Содержание к диссертации
Введение
Глава I. Состояние вопроса и задачи исследования . 8
1.1. Компоновки несущих систем токарных станков средних размеров и показатели их качества . 8
1.2. Расчетная оценка и исследования динамических характеристик несущих систем токарных станков 21
1.3. Цель и задачи работы 30
Глава 2. Экспериментальное исследование динамических характеристик несущей системы токарного полуавтомата с вертикальным расположением направляющих 33
2.1. Объект и условия проведения экспериментов 33
2.2. Методика экспериментального исследования 41
2.3. Результаты экспериментального исследования колебаний узлов станка 51
2.4. Выводы 71
Глава 3. Разработка расчетных схем несущих систем токарных станков срвднйх размеров 75
3.1. Особенности расчетных схем несущих систем токарных станков средних размеров 175
3.2. Расчетные схемы несущих систем токарных станков 90
3.3. Определение расчетных характеристик элементов несущих систем 100
3.4. Сопоставление результатов расчетов и экспериментов 111
3.5. Выводы 121
Глава 4. Расчетный анализ динамического качества несущих систем токарных станков различных компоновок 123
4.1. Расчетные показатели динамического качества несущих систем, используемые для сравнения компоновок 123
4.2. Влияние параметров элементов на динамическую податливость несущих систем станков мод. І720Ш30, І7І6ПШЗ, І6К20 132
4.3. Сравнение динамических характеристик несущих систем токарных станков различных компоновок 148
4.4. Выводы 158
Основные результаты работы 160
Литература 164
Приложения 172
- Расчетная оценка и исследования динамических характеристик несущих систем токарных станков
- Результаты экспериментального исследования колебаний узлов станка
- Определение расчетных характеристик элементов несущих систем
- Сравнение динамических характеристик несущих систем токарных станков различных компоновок
Введение к работе
В Постановлении ЦК КПСС и Совета Министров СССР "О мерах по ускорению научно-технического прогресса в народном хозяйстве" 1983 г. определены как важнейшие задачи повышения производительности и качества выпускаемых машин и оборудования.
Станки токарной группы составляют в промышленности около одной трети парка станков. Удельный вес токарной обработки в общей трудоемкости механической обработки деталей типа тел вращения превышает 50$. В этой связи техническое развитие станков токарной группы является одной из актуальных проблем современного станкостроения.
Повышение требований к качеству станков в связи с общим повышением точности в машиностроении, изготовлением деталей из труднообрабатываемых материалов, а также развитие программного управления заставляет искать пути совершенствования токарных станков, в частности за счет применения новых компоновок. .
Переход к ЧПУ коренным образом повлиял на конструкции самих станков. Изменился принцип построения кинематических схем и компоновок станков. Длинные разветвленные кинематические цепи уступают место элементарно простым, с автоматизированными приводами по каждой из координат перемещения. Более полно.и эффективно стали использоваться агрегатизация и унификация, создались предпосылки для создания многооперационных станков для комплексной обработки деталей.
В компоновках современных станков с ЧПУ четко проявляется тенденция обеспечить максимально возможную жесткость сие темы, что обусловлено высокой интенсивностью рабочего процесса, высокими скоростями холостых и вспомогательных перемещений, определяющих высокий уровень динамических нагрузок в станках, а также значительными массами узлов, расположенных на станине,обуславливающими, в свою очередь, высокую чувствительность станка к внешним возмущениям.
Современные токарные многоолеранионные станки по компоновкам могут быть подобны токарным станкам, токарным одношпиндельннм полуавтоматам, токарно-карусельным станкам и др. В этих станках имеются инструментальные магазины и устройства автоматической смены инструментов, устанавливаемые на суппорте. К токарным многооперационным станкам обычно относят также токарные.сганки с ЧПУ с двумя револьверными инструментальными головками, которые устанавливают на продольном и на заднем суппортах, и станки, в которых револьверные головки используют в сочетании с магазином инструментов.
Разнообразие встречающихся компоновок станков токарной группы одного назначения и использование одних и тех же компоновок для разных станков (даже выпускаемых одной фирмой) свидетельствует о том, что в настоящее время компоновки станков еще не установились.
Компоновка станка выбирается при разработке технического задания на основе соответствующего технологического обоснования,включающего анализ конфигурации обрабатываемых деталей и размеров партий, технологии их обработки, номенклатуры режущего инструмента, а также анализ известных компоновочных решений станков - прототипов.
Первостепенным требованием, которое должно удовлетворяться при выборе компоновки токарных станков, является требование беспрепятственного отвода большого количества стружки. Должно также учитываться удобство обслуживания, технологичность изготовления базовых деталей, удобство осмотра и ремонта и др.
Таким образом, в большинстве случаев выбор компоновки станка производится конструктором на основе анализа таких показателей, которые количественно оценить пока невозможно. Сравнительную оценку альтернативных вариантов и выбор рациональных параметров элементов проводят, определяя расчетные показатели качества, из которых одними из основных являются динамические характеристики.
Так как для станков одного назначения разных компоновок разными могут быть не только компоновки несущих систем, но и кинема-гика и, соответственно, привода, вспомогательные механизмы и др., в общем случае должен проводиться комплексный расчетный анализ. Однако, поскольку различие компоновок больше всего проявляется в различии несущих систем, учитывая преобладающую роль несущей системы в показателях статической и динамической податливости станка, при расчетном анализе компоновок, как правило, ограничиваются расчетами несущих систем.
В настоящее время общие методы расчетного анализа статических и динамических характеристик несущих систем разработана достаточно полно. Однако, пока, еще для каждого конкретного типа станков в большинстве случаев оказывается необходимым рассмотрение специфических вопросов, связанных с особенностями компоновки и конструктивных решений, иногда требующее и специальных экспериментальных исследований.
Данная работа посвящена разработке методов расчетной оценки динамического качества несущих систем токарных станков разных компоновок, сравнительному анализу влияния компоновки на динамические характеристики станка и разработке рекомендаций по совершенствованию конструкций токарных станков средних размеров.
На защиту выносятся:
1. Результаты экспериментального исследования динамических характеристик несущей системы токарного полуавтомата новой компоновки с вертикальным расположением плоскости направляющих.
2. Рекомендации по построению расчетных схем типовых соединений корпусных деталей и выбору минимально необходимого числа элементов, обеспечивающего требуемую точность расчета динамических характеристик несущей системы.
3. Разработанные на основе стержневых моделей расчетные схемы типовых компоновок несущих систем токарных станков средних размеров.
4. Результаты расчетного исследования влияния компоновки и параметров основных элементов несущих систем на их динамическую податливость и рекомендации по выбору параметров несущих систем, обеспечивающие повышение динамического качества токарных станков.
Расчетная оценка и исследования динамических характеристик несущих систем токарных станков
В настоящее время применяются различные методы расчетного определения динамических характеристик несущих систем станков, основанные на использовании общих методов решения задач о колебаниях упругих систем и отличающиеся по способу составления расчетной схемы и определения ее параметров. С точки зрения теории колебаний несущая система станка является сложной колебательной системой с распределенными массовыми и упругими параметрами, имеющая бесконечное число степеней свободы и, соответственно,бесконечное множество собственных частот колебании. Естественно, точный расчет такой системы практически невозможен.
В практике инженерных расчетов применяют разные упрощенные модели несущих систем. Условно их можно разделить на три группы -- дискретные, балочные и коробчатые.
При использовании дискретных расчетных моделей несущая система рассматривается как совокупность сосредоточенных приведенных масс, соединенных упругими безинерционными и диссипативными элементами [7,18,32,37,77,80,84,90].
В балочных моделях станины, стойки, ползушки рассматриваются как элементы с распределенной массой и жесткостью, а в виде сосредоточенных масс рассматриваются только элементы у которых все три габаритных размера одного порядка [18,20,21,32,44].
Коробчатые модели используются при расчете динамических характеристик методом конечных элементов [1,24,43,45].
Все эти модели построены на использовании ряда упрощений, касающихся главным образом взаимодействия элементов упругой системы. Для определения жесткости стыков применяют допущения,обычно используемые при расчетах контактной жесткости, в частности линейную зависимость между напряжениями и смещениями в стыке. В коробчатых моделях не учитывается изменение положения и размеров зоны контакта в процессе деформирования. В балочных моделях нагрузка от взаимодействия элементов полагается условно приложенной в одном расчетном сечении и т.п.
Использование допущений, принимаемых при построении расчетной схемы, приводит к тому, что для получения удовлетворительных результатов с помощью любой расчетной схемы необходима корректировка исходных данных на основе результатов экспериментов. Поэтому основную ценность для практики пока представляют сравнительные расчеты, и для сопоставления компоновок целесообразно использовать наиболее простые из указанных расчетных схем. Рассматривая известные работы по расчетной оценке динамических характеристик токарных станков можно отметить следующее.
Поскольку установлено, что в большинстве случаев устойчивость процесса при токарной обработке определяется параметрами системы заготовки, основное количество известных расчетных работ посвящено разработке расчетной модели динамической системы шпиндель-заготовка и анализу влияния параметров этой системы на устойчивость [3,10,25,34,61,81] . Для решения других частных вопросов, например, для оценки влияния установки станка или жесткости станины на устойчивость при резании использовались упрощенные расчетные схемы, в которых колебания рассматриваемых элементов несущей системы описывались сравнительно небольшим числом параметров [31,32].
Наиболее полная расчетная схема несущей системы токарного станка со станиной на ножках приведена в работе [32].
При составлении расчетной схемы были выделены следующие элементы: I) станок как единое целое; 2) фундамент; 3) передняя ножка и передняя часть станины; 4) задняя ножка и задняя часть станины; 5) средняя часть станины; б) передняя бабка; 7) задняя бабка; 8) шпиндель с деталями для установки и зажима обрабатываемой заготовки; 9) заготовка; 10) крутильная система головного привода; II) каретка; 12) поперечный суппорт; 13) верхнгА суппорт с резце-держателем; 14) фартук. Учитывалось, что станЛ.а при вибрациях совершает колебания трех видов - угловые вокруг оси X и поступательные по У и2. Средняя часть станины заменяется сосредоточенной массой. Задняя бабка, заготовка, резцедержатель и фартук рассматриваются как твердые тела. Поперечный суппорт и каретка рассматриваются как балки на упругом основании. Общее число степеней свобо дн для рассматриваемой модели - 83.
Очевидно, что расчет такой/системы требует значительного времени на подготовку данных для расчета и машинного счета. В свете этого особое значение приобретает разработка более простых но достаточно полных расчетных схем.
На рис.1.б,а) показана упрощенная расчетная схема суппорта приведенная в работе [32]. Принимается, что при обработке заготовок небольших диаметров, в случае симметричной конструкции каретки, когда поворот вокруг оси Z не вызывает существенных смещений резца, им можно пренебречь. В этом случае расчетная схема обращается в плоскую. Кроме этого при построении расчетной схемы несущей системы исследовано еще одно упрощение - изгиб станины по оси У при колебаниях принят пренебрежимо малым.
Результаты экспериментального исследования колебаний узлов станка
В результате обработки экспериментальных данных были получены оценки спектральных характеристик во всех точках измерений абсолютные колебания несущей системы станка. В таблице 2.4 представлено распределение максимумов оценок спектральной плотности колебаний различных точек несущей системы станка. В таблице 2.5 представлены диапазоны частот с высоким уровнем квадрата функции-когерентности колебаний пар точек, колебания в которых измерялись одновременно.
Как видно из приведенных данных (табл.2.4, 2.5) в диапазонах частот 14+2 Гц, 26+2 Гц, 40+2 Гц сгруппированы пиковые значения оценок спектральной плотности колебаний в большинстве точек измерений. Этим же диапазонам соответствуют высокие значения квадрата функции когерентности. В диапазоне частот 88+3 Гц сгруппированы пиковые значения оценок спектральной плотности для пар точек, лежащих на револьверной головке. Для этих пар точек также характерно высокое значение квадрата функции когерентности.
По результатам анализа оценок статистических характеристик (табл.2.4,2.5), а также результатов предварительного эксперимента, для детального исследования поведения станка в динамике были выделены частоты 14+2, 262, 40+2, 88+3 Гц, которые могут быть идентифицированы как собственные частоты системы.
При построении форм колебаний несущей системы станка,на собственных частотах, использовались оценки отношения амплитуд и фазового спектра между колебаниями в различных точках приведенные в таблицах 2.6, 2.7, 2.8, 2.9.
По рекомендациям работ [26,39] достоверность полученных данных определялась путем сравнения значений амплитуд колебаний в одной точке и углов поворота одного и того же тела по результатам нескольких измерений. При наличии значений, вызывающих сомнение, предпочтение оказывалось данным измерений, полученным с высокой когерентностью в парах измерений.
При высоких значениях квадрата функции когерентности значения оценок фазы как правило лежат в интервале 0+20,поэтому можно считать, что элементы несущей системы совершают колебания в фазе или в противофазе, и можно строить форму колебаний только для одного момента времени.
Рассмотрим форму колебаний станка на частоте 14+2 Гц(рис.2.8). Анализ амплитуд угловых колебаний элементов несущей системы и линейных колебаний в различных точках станка позволил выявить особенности поведения системы. Из полученных данных видно,что рассматриваемая форма колебаний определяется в основном качательными колебаниями станка на опорах в пл. УОІ . Наблюдается также закручивание станины относительно оси X (поворот сечения станины в пл. Ж)1 от шпиндельной до задней бабки уменьшается). Из соотношения перемещений в точках 13-14, 5-7 и 4-І по оси У можно сделать вывод о наличии местной деформации верхней направляющей под шпиндельной бабкой.
Анализируя форму колебаний несущей системы станка на частоте 26+2 Гц (рис.2.9), прежде всего следует отметить интенсивные кача-тельные колебания шпиндельной бабки во всех плоскостях за счет деформаций консольной части станины под шпиндельной бабкой и местной деформации верхней направляющей. Местные деформации направляющей наблюдаются также под задней бабкой.
Форма колебаний станка на частоте 40+2 Гц (рис.2.10)характе ризуется интенсивными качательными колебаниями задней бабки в пл. ТОТ. и ХОУ и задней части станины в пл. yOZ . Также проявляется кручение станины. Колебания шпиндельной бабки в пл.Х0У происходят, в основном, за счет местных деформаций верхней направляющей. Колебания задней бабки определяются колебаниями задней части станины и местными деформациями направляющей.
Форма колебания на частоте 88+3 Гц (рис.2.П) определяется качательными колебаниями суппорта на направляющих в пл.ХОУ и X0Z. В пл. yOZ отмечены качательные колебания револьверной головки относительно суппорта. Таким образом для рассматриваемой несущей системы характерны значительные местные деформации верхней направляющей станины, влияние которых проявляются на всех собственных частотах несущей системы и составляет существенную долю (до 40#)в перемещениях основных узлов станка (рис.2.12).
Результаты проведенного анализа показывают, что в расчетную схему несущей системы необходимо включить элементы, которые позволят описать поведение консольной части станины под шпиндельной бабкой, стыков всех узлов со станиной, стыка револьверной головки с ползушкой и местные деформации верхней направляющей.
Определение расчетных характеристик элементов несущих систем
Расчетная схема НС станка I6K20 с подробным представлением суппорта и участков соединения станины с ножками показана на рис.З.П. Обозначения узлов и связей в расчетной схеме приведены в табл.3.б. Следует отметить, что в расчетной схеме на рис.3,10 плоская каретка суппорта представлена стержнем (3-7) для учета ее собственных деформаций. Участки станины под ножками представлены жесткими стержнями (8-9 и 11-12) в соответствии с рекомендациями, приведенными выше, в разделе 3.1. Количество упругих элементов в стыках в расчетных схемах на рис.3.8 3.11 также выбиралось по рекомендациям раздела 3.1. В разработанных расчетных схемах нашли отражение все основные типовые элементы современных компоновок несущих систем токарных станков с неподвижными бабками. Эти расчетные схемы могут рассматриваться как тшовые и использоваться для расчетной оценки динамического качества РІС не только исследованных, но и других токарных станков средних размеров. Для проведения расчетов на основе разработанной расчетной схемы, необходимо определить инерционные, жесткостные и диссипа-тивные характеристики элементов. Естественно, что точность определения указанных характеристик оказывает существенное влияние на точность конечного результата. При расчете инерционных характеристик масса узлов для упрощения расчета обычно принимается равномерно распределенной по объему 2-х-Зх упрощенных элементов (параллелепипедов).
Если масса неизвестна, то она расчитывается по коэффициенту заполнения (Кз), определяемому статистически для однотипных узлов [1б]. Для точного расчета массовых характеристик узла необходимо было бы учитывать все конструктивные элементы. На ЭВМ это возможно, однако в этом случае процесс подготовки и ввода данных в ЭВМ сложный и громоздкий. Поэтому было проведено сравнение упрощенных методов определения инерционных характеристик узлов типа коробок при следующих допущениях: 1. Вся масса коробки принималась равномерно распределенной Б ЄЄ ОбЬЄМЄ. 2. Коробка рассматривалась как тонкостенный параллелепипед со стенками соответствующей толщины, а масса механизмов (валов, шестерен и др.) принималась равномерно распределенной в объеме внутренней полости параллелепипеда. Сравнительный расчет нескольких вариантов коробок скоростей при известной общей массе показал следующее: - первый метод дает заниженные моменты инерции на 15-25$ в зависимости от Кз (с увеличением Кз точность расчета моментов инерции возрастает); - второй метод дает завышенные моменты инерции на 1-5$ и практически так же прост. Как показали расчеты, преимущество этого метода в том, что величина Кз для внутренней полости колеблется в малых пределах (0,15...0,25) и ошибка в ее определении дает малые погрешности. Таким образом, для практических расчетов рекомендуется второй метод, для реализации которого была разработана программа на ЭВМ GM-4. Программа позволяет производить расчет масс, осевых и центробежных моментов инерции и определение центров тяжести узлов практически любой сложности.
Исходные данные вводятся непосредственно с чертежей узлов с контролем размеров и расположения элементов на экране телевизора. Алгоритм инерционных характеристик составлен по известным формулам [79]. Расчет жесткостных характеристик производится для таких элементов как стержни, стыки и опоры и включает: - построение упрощенных чертежей эскизов поперечных сечений, стержней, направляющих, стыков контактирующих поверхностей и т.п.; - определение геометрических .характеристик площадей сечений, стыков и т.п. и соответствующих жесткостных характеристик. Жесткость станин, оснований и др. элементов несущей системы, представленных как стержни, определяются по известным формулам , жесткость на кручение станин с замкнутым контуром поперечного сечения с замкнутым контуром поперечного сечения определяется по формуле [18,30] : о где г - площадь замкнутого контура, описанного осевыми линиями стенок расчетного сечения, см ; ii - длина участков замкнутого контура, имеющих постоянную толщину Й , см; k0fko- коэффициенты понижения жесткости, учитывающие влияние наибольшего окна и,соответственно, двух окон в противоположных стенках [30І. Жесткость стыков и опор определяется, исходя из геометрических характеристик площадей, сопрягаемых поверхностей, конструктивных особенностей (наличие планок, клиньев и др.), коэффициентов контактной податливости в соответствующих направлениях по методикам изложенным в работах [18,31,41]. В процессе составления расчетных схем несущих систем возникает необходимость учета местных деформаций направляющих под основными узлами станка (суппорт, шпиндельная бабка и др.). Поскольку направляющая с переходной стенкой представляет собой систему пластин ее расчетная схема при использовании стержневых моделей долша быть представлена системой стержней.
Сравнение динамических характеристик несущих систем токарных станков различных компоновок
Основные различия проявляются в расположении направляющих и конструкции суппорта: в станке І720ПФ30 плоскость направляющих станины расположена вертикально, нормаль к обрабатываемой поверхности в зоне резания горизонтальна и суппорт угловой; в станке 17І6ЇЇФЗ.плоскость направляющих станины расположена наклонно (угол с вертикалью 30), нормаль к обрабатываемой поверхности в зоне резания параллельна плоскости направляющих станины и суппорт-плоский. Отличаются и конструкции собственно станины - в станке І720ПФ30 станина сплошная, опирающаяся на фундамент по всей длине, в станке І7І6ПФЗ станина на ножках, устанавливаемая на жесткое основание.
Полученные результаты расчетного анализа динамической податливости НС станков мод. І720ЇЇФ30 и I6K20, а также дополнительные расчеты, проведенные с помощью разработанных расчетных схем, позволили провести сравнение динамических характеристик НС разных компоновок.
Сопоставление расчетных АЧХ динамической податливости, форм колебаний на собственных частотах и расчетных параметров исследованных станков показало следующее: 1. Для всех исследованных станков максимальная динамическая податливость несущей системы при обработке жесткой консольной заготовки имеет место в низкочастотной области до 100 Гц и находится примерно на одинаковом уровне - 1,5....2 мкм/даН,однако характер изменения динамической податливости по частотам в разных станках существенно различен. Так, в станке І720ПФ30 в указанном диапазоне частот четко проявляются близкие по уровню пики на частотах 22,28,39,48 и 85 Гц. В станке І7ІШФЗ максимальная динамическая податливость имеет место только на частоте 57 Гц, а в станке I6K20 на частотах 55 и в? Гц. В высокочастотной области податливость несущей системы в 2...4 раза ниже. 2. Максимальная динамическая податливость несущей системы при обработке консольной заготовки и заготовки в центрах разная и определяется параметрами разных элементов. Так, в станке І720ПФ30 при обработке жесткой консольной заготовки максимальная динамичес- кая податливость (2,3 мкм/даН) на частоте 28 Гц определяется,глав-ным образом, параметрами станины и шпиндельной бабки; при обработке нежесткой заготовки у заднего центра максимальная динамическая податливость имеет место на частоте 85 Гц примерно в 2 раза выше и определяется, главным образом, параметрами суппорта и задней бабки, в частности жесткостью стыка задняя бабка - станина. 3. В несущих системах станков І720ЇЇФ30 и І7І6ПФЗ можно выделить так называемые "доминирующие системы", параметры которых определяют уровень динамической податливости всей несущей системы в соответствующей области частот. Так, в станке І7І6ПФЗ в области частот до 100 Гц такой доминирующей системой является суппорт, а в высокочастотной области - станина с бабками и основание. В станке І720ПФ30 поведение системы в области частот до 60 Гц определяется, главным образом, параметрами станины и бабок, а в области частот 60..,100 Гц - параметрами суппорта. В станке I6K20 выделить доминирующую систему не представляется возможным, поскольку близкие по уровню и частотам пики динамической податливости (на частотах 55 и 67 Гц, см.рис.4.1б) определяется формами колебаний, на которых интенсивно колеблются как станина, так и суппорт.
