Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Обзор литературы и постановка задач исследования 9
1.1. Исследование статических и динамических характеристик металлорежущих станков и методы идентификации объектов 9
1.2 Аппаратура и нагружающие устройства для динамических исследований станков 15
1.3. Методы контроля регулируемых параметров шпиндельного узла, влияющих на характеристики станка 17
1.4. Обоснование выбранного направления работ и постановка задач исследования -35
Глава 2. Теоретическое обосновабие идентификации параметров джамических моделей шпиндельных узлов 41
2.1. Идентификация жесткости опор собранных шпиндельных узлов 41
2.2. Оценка и пути повышения точности идентификации жесткости опор 52
2.3. Разработка алгоритма идентификации жесткости опор собранных шпиндельных узлов 58
2.4. Идентификация коэффициентов сопротивления и масс шпиндельных узлов 62
2.5. Оценка точности идентификации коэффициентов сопротивления и масс шпиндельных узлов 69
2.6. Идентификация коэффициентов сопротивления и масс шпиндельных узлов с использованием избыточной информации 71
2.7. ИЕентификация коэффициентов сопротивления опор шпиндельных узлов при известных массах 72
2.8. Оценка точности и разработка алгоритма идентификации коэффициентов сопротивления опор шпиндельных узлов при известных массах 79
Глава 3. Методика и аппаратура для оценки жесткости и коэффициентов сопротивления опор собранных шпиндельных узлов 94
3.1. Экспериментальное определение исходных данных для расчета жесткости опор шпиндельных узлов 94
3.2. Экспериментальное определение исходных данных для расчета коэффициентов сопротивления опор шпиндельных узлов 105
3.3. Стенд и аппаратура для определения жесткости и коэффициентов сопротивления опор шпиндельных узлов 106
Глава 4. Экспериментальная проверка методики определения жесткости и коэффициентов сопротивления опор шпиндельного узла 116
4.1. Определение жесткости опор шпиндельного узла станка мод. ІП735ФЗ 116
4.2. Определение коэффициентов сопротивления опор шпиндельного узла станка мод. Ш735ФЗ 135
4.3. Определение жесткости и коэффициентов сопротивления опор шпиндельных узлов при неполной исходной информации 144
Глава 5. Приложение разработанной методики к исследованию шпиндельных узлов 153
5.1. Исследование шпиндельного узла ЛОК-36 с регули руемым натягом 153
5.2. Сравнительные исследования двух вариантов шпиндельных узлов на различных типах подшипников по статическим и динамическим характеристикам 166
Выводы 182
Заключение 185
Литература 194
Приложения
- Аппаратура и нагружающие устройства для динамических исследований станков
- Разработка алгоритма идентификации жесткости опор собранных шпиндельных узлов
- Экспериментальное определение исходных данных для расчета коэффициентов сопротивления опор шпиндельных узлов
- Определение коэффициентов сопротивления опор шпиндельного узла станка мод. Ш735ФЗ
Введение к работе
"Основные направления экономического и социального развития СССР на I98I-I985 годы и на период до 1990 года", принятые ХХУІ съездом КПСС, предусматривают повышение производительности металлорежущих станков в 1,3-1,6 раза, увеличение их надежности и долговечности в эксплуатации, а ташке повышение точности металлорежущих станков не менее, чем на 20*30 процентов.
Предусматривается также разработка и осуществление мероприятий по повышению действенности систем контроля качества и технического уровня выпускаемой машиностроительной продукции.
Одним из основных узлов металлорежущего станка является шпиндельный узел, существенно влияющий на показатели станка в целом. Так виброустойчивость станка и точность обработки в значительной степени зависит от регулировки опор шпиндельных узлов [63,83,84,89,93] . Регулировка опор влияет также на надежность и долговечность узла [2,27] . Поэтому контроль правильности сборки и регулировки опор шпиндельных узлов имеет важное практическое значение.
Разработанные методы контроля правильности сборки и регулировки опор шпиндельных узлов можно объединить в две основные группы: контроль в процессе сборки узла и контроль собранного узла.
Методы первой группы не всегда позволяют оценить правильность сборки и регулировки подшипников, так как возможны различные дефекты изготовления и монтажа узлов, например, перекос внутреннего или наружного кольца подшипников, овальность расточки корпуса узла в местах установки подшипников. Кроме того*, данные методы не позволяют оценить регулировку опор при вращении, где
сказывается влияние температурных деформаций.
В методах контроля собранных узлов производится измерение косвенных параметров, связанных с регулировкой опор. В качестве косвенных параметров используются: отжим переднего конца шпинделя, температура нагрева, момент трения.
Перечисленные методы эффективно могут применяться в том случае, когда в узле имеется один регулируемый подшипник, а характеристики остальных подшипников практически постоянны. Эти методы являются интегральными и позволяют оценить среднее состояние подшипников в узле. В современных шпиндельных узлах могут устанавливаться два или три регулируемых подшипника. Применение в этом случае известных методов оценки регулировки подшипников не дает возможности определить состояние каждого подшипника. Поэтому возникла необходимость разработать новые методы и средства контроля шпиндельных узлов с несколькими регулируемыми подшипниками.
Исходной информацией для контроля регулируемых параметров собранного шпиндельного узла могут служить его статические и динамические характеристики: амплитудно-фазовые частотные характеристики, формы колебаний и упругая линия изгиба шпинделя.
В настоящей работе разработаны методы и средства оценки жесткости и демпфирования опор шпиндельных узлов без их разборки. Для этой цели предложен способ определения жесткости каждой опоры собранного шпиндельного узла по результатам измерения деформаций при приложении нагрузки к шпинделю. Произведена оценка влияния систематических и случайных ошибок в определении исходных данных на точность получаемого решения для различного числа опор шпиндельного узла. Предложены методы, позволяющие уменьшить влияние ошибок в определении экспериментальных данных на результат решения.
Разработан также способ определения для каждой опоры собранного шпиндельного узла коэффициентов сопротивления, принятых для
оценки демпфирования. Исследовано влияние систематических и случайных позтрешностей определения исходных данных на точность определения коэффициентов сопротивления опор. Предложены методы, уменьшающие влияние ошибок в измерении исходных данных на точность решения.
Составлены алгоритмы и программы обработки экспериментальных данных на языках "Фортран" и "Бейсик".
Определение статических и динамических характеристик шпиндельных згзлов проводилось на спроектированном стенде для контроля шпиндельных узлов ЛДС-64, с использованием типового комплекта аппаратуры, разработанного в ЭНИМСе.
Ддя автоматизации процесса получения амплитудно-фазовых частотных характеристик и форм колебаний механических объектов спроектированы и изготовлены средства нагружения, а также измерения и регистрации сигналов, включающих мобильные установки ЛДС-56, ДЦС-65 и ряд электромагнитных вибровозбудителей. Произведена калибровка вибровозбудителей по постоянной и переменной силе, а также оценены амплитудные и фазовые искажения бесконтактных вибровозбудителей.
Экспериментальная проверка разработанных методов проводилась на шпиндельном узле станка Ш735ФЗ завода "Іфасннй Пролетарий".
Исследовался шпиндельный узел ЛОК-36, разработанный в отделе В 34 ЭНИМСа.
Проведены сравнительные испытания шпиндельных узлов на различных типах подшипников Дмитровского завода фрезерных станков.
Работа выполнялась в лаборатории методов и средств испытаний станков ЭНИМСа и является частью общего комплекса исследований по динамике станков, проводимых коллективом сотрудников отдела $ 12 ЭНИМСа, аспирантами Мосстанкина и специалистами станкостроительных заводов под руководством д.т.н., профессора В.А.Кудинова.
Автор выражает благодарность старшему научному сотруднику отдела J6 12 ЭНИМСа, к.т.н. Н.А.Кочиневу, занимающемуся вопросами идентификации динамических моделей станков и их узлов, за консультации и помощь при выполнении данной работы.
Аппаратура и нагружающие устройства для динамических исследований станков
Известны комплексы аппаратуры, применяемые для частотного анализа исследуемых объектов [19,82,90]. Комплексы аппаратуры оснащены нагружающей, измерительной, регистрирующей аппаратурой.
В анализаторной системе riSoQuJ A"D [1 используются: генератор звуковых частот; усилитель мощности, подключенный к выходу генератора; вибровозбудитель, присоединенный к выходу усилителя; измеритель усилия, подключенный к вибровозбудителю; виброизмерительное устройство, измеряющее перемещение исследуемой механической системы, присоединенное к виброизмерительному устройству; двухкоординатныи регистрирующий прибор, подключенный к измерителю составляющих.
В комплексе с установкой выпускаются электродинамические вибровозбудители серии и J J&(c амплитудой переменной силы от 140 Н до 400 Н), электрогидравлические вибровозбудители серии По (с амплитудой переменной силы от 500 Н до 1000 Н), а также вибровозбудители, создающие нагрузку от момента (с выходным крутящим моментом от 20 Нм до 150 Нгл).
Известна система для анализа вибраций и шумов модели ОК 1 [82] . В системе используются: вибровозбудитель; усилитель мощности; измеритель передаваемого усилия; компенсатор масс; развертывающий генератор; приставка для оборотнопорядкового анализа; быстродействующий коррелятор; приставка для промежуточного запоминания; приставка для измерения функции плотности вероятности; приставка для измерения передаточных функций; пульт управления; двухкоординатный самописец; дисплей; телетайпная приставка; датчик.
Система SW-i обеспечивает проведение частотного анализа в режиме реального времени, усреднение результатов анализа и другие проверки. В качестве нагружающего устройства используется электродинамический вибровозбудитель M5-VS , развивающий переменную силу до 100 Н.
Известен виброизмерительный прибор VIBR0P0DT [90] , обеспечивающий частотный анализ колебаний маппш, регистрацию годографов передаточных функций, амплитудные и фазовые характеристики исследуемых объектов. В комплекте с прибором используются электродинамические, сервогидравлические или инерционные вибровозбуди -тели.
В ЭНЙМСе разработаны установки [48,50,60] , обеспечивающие определение динамических характеристик станков и их узлов в ручном, полуавтоматическом и автоматическом режимах. Недостатком всех перечисленных комплексов аппаратуры является то, что в этих устройствах скорость изменения логарифма частоты переменного усилия поотоянна и совершенно не связана со скоростью изменения составляющих виброперемещения, В большей части частотного диапазона (вне областей резонансов) указанные составляющие почти не изменяются и запись динамических характеристик происходит медленно. В областях резонанса, когда составляющие виброперемещения изменяются резко, запись динамических характеристик проикходит слишком быстро, из-за чего сншсается точность измерении.
В качестве нагружающей аппаратуры используются электродинамические, электромагнитные, электрогидравлические вибровозбудители.
На рис.1.2 показана зависимость амплитуды переменной силы от частоты колебаний для различных типов вибровозбудителей [63] . Однако предложенные вибровозбудители обеспечивают нагружение испытуемого объекта преимущественно в одном направлении.
В связи с тем, что при работе станков на шпиндельные узлы, действуют силы по нескольким направлениям, необходимо разработать вибровозбудители, отвечающие данным требованиям.
Разработка алгоритма идентификации жесткости опор собранных шпиндельных узлов
С целью повышения точности получаемого решения применяется метод итераций. Для этого расчет жесткости опор производится многократно, причем фиктивные жесткости опор приведенной системы берутся равными жесткостям опор, полученным на предыдущем шаге итерации. Критерием удовлетворительной точности процесса итераций является условие где и - заданная величина.
То есть точность считается удовлетворительной, когда сумма квадратов разностей между действительными и принятыми жесткос-тями опор не станет меньше некоторой заданной величины С . Блок-схема алгоритма разработанного метода представлена на рис.2.7. Проведем решение для тестового пршлера. Расчетную схему выберем согласно рис. 2.8. Зададимся матрицами масс [flj , коэффициентов сопротивления [Л] и коэффициентов влияния [DJ J52J : [М]= dag [1?3; 5,67}5,67Д85;2,67; 4?26; 4,87; 3,94; 4,6; 48,3] (Нг). [H]rdLag[0;O;D;2OO;O;O;O;20O;O;O] (ЗаН /см). Матрица коэффициентов влияния представлена в табл.2.6.
По этим данным рассчитаем форму колебаний шпиндельного узла по программе AFCH2" [52] . В результате расчета для действия переменной силы, изменяющейся по гармоническому закону с частотой j? = 175 Гц и с амплитудой, равной определяем действительные (Г\в) и мнимые (Jm) составляющие вектора колебаний на данной частоте возбуждения (таблица 2.7) в точках, показанных на рис.2.8.
Произведена оценка точности метода определения масс и коэффициентов сопротивления методом разбиения на клетки. Изменим экспериментальные данные тестового примера (табл.2.7) для определения масс и демпфирования на -20$, -10$, +10$, +20$. Изменение вдентифицпруемых масс в зависимости от изменения экспериментальных данных представлено на рис.2.9. Изменение вдентифицируе-мых коэффициентов сопротивления опор от изменения экспериментальных данных представлено на рис.2.10. Из графиков следует, что изменение определяемых коэффициентов сопротивления в процентном отношении равно изменению экспериментальных данных. Изменение определяемых масс в зависимости от изменения экспериментальных данных зависит также от величины масс.
Производилась также оценка точности определения масс и коэффициентов сопротивления методом разбиения на клетки в зависимости от случайной ошибки исходных данных. В этом случае каждому значению исходных данных, то есть действительным и мнимым составляющим вектора колебании давалось возмущение, взятое таким же, как и для оценки точности идентификации жесткости из таблицы случайных чисел в диапазоне от -10$ до +10$. При случайных возмущениях экспериментальных данных процесс итераций как для определения масс, так и для определения коэффициентов сопротивления методом разбиения на клетки при вышеприведенных условиях получается расходящимся. Для удовлетворительного решения данным методом необходимы дополнительные условия, сужающие область решения. Для решения задач, где отсутствуют случайные возмущения, данный метод может найти применение.
Экспериментальное определение исходных данных для расчета коэффициентов сопротивления опор шпиндельных узлов
Проводились измерения гармонического сигнала в диапазоне частот от 20 до 600 Гц, при амплитуде колебаний не более 10 мкм. Расхождение результатов не превышало Ь% для всех схем крепления. Аналогичные результаты получены в работе [20] , где установлены зависимости погрешности измерения колебаний от частоты для вышеприведенных трех схем крепления датчика. Близость квазистатической упругой линии к статической оценивается с помощью векторных диаграмм J50] . Для этого на комплексной плоскости откладываются координаты векторов колебаний во всех измеренных точках по длине шпинделя (рис.3.8). Экспериментально установлено, что с наибольшей точностью определяются координаты векторов колебаний, имеющих наибольшие амплитуды. Поэтому соединяют прямой линией две точки, соответствующие наибольшим амплитудам колебаний. Устанавливается поле рассеяния относительно данной прямой. Например, изменяются показания на +5% и -Ъ% координат точек, через которые проведена прямая. Через крайние положения данных точек проводятся границы поля рассеяния амплитуд колебаний.
При дальнейшей обработке экспериментальных данных учитываются только те векторы колебаний, координаты которых лежат в данном поле рассеяния. Определение жесткости опор квазистатическим методом осуществляется в следующей последовательности: 1) закрепляется оправка-якорь на шпинделе; 2) устанавливается электромагнитный вибратор с выбранным зазором между оправкой-якорем и сердечником вибратора; 3) устанавливаются датчики в выбранных точках по длине шпинделя; 4) задается необходимая величина постоянного тока по источнику постоянного тока; 5) устанавливается выбранная частота для переменной гармонической силы по звуковому генератору; 6) плавно изменяя усиление звукового генератора устанавливается амплитуда переменной силы (по величине напряжения на интеграторе); 7) калибруется фазочувствительный вольтметр; 8) измеряются действительные и шише составляющие вектора колебании в ряде точек по длине шпинделя; 9) по измеренным значениям амплитуд колебаний и формулам (2.10) или (2.18) определяются жесткости опор. Для исключения влияния биения шпинделя на измерение перемещений или амплитуд колебании устанавливается фильтр, подавляющий колебания с частотой вращения шпинделя. В табл.3.1 приведены сравнительные оценки трех вышеописанных методов. Далее возможны два варианта определения жесткости подшипников. Первый - если в качестве экспериментальных данных вводится амплитуда колебаний, измеренная относительно корпуса шпиндельной бабки. Во втором случае сначала определяется приведенная жесткость опор, то есть с учетом податливости корпуса шпиндельной бабки и других деталей. В этом варианте измеряются амплитуды абсолютных колебаний шпинделя. Затем, получив приведенную жесткость опор, вычитаем из них жесткость корпуса шпиндельной бабки и других деталей, используя выражение, записанное для средней диаметральной плоскости подшипников [65] . где Со - общая подасть опоры, Кп - податливость подшипника, к - податливость корпуса. Блок-схема соединения аппаратуры для определения исходных данных для расчета коэффициентов сопротивления опор шпиндельного узла аналогична блок-схеме соединения аппаратуры при квазистатическом методе определения исходных данных, приведенной на рис.3.4. Последовательность действий также аналогична последовательности операций при использовании квазистатического метода, за исключением задаваемой частоты гармонического возбуждения. Частота устанавливается равной или отличающейся не более 50% от одной из собственных частот шпинделя [55] . Необходимо отметить, что определение жесткости опор должно предшествовать определению коэффициентов сопротивления опор. Для отработки методов определения жесткости и коэффициентов сопротивления опор шпиндельных узлов спроектирован и изготовлен стенд ЛДС-64, показанный на рис.3.9. На фундаментной плите I жестко крепятся тумбы 2 и 3, на которых соответственно монтируются испытываемый шпиндельный узел 4 и электродвигатель 5 постоянного тока. Шпиндель и вал двигателя соединены через упругую муфту 6. Силовое нагружение шпинделя осуществляется с помощью бесконтактного электромагнитного возбудителя 7. «Идя измерения относительных колебаний служат два тензодатчіша 8 и 9, закрепленных на кронштейне 10. Измерение абсолютных колебаний осуществлялось датчиком II абсолютных колебаний, устанавливаемого в выбранной точке шпинделя при помощи балки 12, закрепленной на кронштейне 13. Управление работой нагружающих устройств и регистрация исходных данных на стенде ЛДС-64 осуществлялось с помощью типового комплекта аппаратуры, разработанного в ЭНИМСе, общий вид которого представлен на рис.3.10. Принцип работы и технические данные комплекта широко освещены в литературе [48,60,97J . Недостатком описываемых комплектов являются их значительные габариты, трудность транспортировки. Для устранения этих недостатков сконструированы и изготовлены автоматизированные установки для динамических испытаний станков и их узлов ЛДС-56 и ЛДС-65 [1,4,39,54] , подробно описанные в приложении,
Определение коэффициентов сопротивления опор шпиндельного узла станка мод. Ш735ФЗ
Для анализа динамических особенностей системы и выбора задаваемой частоты возбуждения определена амплитудно-фазовая частотная характеристика (АФЧХ) шпиндельного узла (рис.4.18), полученная при цриложении силы на переднем конце шпинделя.
Выберем частоту возбуждающей силы для определения формы колебаний равной 240 Гц. На рис.4.19 и 4.20 изображены формы колебаний шпиндельного узла для действительных и мнимых составляющих вектора колебаний при частоте возбуждающей силы равной 240 Гц.
Модель шпиндельного узла станка Ш735ФЗ для идентификации коэффициентов сопротивления его опор изображена на рис. 4.21 [52] . Демпфирование учитываем приведенным только в опорах. Демпфированием в материале шпинделя пренебрегаем ввиду незначительной величины по сравнению с демпфированием в опорах [18] .
Подставляя экспериментальные данные, зафиксированные на рис.4.19 и 4.20 в уравнение (2.51), определяем коэффициенты сопротивления, которые равны в передней опоре и в задней опоре Используя эти коэффициенты со противления опор, произведем расчет АФЧХ шпиндельного узла (рис.4.22). При сравнении ее с экспериментальной АФЧХ, представленной на рис.4.18, наблюдается значительное расхождение по амплитуде и фазе. Так как идентификация жесткости опор приведена с достаточной точностью, что подтверждено выше, вероятнее всего предположить, что при идентж)икации коэффициентов сопротивления опор были учтены не все факторы. Так в работах [12,13,25,106] указывается, что электромагнитное поле, в том числе создаваемое вибровозбудителем, обладает демпфированием. Основными причинами потерь для ленточных и пластинчатых металлических сердечников являются вихревые токи. Рекомендуется, с целью снижения мощности потерь на вихревые токи, уменьшать толщину пластин или ленты. В нашем случае сердечник набран из пластин толщиной 0,35 мм. Материал пластин - ЭЗЗО. Якорь для упрощения сделан целым из электротехнического железа Э12. Очевидно данная конструкция якоря является причиной значительных вихревых токов при работе виоровоз-будителя. Для снижения потерь от вихревых токов целесообразнее якорь делать аналогично сердечнику - составным.
С целью учета демпфирования, создаваемого электромагнитным полем при взашлодеиствии с целым якорем, принята модель, представленная на рис.4.23. В данной модели коэффициент сопротивления П в вибровозбудителе состоит из демпфирования, создаваемого электромагнитным полем при взаимодействии с вихревыми токами в якоре, и демпфирования в стыке якорь-шпиндель (рис.4.24).
На шпинделе I закреплена бронзовая втулка 2, на которой запрессовано кольцо 4 из электротехнического железа Э12. Вследствие недостаточной точности изготовления наружного конуса шпинделя базирование якоря на шпинделе происходит по торцевой поверх ности, что приводит к необходимости учета жесткости и демпфирования в данном стыке.
Подставляя экспериментальные данные из графиков на рис.4.19 и 4.20 в уравнение (2.51), определяем коэффициенты сопротивления в передней опоре n luOQrl-c/CM , в задней onopeH jUuCUrC/CM.. в вибровозбудителе
Для этих коэффициентов сопротивления опор расчитана АФЧХ шпиндельного узла, изображенная на рис.4.25. Сравнение ее с экспериментальной АФЧХ, представленной на рис.4.18, говорит о хорошем их совпадении. Исходя из этого, в дальнейшем для определения коэффициентов сопротивления опор использовалась модель узла, представленная на рис.4.23.
Для подшипника В 3I82I20 подтверждена зависимость коэффициента сопротивления опоры от установленного монтажного зазора, показанная на рис.4.26.
Так же, как при определении жесткости опор, проведена оценка влияния точности измерения исходных данных. В табл.4.4 приведены рассчитанные средние арифметические значения Xt действительных (г\&) и мнимых (JfYi) составляющих вектора колебаний для каждой точки измерения, среднее квадратичное отклонение О и коэффициент вариации V . В каждой точке производилось 10 измерений. Измерения проводились в тех же точках, где определялись исходные данные для расчета жесткости опор. Частота возмущающей силы в проводимом эксперименте равнялась 346 1ц. Точность измерения исходных данных для определения коэффициентов сопротивления опор оказалась ниже, чем точность измерения исходных данных для определения жесткости опор.
