремент колебаний; ftij - масса колеблющегося тела; Ki - жесткость стыка.
Логарифмический декремент колебаний стыка "стол-салазки" определялся экспериментально на лабораторном стенде при варьировании усилий предварительного натяга и количества роликов в стыке (п.3.4).
Значения коэффициентов рассеяния энергии (декрементов колебаний) для остальных стыков рассматриваемой УС станка принимались по результатам, приведенным в работах [24,98,99,114] с учетом рекомендаций, учитывающих характерные особенности каждого стыка.
Поскольку изгибающаяся стойка колеблется как упругая консольная балка, то рассеивание энергии при этом происходит главным образом в материале стойки - чугуне. Коэффициент демпфирования Су в этом случае определяется из выражения [10,84]где У = 1,1- коэффициент рассеивания энергии в чугуне; Cif, - изгибная жесткость стойки; Й/ " приведенный к т.О момент инерции изгибающейся части стойки. Значения коэффициентов демпфирования, необходимые для проведе ния расчетов на ЭЦВМ и определенные из выражений (4.4, 4.5), приведены в таблице 4.5.
Используя приведенные в таблице 4.6 значения параметров УС, определяем динамические характеристики системы при варьировании усилия предварительного натяга F .
Поскольку определение динамических характеристик ЭУС производится при гармоническом возмущающем воздействии P[{)=F SLn03i , то для расчета динамических характеристик системы и характеристик процесса резания использовался "метод комплексных амплитуд" с заменой р=1сд % - присоединенный определитель, получаемый заменой 7-го столбца определителя D0 столбцом свободных членов Значения матричных полиномов в виде, удобном для решения системы уравнений (4.6) на ЭЦВМ и входящих в них коэффициентов, приведены в таблице 4.7.
Аналогично определяются численные значения коэффициентов характеристической матрицы при величине F= J Г/пах и F=Fmat Переменными при этом будут только коэффициенты, содержащие Л/ и Cf ,
При определении частотных характеристик УС решением уравнений движения на ЭЦВМ необходимо рационально задавать шаг изменения частоты АСО . Это связано с тем, что при большом значении Ш возрастает ошибка определения резонансных частот и амплитуд, особенно при малых значениях демпфирования в системе. Необоснованное уменьшение шага сканирования увеличивает машинное время расчетов и количество выводимой на печать информации.
Для определения собственных частот системы производится решение уравнений движения УС для случая свободных колебаний, »/ где- матричные полиномы, составленные в предположении, что С = 0. Матричные полиномы характеристической матрицы системы уравнений движения УС без демпфирования имеют видТогда tf M/ +Xj=aJ/т.е. все коэффициенты ojj равны нулю.Главный определитель этой системы запишется в виде принято в околорезонансных зонах АСО /с чаях ACd = S0c ., в остальных слу Программой расчета предусмотрен вывод на ЦПУ: - текущих значений - абсолютных и относительных значений частотных характеристик: радиусов-векторов ЛІ , фаз Чі , действительных лЄі и мнимых Уті составляющих частотных характеристик ЭУС, процесса резания и разомкнутой системы.
Выводы о степени устойчивости замкнутой динамической системы станка производятся на основании анализа частотной характеристики разомкнутой системы pi] , которая в общем виде представляет произведение передаточных функций эквивалентной упругой системы Wjyc и процесса резания VJp .
Частотная характеристика процесса резания определяется режимами резания, геометрией инструмента и свойствами обрабатываемого материала.Алгоритм построения А$ЧХ разомкнутых систем и анализа устойчивости приведен на рисунке 4.3.
Для заданных значений параметров ЭУС и процесса резания определяются частотные характеристики fljgyc , у ЭУС ) Дір \ і in и частотные характеристики разомкнутой динамической системы уРйЗ У/рвЗ Анализ последних позволяет сделать вывод об устойчивости динамической системы станка при резании, о влиянии параметров ЭУС и процесса резания на запас устойчивости системы и определить предельную глубину Dfjp резания. Используя приведенные в п.п.3.2, 3.3 зависимости изменения динамических параметров стыка направляющих стола от величи
