Вдосконалення параметрів та математичне моделювання віброакустичних характеристик верстатів

Размещено на http://www.allbest.ru/

НАЦІОНАЛЬНИЙ ТЕХНІЧНИЙ УНІВЕРСИТЕТ УКРАЇНИ

Київський політехнічний інститут

УДК 621.941.08:620.178.5.05

Вдосконалення параметрів та математичне моделювання віброакустичних характеристик верстатів

Спеціальність 05.03.01

"Процеси механічної обробки, верстати та інструменти"

Автореферат

дисертації на здобуття наукового ступеня кандидата технічних наук

ДЖААЛУК АЛІ

Київ 2001



Дисертацією є рукопис.

Робота виконана в Національному технічному університеті України "Київський політехнічний інститут" на кафедрі "Конструювання верстатів та машин"

Науковий керівник:

доктор технічних наук, професор, Струтинский Василь Борисович, Національний технічний університет України "Київський політехнічний інститут", завідувач кафедри "Конструювання верстатів та машин"

Офіційні опоненти:

доктор технічних наук, професор, Петко Ігор Валентинович, Київський державний університет технологій та дизайну, професор кафедри електромеханічних систем.

кандидат технічних наук, доцент, Мельничук Петро Петрович, Житомирський інженерно-технологічний інститут, ректор.

Провідна установа:

Кафедра "Металорізальні верстати, метрологія і сертифікація" Одеського державного політехнічного університету Міністерства освіти та науки України.

Захист відбудеться "18" червня 2001 р. о 15 годині на засіданні спеціалізованої вченої ради Д.26.002.11 при Національному технічному університеті України "Київський політехнічний інститут" за адресою: 03056, м. Київ, проспект Перемоги, 37, навчальний корпус № 1, ауд. 214.

З дисертацією можна ознайомитися у бібліотеці Національного технічного університету України "Київський політехнічний інститут" за адресою: 03056, м. Київ, проспект Перемоги, 37.

Автореферат розісланий " 15 " травня 2001 р.

Вчений секретар спеціалізованої вченої ради, кандидат технічних наук Семенов О.В.

верстат віброакустичний моделювання математичний



ЗАГАЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА РОБОТИ

Актуальність теми. Сучасні металорізальні верстати розвиваються в напрямку підвищення потужності, швидкохідності та точності, що при одночасному зниженню металоємкості і габаритів призводить до високої динамічної навантаженості та, як наслідок, до зростання їх віброакустичної активності. Глибина проникнення до суті динамічних явищ, що виникають під час роботи верстатів, дозволяє розробляти обґрунтовані конструктивні рішення, забезпечувати необхідні експлуатаційні характеристики, підвищувати надійність, довговічність, якість та конкурентоспроможність продукції верстатобудування.

Зниження шуму та вібрацій є актуальною проблемою, з огляду на те, що її рішення дозволяє, з одного боку, забезпечити здорові умови праці на виробництві, з іншої, - вивільнити додаткові резерви для підвищення продуктивності праці, що в подальшому дозволить компенсувати матеріальні витрати на боротьбу з шумом та вібрацією в промисловості.

Проте, складність динамічних процесів, що виникають в працюючих верстатах, та конструктивні особливості окремих моделей верстатів, призвели до того, що більшість дослідників вирішували конкретні задачі, не розглядаючи проблему зниження віброактивності верстатів у більш широкому аспекті. Вибір засобів зниження шуму та вібрацій дослідниками часто інтуїтивний, не підкріплений теоретичними дослідженнями віброакустичної активності верстатів.

Отже, дослідження в напрямку створення малошумних верстатів на основі більш деталізованого аналізу динамічної системи верстата та комплексного врахування великого числа факторів, що відносяться до проектування, виготовлення та експлуатації верстатів, є актуальними.

Мета і задачі дослідження. Метою дисертаційної роботи є вдосконалення віброакустичних характеристик верстатів токарної групи на основі аналізу стохастичних коливальних процесів в динамічній системі верстата із застосуванням сучасних інформаційних технологій та методів математичного моделювання статистичної динаміки верстатів.

Для досягнення даної мети поставлені і вирішені наступні задачі досліджень:

1. Виконати огляд сучасного стану досліджень віброакустичних характеристик верстатів, визначити тенденції вдосконалення їх динамічних властивостей і пропозиції щодо конкретного доопрацювання конструкцій верстатів в напрямку зниження їх віброакустичної активності.

2. Провести комплексний аналіз процесів в динамічній системі верстата з виявленням основних джерел віброакустичних збурень, визначити головні підсистеми, що вносять основний вклад у формування загального віброакустичного поля верстата, обмежити коло досліджень найбільш суттєвими джерелами віброакустичних збурень, активність яких може бути знижена при доцільно обґрунтованих змінах в кінематиці і конструкції основних вузлів верстата.

3. Розробити методологію теоретичних і експериментальних досліджень, яка базується на обробці масиву експериментальних даних у вигляді стохастичних процесів з використанням сучасних інформаційних технологій, реалізованих в математичних пакетах MathCAD і MATLAB.

4. Обґрунтувати принципово нову методику математичного моделювання, яка базується на комплексному використанні двох різнопланових математичних моделей верстата: "емпіричної" - побудованої на основі експериментальних даних і теоретичної - яка дозволяє оцінити вплив окремих параметрів верстата на показники його віброакустичної активності.

5. Розробити і довести до практичного впровадження математичні моделі окремих, найбільш віброактивних, систем привода головного руху і виконати математичне моделювання впливу основних інерційних, дисипативних і деформативних параметрів верстата на його віброакустичну активність.

6. Створити загальну емпіричну математичну модель верстата, яка за експериментально визначеним спектром віброакустичного сигналу дає можливість знайти кореляційні і частотні характеристики та визначити параметри резонансних режимів роботи верстата.

7. Обґрунтувати практичні пропозиції по вдосконаленню кінематики і конструкції окремих вузлів верстата, які забезпечують зниження його віброакустичної активності та підвищення експлуатаційних характеристик.

Об'єкт і методи досліджень. Об'єктом досліджень є стохастичні динамічні процеси, які мають місце при роботі верстата і обумовлюються, як специфічними робочими процесами верстата, так і особливостями його конструкції та умовами експлуатації. Для дослідження таких процесів розроблено принципово нові методи аналізу, що полягають у поєднанні оброблених експериментальних даних із результатами математичного моделювання по детальним математичним моделям окремих підсистем верстата.

Наукова новизна одержаних результатів. Виконано детальний аналіз найбільш віброактивних підсистем привода головного руху верстата, зокрема електродвигуна, швидкохідних валів і муфт, шпиндельного вузла.

Розроблена і доведена до практичного застосування принципово нова методика математичного моделювання верстата. Вона полягає у комплексному використанні двох суттєво різних математичних моделей: емпіричної і теоретичної. Емпірична модель є загальною моделлю і охоплює всі джерела віброакустичних збурень верстата. Вона будується на основі експериментально визначеного спектру віброакустичного сигналу. Теоретична модель є уточнюючою і дозволяє визначити вплив найбільш віброактивних підсистем верстата на формування загального вібраційного поля. Теоретична модель побудована із врахуванням наявності трьох суттєвих ступенів вільності для кожної деталі привода, що утворює динамічну систему. Обидві моделі доведені до практичного застосування з використанням програмних середовищ MathCAD і MATLAB.

Практичне значення одержаних результатів. Розроблено методики і програмні продукти для розрахунку віброакустичних характеристик металорізальних верстатів. Запропоновано конкретні пропозиції по вдосконаленню кінематики верстатів токарної групи. Вони полягають у вдосконаленні кінематичних ланцюгів, що періодично не приймають участі в передачі потужності. Запропоновано ряд конкретних конструктивних рішень з вдосконалення елементів приводу головного руху, зокрема зубчастих передач, підшипникових опор, систем змащування. Розроблені рекомендації по зниженню віброакустичної активності верстата, які призначені для використання в конструкторських установах машинобудівного профілю, а також при виконанні магістерських робіт, дипломних та курсових проектів з верстатобудування.

Особистий внесок здобувача. Основні результати досліджень одержані автором особисто, зокрема:

- Нову методологію теоретичних і експериментальних досліджень, яка базується на обробці масиву експериментально визначених спектрів віброакустичного сигналу з одержанням кореляційних та частотних характеристик верстата.

- Методику математичного моделювання, яка базується на комплексному застосуванні двох принципово різних математичних моделей: емпіричної, побудованої на основі обробки експериментальних спектрів віброакустичного сигналу, і теоретичної, яка уточнює вплив основних інерційних, дисипативних і деформативних параметрів на загальну віброактивність верстата.

- Теоретично обґрунтовані і експериментально підтверджені висновки про суттєвий вплив кінематичних ланцюгів, які не приймають участі в передачі потужності на формування віброакустичного поля верстата.

- Комплекс пропозицій з вдосконалення кінематики верстатів токарної групи і конкретні конструктивні рішення, направлені на поліпшення віброакустичних характеристик верстатів.

Впровадження. Рекомендації та конструктивні рішення щодо зниження віброакустичної активності токарно-гвинторізних верстатів пройшли апробацію на верстатобудівному концерні "Веркон", ВАТ фірма "Беверс", учбовому процесі при викладанні магістерських курсів "Математичне моделювання", "Основи наукових досліджень", курсах "Динаміка верстатів" та "Випробування та дослідження верстатів".

Апробація результатів роботи. Основні результати роботи доповідалися і обговорювалися на слідуючих конференціях та в організаціях:

міжнародній конференції "Машиностроение и техносфера на рубеже XXI века (м. Севастополь - Донецк: ДонГТУ, 13-18 вересня 1999 р.);

міжнародній конференції "Машиностроение и техносфера на рубеже XXI века" (м. Севастополь - Донецк: ДонГТУ, 11-17 вересня 2000 р.);

науково-технічній конференції "Технология машиностроения: Проблемы и перспективы" (м. Севастополь, 2-6 жовтня 2000р.);

технічній раді верстатобудівного заводу ВАТ фірма "Беверс" (м. Бердичів);

технічній раді СКБ багатошпиндельних автоматів (м.Київ).

Публікації. За матеріалами дисертації опубліковано 5 статей.

Структура і обсяг роботи. Дисертація складається з вступу, п'яти розділів, висновків, списку використаних літературних джерел, додатків. Робота містить 172 сторінки, в тому числі, 83 рисунка і 5 таблиць, список літератури з 108 джерел, додатки на 32 сторінках.



ОСНОВНИЙ ЗМІСТ РОБОТИ

В першому розділі описано комплекс задач щодо напрямків вдосконалення віброакустичних характеристик верстатів. Основними джерелами шуму і вібрації в приводах верстатів є: - удари в кінематичних парах; - неврівноваженість обертових мас; - підшипники; - зубчасті передачі. Збудниками підвищеного шуму можуть бути також шліцьові з'єднання, кулачкові муфти, гідравлічні системи, електродвигуни, прогини і пружні "закручування" валів і т.п.

Працююча машина, як правило, є джерелом одночасно і шуму, що поширюється в просторі навколо машини, і вібрації, що поширюється у твердотільній конструкції машини. При цьому первинним джерелом коливань можуть бути як вібрація, так і інтенсивний шум.

Аналіз зв'язку між шумом і вібрацією дозволяє вирішити ряд практичних задач, таких як: виявлення джерел віброакустичних сигналів, що виникають у машинах; дослідження сигналу на фоні перешкод; аналіз умови поширення хвиль; ідентифікація динамічних систем і вібродіагностика машин.

Для оцінки якості динамічних систем верстатів використовують такі показники, як: запас і ступінь стійкості, відхилення параметрів системи при зовнішніх впливах, швидкодія, створювані шум і вібрація та інші.

Показники динамічної якості використовують для оцінки вихідних характеристик верстатів, таких як, наприклад, продуктивність, точність роботи, якість обробки деталей, санітарно-гігієнічні норми шуму і вібрацій.

Боротьба із негативним впливом коливань верстатів здійснюється за наступними напрямками: 1 - вплив на характеристики технологічної системи верстата, підвищення вібростійкості системи; 2 - вплив на зовнішні збурюючи сили, ліквідація чи ізоляція джерел віброзбурень; 3 - вплив на технологічні умови роботи верстата; 4 - керування рівнем інтенсивності автоколивань. Найбільш ефективним з перерахованих вище напрямків є перше.

Вагомий внесок у дослідження коливальних процесів у металорізальних верстатах внесли такі вчені, як Аугустайтіс К.В, Вейц В.Л, Гуржій А.М., Жарков І.Г., Камінська В.В., Кедров С.С., Клебанов М.К., Кудинов В.А., Локтєв В.І., Мурашкін Л.С., Орликов М.Л., Попов В.І., Решетов Д.Н., Струтинський В.Б. і багато інших.

Для математичного моделювання коливальних процесів у верстатах дослідниками використовуються багатомасові моделі різної складності. Аналіз показує, що моделювання динамічної системи верстата необхідно робити при максимально можливій деталізації розрахункової схеми.

Віброакустична діагностика верстатів з використанням спектрального аналізу коливань є найбільш ефективним засобом одержання інформації про джерела шуму і вібрації. Однак наявність великого числа джерел коливань і комбінованих частот, що є результатом взаємодії різних джерел, на практиці знижує якість діагностичної інформації за результатами спектрального аналізу.

Для окремих джерел віброакустичної активності верстатів розроблені засоби і методи її зниження. Однак ефективність використання цих методів має частковий характер через несистемний і недостатньо теоретично обґрунтований підхід до рішення проблеми. Вибір засобів зниження шуму і вібрацій часто інтуїтивний, не підкріплений теоретичними дослідженнями віброакустичної активності верстатів.

В результаті аналізу літературних джерел та виробничого досвіду сформульовані основні напрямки дослідження щодо вдосконалення віброакустичних характеристик токарних верстатів.

В другому розділі викладена методологія теоретичних і експериментальних досліджень. Здійснено аналіз віброакустичних збурень в динамічній системі верстата. Обґрунтовано, що основними джерелами збурень є електродвигун, пасова передача, швидкісні вали привода, шпиндельний вузол, коробка подач. Визначено основні напрямки вдосконалення верстата. Здійснено розрахунок несучих частот збурень, зокрема, для зубчастих передач, підшипникових опор, електромагнітних процесів у електродвигуні, пасової передачі та інші.

Методика експериментальних досліджень включала виміри параметрів жорсткості та віброакустичних сигналів верстатів токарної групи (КА-280 та інших).

Використовувався комплект апаратури і шумомір мод.2309, магнітограф, п'єзоелектричні акселерометри, вихорострумові датчики переміщень. Для обробки результатів вимірів використано аналізатор спектра мод.2031.

Експериментальні дослідження включали виміри рівня шуму в цеху при непрацюючому верстаті, послідовні записи віброакустичного сигналу на холостому ходу верстата, запис віброакустичного сигналу при різанні на різних частотах обертання шпинделя від 40 до 1600 об/хв. Здійснено запис як при правому обертанні шпинделя так і при реверсі. Комп'ютерна обробка одержаних спектрів віброакустичного сигналу здійснювалась в режимі реального масштабу часу безпосередньо під час роботи верстата.

Розроблені принципи побудови математичної моделі верстата. Загальна математична модель складена із двох незалежних моделей - емпіричної і теоретичної. Емпірична модель базується на описі віброакустичних параметрів у вигляді:

де - узагальнений випадковий вхід моделі; , - трансформуючі функції, параметри яких вибираються по експериментально визначеному спектру віброакустичного сигналу.

В третьому розділі розроблена теоретична математична модель основних підсистем привода головного руху верстата КА-280.

Математична модель електродвигуна враховує, зокрема, коливання його корпуса і ротора. Корпус і ротор розглянуті як приведені до центру шківа динамічні системи і мають по три ступені вільності. Математична модель електродвигуна враховує особливості його робочих характеристик.

При розробці математичних моделей валів коробки швидкостей розглянуті їх поперечні коливання в двох взаємно перпендикулярних напрямках. Для валів виконано зосередження мас в кількох точках (рис.2)

При розробці математичних моделей зубчатих передач прийнято, що в зубчатому зчепленні діє нормальна сила, залежна від пружних і дисипативних властивостей передачі.

Для кожного елемента динамічної системи складена система рівнянь динаміки, яка враховує три ступені вільності елемента. Для блока зубчатих коліс В7 групи реверса дана система має вигляд

В систему рівнянь включені випадкові силові фактори, які враховують кінематичні збурення викликані похибками виготовлення і монтажу зубчатих коліс, підшипників та інших деталей.

Математична модель у вигляді системи диференціальних рівнянь приведена до вигляду візуальної математичної моделі (рис.4)

Розроблена модель використана для аналізу впливу окремих інерційних, дисипативних та деформативних параметрів верстата на його віброакустичну активність. Зокрема встановлено, що зменшення жорсткості і підвищення дисипативних властивостей підшипника ковзання на нерухомій осі групи реверса значно знижує рівень коливань вала I. По результатам математичного моделювання визначено напрямки вдосконалення конструкції верстата.

В четвертому розділі наведено результати розробки емпіричної математичної моделі акустичних процесів верстата. Вихідними даними для розробки моделі є експериментальні спектри (рис.5)

В результаті обробки експериментальних даних знайдена математична модель спектра у вигляді

де параметри , , , мають конкретне значення для кожного окремого спектра.

Результати розрахунків за даною формулою (рис.6) відповідають наявним експериментальним даним

Використовуючи математичну модель спектральної густини знайдена автокореляційна функція віброакустичного параметра верстата.

По спеціальній методиці визначено трансформуючу і частотну трансформуючу функцію верстата. Типова частотна трансформуюча функція має вигляд

Дана функція дає можливість визначити всі частотні характеристики верстата.

Наявна частотна трансформуюча функція дає можливість визначити повний спектр резонансних частот верстата.

В результаті аналізу встановлені резонансні частоти і джерела вібрацій верстата: зубчаті зачеплення на валах VIII, IX, X (800, 1600 хв-1); зубчаті зачеплення вала II і пов'язаної з ним групи реверса на валах VII, I (630 - 1,25:1 і 630 - 1:2 хв-1); зубчаті зачеплення вала III і пов'язаної з ним групи перебору 45/45 (1250, 500 - 1:2 хв-1); зв'язане колесо z= 38 на валу III при n = 1600, 630 - 1:2, 40 хв-1; зубчата пара 60/48 на валах III-VI при n = 500 - 1,25:1, 1000 хв-1; Джерела вібрацій на частотах 950 - 960 Гц: зубчаті зачеплення групи реверса 24/50 на валах VII - I при n = 1250, 800, 500 - 1:2, 200 хв-1 і 38/36 на валах II - VII n = 630 - 1,25:1 хв-1; гітара змінних коліс ланцюга різі при n = 1000 хв-1; зубчатою парою 18/72 в групі перебору, яка вільно обертається, при n = 1600, 1250 хв-1; зубчатою парою 36/38 на валах VII - II при n = 500 - 1:2, 630 - 1:2, 200, 100, 40 хв-1.

Вимушені коливання вказаних вище частот генеруються зубчатими парами, які не беруть участь в передачі потужності: група реверса на валах II - VII; група перебору на валах IV - V; група реверса ланцюга подач на валах VII - IX.

В п'ятому розділі доведено, що для розв'язання складної і різноманітної проблеми зниження віброакустичної активності верстата доцільно скористатися наступною послідовністю виконання робіт: а) беруться дані досліджень по визначенню джерел віброакустичної активності верстата; б) вибираються раціональні заходи щодо зниження шуму і вібрації, серед яких: - вдосконалення кінематики верстата; - зменшення динамічних навантажень; - зменшення швидкісних параметрів; - використання неметалічних матеріалів; - частотне відстроювання; - вібродемпфірування і віброізоляція; - встановлення глушників шуму і звукоізоляція; в) виконується розрахунок економічної ефективності запропонованих заходів; г) проводяться експериментальні дослідження ефективності виконаних заходів щодо зниження шуму і вібрації та перевірка на відповідність нормативним значенням стандартів.

При вдосконаленні конструкції приводу токарного верстата рекомендовано скористатися наступними заходами:

Здійснити вибірку зазорів в окремих кінематичних парах, використовуючи замкнені передачі з натягом. Циліндричні зубчасті передачі можна виконувати з малою конусністю евольвентних поверхонь і регулюванням осьового переміщення, або одне з коліс виконувати розрізним, з можливістю відносного кутового зміщення.

Як один з варіантів вдосконалення структури приводу пропонується нова кінематична схема приводу головного руху (рис.9), до якої внесено наступні зміни:

змінені передавальні відношення в групі передач між валами 2 і 3, що дозволяє позбутися резонансної передачі 38/38, замінивши її на 39/37;

для збереження вихідного ряду чисел обертів шпинделя змінений діаметр ведучого шківа на валу електродвигуна зі 140мм до 136мм;

суттєво на 27% зменшено числа обертів подвійного блока групи реверса, що обертається вхолосту при правому обертанні шпинделя і є одним з основних джерел збурення, з одночасним забезпеченням необхідного рівня чисел обертів шпинделя під час реверсу.

Динамічні навантаження істотно знижуються при застосуванні полегшених конструкцій шківів пасових передач з легких сплавів або пластмас.

Підвищення точності зубчастих передач головного приводу на один квалітет дозволяє підвищити їх несучу здатність до 20%, зменшити рівень шуму і вібрацій на 5...10 dB, підвищити довговічність роботи в 2 - 3 рази.

Підвищення коефіцієнту перекриття зубчастих передач за рахунок збільшення числа зубів коліс, або зменшення модулю, дає істотне підвищення плавності і безшумності роботи, а також зниження динамічних навантажень.

Частотне відстроювання за рахунок зміни співвідношення між вимушеними і власними частотами коливань елементів приводу на 3 - 5% дозволяє вивести систему із зони резонансу.

Використання шумозахисної конструкції кришки корпусу шпиндельної коробки верстата є пасивним методом боротьби з шумом, але досить ефективним, недорогим і зручним для використання як для зниження рівня шуму, так і в боротьбі з його поширенням.

З метою віброізоляції запропоновано використати демпфер в'язкого тертя для гасіння коливань блоку шестерень групи реверса (рис.10).



ВИСНОВКИ

1. В результаті аналітичного огляду літературних джерел встановлено, що вдосконалення віброакустичних характеристик верстатів потребує фундаментального теоретично-експериментального аналізу всього комплексу проблем, пов'язаних із виникненням вібрацій, розповсюдженням віброакустичних сигналів і конкретному впливі віброакустичних явищ на експлуатаційні характеристики верстата.

2. Комплексний аналіз процесів у динамічній системі верстата виявив, що основними віброактивними системами приводу головного руху є система електродвигуна із врахуванням особливостей його закріплення, пасова передача, система вала I з механізмом реверса, шпиндельний вузол та коробка подач. Встановлено, що найбільш доцільно поліпшити віброакустичні властивості верстата шляхом поглибленого дослідження та наступного вдосконалення системи передач між валами I та II включаючи групу реверса.

3. Проведені теоретичні і експериментальні дослідження підтвердили ефективність розробленої методології, яка включає обробку масиву експериментально визначених спектрів віброакустичних сигналів засобами наявних математичних пакетів, що базуються на використанні сучасних інформаційних технологій аналізу стохастичних процесів. Розроблена методологія є ефективним інструментом вдосконалення віброакустичних характеристик верстата і може бути рекомендована для впровадження на підприємствах, де розробляються і експлуатуються металорізальні верстати.

4. Обґрунтовано принципово нову методику математичного моделювання віброакустичних процесів у динамічній системі верстата, яка полягає в комплексному застосуванні двох різнорідних математичних моделей: емпіричної і теоретичної. Емпірична модель є базовою і будується за експериментально визначеним спектром віброакустичного параметра верстата. Теоретична модель враховує специфічні робочі процеси в окремих елементах динамічної системи, має необхідно високий ступінь деталізації параметрів і дозволяє виконати оцінку впливу кожного параметра на віброакустичні характеристики верстата.

5. Розроблено і доведено до практичного використання математичну модель основних віброактивних підсистем верстата, зокрема електродвигуна, системи швидкісних валів коробки швидкостей та групи реверса. В результаті математичного моделювання встановлено, що підвищення демпфіруючої властивості кріплення електродвигуна на 10% зменшує рівень віброакустичного сигналу на 4…6 dB. Показано, що зменшення в 1,5 рази жорсткості підшипника ковзання в групі реверса приводить до зменшення амплітуди вібрацій вала I на 30%.

6. Експериментально визначені спектри вібрацій описано нелінійною залежністю, яка включає взаємозв'язаний масив коефіцієнтів, що визначаються за спеціальною методикою. Ця залежність є основою для побудови емпіричної математичної моделі верстата, що має вигляд кореляційних функцій, спектральних щільностей віброакустичного сигнала, трансформуючих функцій і частотних характеристик верстата. З використанням емпіричної моделі встановлено, що основні резонансні частоти верстата знаходяться в межах 800…1000 Гц. Суттєві резонансні явища мають місце на частотах 2,5…3,5 кГц. На частотах 5…6 кГц мають місце локальні резонансні явища. У високочастотній частині спектру можуть виникати резонансні області з частотними діапазонами 10…12 кГц та 15…16 кГц. Як правило інтенсивність цих резонансних зон не перевищує 10…20% від інтенсивності резонансних явищ на частотах 800…10000 Гц.

7. Встановлено, що основними джерелами вібрацій на частотах 800…1000 Гц є зубчасті зачеплення групи реверса, розташовані на валах I, II та осі VII. Додатковими джерелами вібраційних збурень є зубчасті зачеплення вала II, групи перебору, гітари змінних коліс та передачі між валами VIII, IX, X.

8. Для вдосконалення конструкції приводу токарного верстата запропонована нова кінематична схема, до якої внесено слідуючі зміни: - змінено передавальні відношення в групі передач між валами II і III, що дозволяє позбутися резонансної передачі 38/38, замінивши її на 39/37; - суттєво на 27% зменшено число обертів подвійного блока групи реверса при правому обертанні шпинделя, із забезпеченням необхідного рівня чисел обертів під час реверсу; - для збереження вихідного ряду чисел обертів шпинделя змінено діаметр ведучого шківа пасової передачі зі 140 мм до 136 мм та запропоновано використання веденого шківа з легкого сплаву або пластмаси.

9. Рекомендовано провести заходи з підвищення точності зубчастих передач головного приводу. Обгрунтовано, що підвищення точності коліс на один квалітет дозволяє підвищити їх несучу здатність до 20%, зменшити рівень шуму і вібрацій на 5…10 dB, підвищити довговічність роботи в 2 - 3 рази. Підвищення коефіцієнту перекриття зубчастих передач за рахунок збільшення числа зубів коліс, або зменшення модулю, дає істотне підвищення плавності і безшумності роботи, а також зниження динамічних навантажень.

10. Рекомендовано з метою віброізоляції використати демпфер в'язкого тертя для гасіння коливань блоку шестерень групи реверса, а для пасивної шумоізоляції використати шумозахисну конструкцію кришки корпусу шпиндельної коробки.



СПИСОК ПРАЦЬ, ОПУБЛІКОВАНИХ ЗА ТЕМОЮ ДИСЕРТАЦІЇ

1. Струтинский В.Б., Шевченко А.В., Даниленко А.В., Али Джаалук. Анализ виброакустических характеристик станков на основе нелинейной математической модели спектров виброускорений // Прогрессивные технологии и системы машиностроения: Междунар. сб. научных трудов. Донецк. ДонГТУ. 1999. Вып. 8. c. 206-209.

2. Струтинский В.Б., Шевчено А.В., Даниленко А.В., Джаалук Али. Исследование виброакустических характеристик токарно-винторезных станков / Вестник НТУУ "Киевский политехнический институт", Машиностроение, вып.34, Киев, 1999. с.112-122.

3. Струтинский В.Б., Шевченко А.В., Джаалук Али. Расчет параметров стохастических колебаний токарно-винторезного станка с помощью системы визуального математического моделирования // Технология машиностроения: Проблемы и перспективы / Материалы докл. науч.-техн. конф., 2-6 октября 2000г.., Севастополь: СевГТУ,2000. - с.70-75.

4. Струтинський В.Б., Шевченко О.В., Кравець О.М., Джаалук Алі . Математичне моделювання вібраційних характеристик токарно-гвинторізного верстата КА280 на основі імітаційного стохастичного моделювання / Вестник НТУУ "Киевский политехнический институт", Машиностроение, вып.39, Киев, 2000. с.133-146.

5. Шевченко А.В., Кравец А.М., Джаалук Али. Исследование устройства для дробления стружки // Прогрессивные технологии и системы машиностроения: Международный сб. научных трудов. - Донецк: ДонГТУ, 2000. Вып.14. - с.83-86.



АНОТАЦІЇ

Джаалук Алі. Вдосконалення параметрів та математичне моделювання віброакустичних характеристик верстатів. - Рукопис. Дисертація на здобуття наукового ступеня кандидата технічних наук за спеціальністю 05.03.01 - "Процеси механічної обробки, верстати та інструменти". Національний технічний університет України "Київський політехнічний інститут", Київ, 2001 р.

В дисертації проведено комплексний аналіз процесів у динамічній системі верстата, виявлено основні віброактивні системи приводу головного руху. Розроблено методологію вдосконалення віброакустичних характеристик верстата, що базується на використанні сучасних інформаційних технологій аналізу стохастичних процесів. Обґрунтовано принципово нову методику математичного моделювання віброакустичних процесів у динамічній системі верстата, яка полягає в комплексному застосуванні двох різнорідних математичних моделей: емпіричної і теоретичної. Експериментально визначені спектри вібрацій описано нелінійною залежністю, яка включає взаємозв'язаний масив коефіцієнтів, що визначаються за спеціальною методикою і є основою для побудови емпіричної математичної моделі верстата. Встановлено основні джерела вібраційних збурень. Запропоновано вдосконалену конструкцію приводу токарного верстата та комплекс рекомендацій щодо зниження віброакустичної активності.

Джаалук Али. Совершенствование параметров и математическое моделирование виброакустических характеристик станков. - Рукопись. Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук по специальности 05.03.01 - "Процессы механической обработки, станки и инструменты". Национальный технический университет Украины "Киевский политехнический институт", Киев, 2001 г.

В диссертации рассмотрен комплекс задач, касающийся направлений совершенствования виброакустических характеристик станков. Основными источниками шума и вибраций в приводах станков являются: - удары в кинематических парах; - неуравновешенность вращающихся масс; - подшипники; - зубчатые передачи. Виброакустическая диагностика станков с использованием спектрального анализа колебаний является наиболее эффективным способом получения информации о источниках шума и вибрации.

В результате анализа литературных источников и производственного опыта сформулированы основные направления исследований по усовершенствованию виброакустических характеристик токарных станков.

Приведена методология теоретических и экспериментальных исследований. Проведен комплексный анализ процессов в динамической системе станка, выявлены основные виброактивные системы привода главного движения. Обосновано, что основными источниками возмущений являются: электродвигатель, ременная передача, скоростные валы привода, шпиндельный узел, коробка подач. Определены основные направления усовершенствования станка. Проведен расчет несущих частот возмущений, в частности, для подшипниковых опор, электромагнитных процессов в электродвигателе, ременной передаче и др.

Разработана методология усовершенствования виброакустических характеристик станка, которая базируется на использовании современных информационных технологий анализа стохастических процессов. Обоснована принципиально новая методика математического моделирования виброакустических процессов в динамической системе станка, которая состоит из комплексного использования двух разнородных математических моделей: эмпирической и теоретической. Эмпирическая модель является базовой и создается по экспериментально определенным спектрам виброакустических параметров станка. Теоретическая модель учитывает специфические рабочие процессы в отдельных элементах динамической системы, имеет необходимо высокий уровень детализации параметров и разрешает использовать оценку влияния каждого параметра на виброакустические характеристики станка.

Разработаны и доведены до практического использования математические модели основных виброактивных подсистем станка, в частности электродвигателя, системы скоростных валов коробки скоростей и группы реверса. Экспериментально определенные спектры вибраций описаны нелинейной зависимостью, которая включает взаимосвязанный массив коэффициентов, определенный по специальной методике и являющийся основой для построения эмпирической математической модели станка.

Установлены основные источники вибрационной активности. Предложена последовательность выполнения виброакустической диагностики станка. Разработана усовершенствованная конструкция привода токарного станка и комплекс рекомендаций по снижению виброакустической активности.

Jaalouk Ali. Perfecting of parameters and mathematical simulation of vibration and acoustic processes in machine tools. - a Manuscript.

Thesis on competition of a scientific degree of the candidate of engineering science on a speciality 05.03.01 - "Manufacturing Processes, machine-tools and tooling". National Technical University of Ukraine "Kyiv polytechnic Institute ", Kyiv, 2001.

In a thesis the comprehensive analysis of processes in a dynamic system of the machine tool is conducted, are detected main vibration activities of a system of the drive of principal driving. The methodology of improvement vibration and acoustic of performances of the machine tool is developed which is founded on use of modern information techniques of the analysis of equilibrium processes. The new technique of mathematical simulation vibration and acoustic processes in a dynamic system of the machine tool is developed. The technique consists of complex use of two heterogeneous mathematical models: empirical and theoretical. The experimentally defined spectra of vibrations are circumscribed by nonlinear dependence, which powers up an interdependent array of factors defined on a special technique and being a basis for construction of an empirical mathematical model of the machine tool. The main sources of vibration activity are defined. Improved constructions of the drive of a lathe and complex of the recommendations on lowering vibration and acoustic activity are offered for use.

Размещено на Allbest.ru

...