Размещено на http://www.allbest.ru

КІРОВОГРАДСЬКИЙ НАЦІОНАЛЬНИЙ ТЕХНІЧНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

ГРЕЧКА АНДРІЙ ІВАНОВИЧ

УДК 621.9.06-112

ПІДВИЩЕННЯ ТОЧНОСТІ І НАВАНТАЖУВАЛЬНОЇ ЗДАТНОСТІ ПІНОЛЬНИХ МЕХАНІЗМІВ АГРЕГАТНО-МОДУЛЬНОГО ТЕХНОЛОГІЧНОГО ОБЛАДНАННЯ

Спеціальність 05.03.01 - Процеси механічної обробки, верстати та інструменти

Автореферат

дисертації на здобуття наукового ступеня

кандидата технічних наук

Кіровоград - 2008

Дисертацією є рукопис.

Робота виконана на кафедрі “Металорізальні верстати та системи” Кіровоградського національного технічного університету Міністерства освіти і науки України.

Наукові керівники:

доктор технічних наук, професор

Крижанівський Володимир Андрійович;

кандидат технічних наук, доцент

Кириченко Андрій Миколайович,

Кіровоградський національний технічний університет, завідувач кафедри “Металорізальні верстати та системи”.

Офіційні опоненти:

доктор технічних наук, професор

Саленко Олександр Федорович,

Кременчуцький державний політехнічний університет, завідувач кафедри “Верстати та верстатні комплекси”;

кандидат технічних наук

Возний Вячеслав Вікторович,

Інститут надтвердих матеріалів ім. В.М. Бакуля Національної Академії Наук України, м. Київ, старший науковий співробітник відділу перспективних ресурсозберігаючих технологій механообробки інструментом з надтвердих матеріалів.

Вчений секретар

спеціалізованої вченої ради В.М. Каліч

ЗАГАЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА РОБОТИ

Актуальність теми. Створення верстатів на основі агрегатно-модульного принципу є одним з провідних напрямків сучасного верстатобудування, що дозволяє скоротити строки та витрати на компонування високоефективного обладнання, здатного задовольнити більшість вимог споживача щодо точності, продуктивності та гнучкості.

Пінольні механізми у якості вихідного органу приводу подач знайшли широке розповсюдження у агрегатних та свердлильних верстатах, і визначають їх точність, навантажувальну здатність та, як наслідок, продуктивність. Задачі зниження контактних деформацій та підвищення навантажувальної здатності шляхом суміщення сили подачі з віссю напрямних обмежуються різкою втратою точності положення пінолі при дії з боку процесу обробки навіть незначних збуджуючих радіальних сил. Розташування сили подачі з ексцентриситетом до осі напрямних значно знижує навантажувальну здатність пінольного механізму. Тому пошук шляхів одночасного підвищення точності та навантажувальної здатності пінольних механізмів агрегатно-модульного технологічного обладнання є актуальною науково-технічною задачею.

Зв'язок роботи з науковими програмами та темами. Робота виконувалася згідно тематики науково-дослідних робіт кафедри “Металорізальні верстати та системи” Кіровоградського національного технічного університету на 2000-2007 р.р. і згідно теми проекту за рахунок фінансування з державного бюджету № 46Б103 “Розробка високоефективних приводів перемінної структури агрегатно-модульного верстатного обладнання” у 2003-2004 р. (реєстраційний № 0103U003115).

Мета і задачі дослідження. Метою роботи є підвищення точності і навантажувальної здатності пінольних механізмів агрегатно-модульного технологічного обладнання шляхом контрольованого поділу рівнодіючої сили подачі на радіальну і осьову складові.

Поставлена мета досягнута шляхом вирішення таких задач:

– аналіз конструкцій пінольних механізмів та розробка узагальненої просторової схеми навантаження виконавчого органу приводу подачі;

– розробка математичної моделі функціонування пінольного механізму з подальшим експериментальним підтвердженням її адекватності;

– пошук параметрів схеми навантаження, які одночасно впливають на навантажувальну здатність пінольного механізму і точність положення пінолі;

– обґрунтування показника ефективності пінольного механізму за навантажувальною здатністю і точністю положення пінолі;

– встановлення шляхів та критеріїв одночасного підвищення точності положення пінолі і навантажувальної здатності пінольного механізму;

– розробка практичних рекомендацій щодо проектування пінольних механізмів з підвищеними параметрами точності і навантажувальної здатності та їх впровадження у виробництво.

Об'єкт дослідження - пінольні механізми приводів подач агрегатно-модульного технологічного обладнання.

Предмет дослідження - точність і навантажувальна здатність пінольних механізмів агрегатно-модульного технологічного обладнання, параметри їх просторової схеми навантаження, які забезпечують раціональних баланс між вказаними характеристиками.

Методи дослідження. Теоретичні дослідження проводились на основі положень теорії різання, теоретичної механіки, теорії механізмів, контактної задачі теорії пружності, засобів математичного моделювання на ПЕОМ; експериментальні дослідження - з використанням сучасних методів, програм та вимірювальної апаратури з обробкою статистичних даних на ПЕОМ. піноль конструкція механізм навантаження

Наукова новизна одержаних результатів:

– запропоновано новий напрямок удосконалення схем навантаження пінольних механізмів, що полягає у контрольованому поділі рівнодіючої сили подачі на радіальну і осьову складові і дозволяє регулювати баланс між навантажувальною здатністю і точністю положення пінолі;

– набули подальшого удосконалення аналітичні залежності, які описують контактні деформації напрямних з урахуванням змінної величини кута контакту в поперечному перерізі пари “піноль-напрямні” вздовж осі пінолі, що дало змогу встановити зв'язок між точністю і навантажувальною здатністю пінольного механізму при довільному просторовому розташуванні сил, які діють на піноль з боку процесу обробки та приводу подач;

– запропоновано новий комплексний критерій - показник ефективності пінольного механізму, що дозволяє оцінити баланс між навантажувальною здатністю даного механізму і точністю положення виконавчого органу приводу подачі.

Практичне значення одержаних результатів:

– запропоновані практичні рекомендації з проектування пінольних механізмів агрегатно-модульного технологічного обладнання з високими вихідними характеристиками;

– створено програмний продукт для аналізу схем навантаження пінольних механізмів з перехресним до осі пінолі розташуванням сил, які діють на неї з боку процесу обробки та приводу подач, і проектування силових вузлів з низькими втратами на тертя у приводі подач;

– розроблено нові технічні рішення силових головок пінольного типу на рівні винаходів, які мають можливість регулювання параметрів схем навантаження для підвищення вихідних характеристик у порівнянні з традиційними конструкціями.

Результати виконаних досліджень і розроблені на їх основі пропозиції впроваджені на підприємствах машинобудівної промисловості, зокрема у ТОВ “Арабіс” (м. Кривий Ріг), ТОВ “Ремпромтехніка” (м. Кривий Ріг), ЗАТ “Гідросила-ЛЄДА” (м. Кіровоград), а також у процесі підготовки фахівців зі спеціальності 8.090203 “Металорізальні верстати та системи” в Кіровоградському національному технічному університеті.

Особистий внесок здобувача. Наукові результати, наведені в дисертації, одержано автором самостійно. У публікаціях, виконаних у співавторстві, здобувачеві належить наступне: дослідження залежності навантажувальної здатності пінольного механізму в умовах перехресного до осі пінолі розташування сил, що діють на неї з боку процесу обробки та приводу подач [1]; узагальнена просторова схема навантаження пінольного механізму [6]; математична модель для оцінки втрат на тертя у пінольних механізмах [3]; встановлення зв'язку між точністю і навантажувальною здатністю пінольного механізму при довільному просторовому розташуванні сил, які діють на піноль з боку процесу обробки та приводу подач [4]; експериментальна перевірка адекватності математичної моделі функціонування пінольних механізмів [5]; розробка методики та проведення експерименту для визначення коефіцієнта пропорційності степеневої залежності між контактними тисками і деформаціями у пінольному механізмі [8].

Апробація результатів дисертації. Результати роботи доповідалися на першій всеукраїнській конференції “Машинобудування очима молодих” (м. Суми, 30 жовтня - 2 листопада 2001 р.), першій міжнародній конференції “Машинобудування, металообробка - 2003” (м. Кіровоград, 17 - 19 квітня 2003 р.), сьомій всеукраїнській конференції “Машинобудування очима молодих” (м. Одеса, 29 жовтня - 31 жовтня 2007 р.), науково-технічних конференціях викладачів, аспірантів та співробітників Кіровоградського національного технічного університету (м. Кіровоград, 2001 - 2007 р.).

Публікації. Основні результати досліджень опубліковані в 11 наукових працях, до яких входять 5 статей у наукових фахових виданнях України, 3 публікації матеріалів і тез доповідей на наукових конференціях, а також 3 патенти України на винахід та корисну модель.

Структура та обсяг дисертації. Дисертація складається з вступу, п'яти розділів, загальних висновків, списку використаних джерел з 124 найменувань і додатків. Повний обсяг дисертації становить 149 сторінок, включаючи 59 рисунків, 4 таблиці і додатки на 59 сторінках.

ОСНОВНИЙ ЗМІСТ РОБОТИ

У вступі обґрунтовано актуальність роботи, сформульовано мету і задачі досліджень.

Перший розділ присвячено проблемі підвищення точності і навантажувальної здатності пінольних механізмів силових вузлів агрегатно-модульного технологічного обладнання. Наведено переваги і недоліки силових вузлів з пінольними механізмами у якості приводу подач. Показано, що моноблочні вузли не були витіснені блочними силовими вузлами, оскільки при зменшенні довжин ходів вихідного органу приводу подачі та при зменшенні потужності, необхідної для виконання процесу обробки, переваги останніх нівелюються. Продуктивність моноблочних силових вузлів визначається навантажувальною здатністю пінольного механізму - максимальною силою з боку процесу обробки, яку він здатен сприймати на протязі визначеного терміну функціонування при безвідмовній роботі. Похибки положення пінолі впливають на точність обробки.

Проведений аналіз сил, які діють на пінольний механізм з боку перетворювальних механізмів приводу подач, показав, що у загальному випадку присутні всі три просторові складові вектора рівнодіючої сили подачі. На основі робіт О.М. Розенберга, Ю.О. Розенберга, О.О. Виноградова, Ю.Л. Аносова, І.А. Малишка визначено три можливі випадки дії рівнодіючої технологічного навантаження на пінольний механізм: обертання радіальної складової технологічного навантаження у площині, сталій вздовж осі напрямних; рух даної складової у площині, що проходить через вісь напрямних, за умови сталості кутового положення даної площини; поєднання двох описаних випадків.

Відомі вчені по-різному підходили до питання забезпечення необхідної точності і продуктивності компонентів агрегатно-модульного обладнання. Серед них Г.А. Шаумян, О.І. Авер'янов, Ю.В. Тімофієв, А.І. Дащенко, Л.І. Волчкевич, О.С. Проніков, В.Д. Хіцан, В.Є. Карпусь, О.А. Мельниченко, М.Л. Орліков, Ж.С. Равва, Ю.М. Кузнєцов, В.М. Пестунов, В.А. Крижанівський, А.М. Кириченко та інші. Аналіз їхніх робіт показує, що підвищення точності і навантажувальної здатності обмежується наступними факторами:

– для неефективних схем навантаження збільшення навантажувальної здатності силових вузлів потребує збільшення сил в приводі подачі, що збільшує контактні тиски і зменшує точність положення вихідного органу приводу подачі;

– збільшення навантажувальної здатності силових вузлів за рахунок зміцнення ланок механізмів або ж підвищення величини допустимого контактного тиску в напрямних призводить до збільшення масогабаритних показників і вартості силових вузлів;

– зменшення втрат на тертя (за рахунок використання матеріалів з низьким коефіцієнтом тертя або переходу на тертя кочення) по своїй суті не змінює основних факторів, що знижують навантажувальну здатність приводу подачі;

– співвісне розташування результуючої сили подачі та осьової складової технологічного навантаження є ідеальним випадком, що в реальних умовах призводить до вільного переміщення пінолі в межах зазору в напрямних;

– зниження радіальної жорсткості у випадку співвісного розташування навантажуючих сил найбільш негативно проявляється в пінольних механізмах з циліндричною формою напрямних.

Таким чином, ефективність роботи пінольних механізмів необхідно розглядати, аналізуючи їх навантажувальну здатність і точність одночасно. Наявні математичні моделі розрахунку точності положення пінолі не адекватно описують картину контактних деформацій напрямних пінольного механізму у випадку просторового навантаження, розроблені моделі дослідження навантажувальної здатності силових вузлів з пінольними механізмами не враховують вплив контактних деформацій. Розв'язку задачі теорії пружності у випадку перехресного контакту двох циліндричних тіл, розташованих одне в одному з надмалим зазором, не знайдено. На сучасному етапі для визначення контактних деформацій користуються емпіричними залежностями між контактними тисками і деформаціями, серед яких найбільш вживаною є степенева залежність.

Проведений аналіз виконаних досліджень у напрямку підвищення точності положення пінолі в напрямних та підвищення навантажувальної здатності пінольного механізму дозволив сформулювати мету та визначити задачі дисертаційної роботи.

У другому розділі розроблено загальну методику досліджень.

Розгляд функціонування пінольного механізму проводився у загальному випадку дії сил подачі та складових технологічного навантаження. Для дослідження умов функціонування розроблена загальна просторова схема навантаження пінольного механізму з циліндричними напрямними, що на відміну від існуючих передбачає вплив зовнішніх силових факторів (сил подачі та технологічного навантаження) у довільній просторовій їх орієнтації та контактних тисків, розподілених по поверхні напрямних (рис. 1). На основі даної схеми створена математична модель функціонування пінольного механізму. Для опису розташування діючих на пінольний механізм рівнодіючої технологічного навантаження Р, основної сили подачі F та додаткових сил подачі F_ді прийнята прямокутна система координат ISO. Початок даної системи суміщений з серединою активної ділянки напрямних, довжина яких складає L. Положення у просторі кожної з прикладених сил описано двома лінійними і двома кутовими координатами: ексцентриситет а прикладення осьової складової, виліт b прикладення радіальної складової, кут нахилу сили до осі напрямних, кут повороту радіальної складової до осі Х. Дані координати мають індекси відповідно до позначень сил: для рівнодіючої технологічного навантаження - індекс Р, для основної сили подачі - F, для додаткових сил подачі - Fі. У якості поперечного розміру пінолі прийнято радіус r. Під час руху пінолі виникають пропорційні контактним тискам сили тертя, - коефіцієнт тертя. Проекції контактних тисків (на рис. 1 позначені умовно) на вісь X і Y та їх моменти відносно цих же осей рівні інтегралам від проекцій рівнодіючої та моментів від цих проекцій в межах довжини активної ділянки напрямних на проміжку від до . У площині XOZ положення точок осі пінолі визначається рівнянням прямої: , де _х - зміщення осі пінолі по осі Х у початковому перерізі, _y - кут нахилу осі пінолі навколо осі Y у площині XOZ. У площині YOZ положення точок осі пінолі визначається рівнянням прямої: , де _y - зміщення осі пінолі по осі Y у початковому перерізі; _x - кут нахилу осі пінолі навколо осі X у площині YOZ.

Співвідношення між зовнішніми (рівнодіюча технологічного навантаження, основна і додаткові сили подачі) та внутрішніми (сили тертя та контактні тиски) силовими факторами представлено системою рівнянь у вигляді відповідних проекцій сил та моментів:



Визначення величини контактних тисків виконано шляхом інтегрування у поперечній і поздовжній до осі напрямних площинах, розрахункові схеми зображені на рис. 2 і 3 відповідно. Прийняті позначення: - кутова координата інтегрування, ₀ - половина дуги контакту пінолі з напрямними, L - довжина активної ділянки напрямних.

При визначенні контактних тисків прийняті наступні припущення: 1) Піноль та напрямні корпуса розглядаються як абсолютно жорсткі тіла, окрім поверхневих шарів, що зазнають контактних деформацій; 2) контактні деформації в стиках напрямних є пружніми і пов'язані з контактними тисками степеневою залежністю; 3) піноль та напрямні корпуса є точними циліндрами, а відхилення форми частково враховуються параметрами степеневої залежності; 4) функціонування пінольного механізму розглядається в усталеному режимі, що відповідає усталеному процесу обробки.

У поперечній до осі напрямних площині рівнодіючу розподіленого по дузі кола навантаження q, що діє на елементарний диск товщиною dz, визначено як функцію від координати z, а у поздовжній площині встановлено закон зміни максимальної деформації елементарного диску dz вздовж цієї ж осі. Вказані залежності мають вид:

, (2)

,

де Д - радіальний зазор між піноллю і напрямними,

c - коефіцієнт пропорційності степеневої залежності між контактними тисками і деформаціями.

Наявність сил тертя означає, що рівнодіюча технологічного навантаження Р та сума сил подач не будуть рівними, як і не будуть рівними їх проекції на вісь Z. Різниця між зазначеними проекціями визначатиме втрати на тертя. Рівняння проекцій сил на вісь Z має вигляд:

. (3)

Зв'язок між основною і додатковими силами подачі визначається коефіцієнтом перерозподілу сил для кожної додаткової сили:

. (4)

Співвідношення між сумою сил подач F та F_і і рівнодіючою технологічного навантаження Р визначається із системи рівнянь (1) - (4). Одну із сил необхідно задавати на початку розрахунку, а значення іншої буде результатом проведених обчислень. Знайдене співвідношення характеризує навантажувальну здатність за втратами на тертя, для оцінки яких рекомендовано користуватися миттєвим коефіцієнтом передачі сил:

. (5)

Представлена система рівнянь (1) - (5) реалізована на ПЕОМ за допомогою блоку розв'язку систем нелінійних рівнянь методом січних з попереднім вибором наближених значень невідомих та ітераційним наближенням точності розрахунків миттєвого коефіцієнта передачі сил до необхідної величини. Результатом розрахунків є зміщення осі пінолі відносно осі напрямних _x, _y в площині XOY, кути відхилення осі пінолі відносно осі Z _x, _y та коефіцієнт .

Точність пінольного механізму і її вплив на точність обробки прийнято оцінювати приведеним до зони обробки відхиленням осі пінолі, що відповідає положенню вершини інструмента на вказаній осі на відстані z від початкової:

; ; . (6)

Наведену математичну модель покладено в основу методики теоретично-експериментальних досліджень. Для визначення коефіцієнта пропорційності с степеневої залежності між контактними тисками і деформаціями та перевірки адекватності математичної моделі розроблені відповідні методики.

У третьому розділі описана практична реалізація методик експериментальних досліджень. При їх проведені використано імітаційний підхід по принципу “чорної скриньки” з визначенням контактних деформацій по окремим точкам. Об'єктом досліджень є модель пінольного механізму у вигляді чавунної деталі прямокутної форми з точно виготовленим круглим отвором, в якому з надмалим у порівнянні з поперечними розмірами зазором розміщено іншу деталь у формі суцільного циліндра, виготовлену зі сталі. Поверхня охопленої деталі загартована струмом високої частоти, а охоплююча деталь пройшла відпал для вирівнювання внутрішніх напруг, додаткової термообробки поверхні отвору не проводилося. Це забезпечило вимірювання насамперед деформації поверхневих шарів отвору чавунної деталі.

Для проведення експериментальних досліджень розроблено стенд, зображений на рис. 4. При визначенні коефіцієнта пропорційності с проводилося навантаження центрально прикладеною силою. Результати дослідів пройшли перевірку на відсутність грубих промахів за критерієм виникнення максимальних похибок, однорідність дисперсій за критерієм Кохрена та адекватність залежностей за критерієм Фішера. Для умов контакту, створених в експериментальному стенді, коефіцієнт пропорційності степеневої залежності між контактними тисками і деформаціями с = 0,0022 мм²·Н^-1/2.

Для перевірки адекватності математичної моделі імітуючий циліндр навантажувався моментом відносно центру корпусу та двома взаємоперпендикулярними силами, що дозволило імітувати довільну просторову комбінацію цих двох силових факторів. Для взаємоперпендикулярних сил R_x та R_y було обрано шість пар значень:

1) R_x = 0, R_y = 2550 Н;

2) R_x = 2550 Н, R_y = 0;

3) R_x = 1080 Н, R_y = 1080 Н;

4) R_x = 490 Н, R_y = 1760 Н;

5) R_x = 1760 Н, R_y = 490 Н;

6) R_x = R_y = 0.

Як і в попередньому випадку, результати дослідів пройшли перевірку на відсутність грубих промахів за критерієм виникнення максимальних похибок, однорідність дисперсій за критерієм Кохрена. Адекватність математичної моделі була підтверджена за критерієм Фішера. Встановлено, що опис функціонування пінольного механізму розробленою математичною моделлю є адекватним за умови, що приведена до центру активної ділянки напрямних величина радіальної сили не перевищує 2550 Н, а момент навколо даного центру не більше 204 Нм.

Четвертий розділ присвячений пошуку шляхів та критеріїв одночасного підвищення точності і навантажувальної здатності пінольних механізмів. Ранжирування впливу параметрів пінольного механізму на його навантажувальну здатність і точність положення пінолі показало, що найбільший одночасний вплив на вихідні характеристики мають довжина активної ділянки напрямних та координати прикладення рівнодіючої сили подачі. Точність положення пінолі оцінювалася за приведеним відхиленням осі пінолі S (6), втрати на тертя - за миттєвим коефіцієнтом передачі сил (5).

Суміщення сили подачі з віссю напрямних забезпечує мінімальні втрати на тертя, однак значно знижує точність положення пінолі, оскільки остання вільно переміщується в межах зазору. Величиною, що відповідає прийнятому співвідношенню між радіальною і осьовою складовими рівнодіючої сили подачі, являється кут нахилу даної сили до осі напрямних _F . Кутове розташування сили подачі дозволяє зменшити приведене відхилення осі пінолі, але призводить до зростання миттєвого коефіцієнта передачі сил.

В поперечній до осі напрямних площині області приведених відхилень осі пінолі із зростанням кута _F постійно зменшуються, причому область, яка відповідає більшому значенню даного кута, розташовується усередині області, побудованої при менших значеннях кута _F .

Поряд з тим, важливим критерієм для навантажувальної здатності є контактні тиски в напрямних р_кон , оскільки саме вони найчастіше є лімітуючим фактором. Зменшення величини контактних тисків дозволить за рівних умов підвищити силу технологічного опору.

При малих кутах _F відмічається зростання контактних тисків, а при досягненні певної межі, що визначається ексцентриситетом a_F , відбувається різкий спад до ділянки мінімума. Така зміна графіків контактних тисків пояснюється випереджаючим ростом площі s контакту пінолі з напрямними у порівнянні із зростанням радіальної притискної сили R_ПРИТ при переході від перекошеного положення пінолі до контакту по всій довжині активної ділянки напрямних.

Таким чином, важливо розробити новий критерій, який би дав змогу визначити досягнення заданого балансу між розглядаємими характеристиками. В якості такого критерію запропоновано показник ефективності пінольного механізму, який має розмірність розподіленого навантаження [Н/мм]:

, (7)

де n - кількість точок дискретизації області варіювання вхідних параметрів,

і - порядковий номер точки в області варіювання вхідних параметрів,

k_S - показник степені, що враховує вагу приведеного відхилення осі пінолі у конкретних умовах процесу обробки,

k - показник степені, що враховує вагу втрат на тертя у конкретних умовах процесу обробки,

k_р - показник степені, що враховує вагу контактних тисків у конкретних умовах процесу обробки.

Умовою раціонального балансу між точністю положення пінолі в напрямних та навантажувальною здатністю є досягнення мінімуму показника k_епм , що дозволяє покращити вихідні характеристики пінольного механізму. Найбільший вплив на показник ефективності пінольного механізму має кут _F , далі за степенем впливу йдуть ексцентриситет a_F та виліт b_F . Залежність нового комплексного критерію від координат прикладення вектора сили подачі представлена на рис. 10. Показник k_епм має свої мінімуми, що зміщуються в сторону більших значень кута _F при зростанні ексцентриситету a_F. Найменші значення даного показника спостерігаються при суміщенні осьової складової сили подачі з віссю напрямних.

Мінімум показника ефективності пінольного механізму і контактних тисків не співпадають, хоча розташовуються в зоні близьких значень кута _F з різницею в 6. При цьому максимально досяжна величина технологічного навантаження майже однакова (різниця 1 %). Однак необхідна на її подолання сила подачі на 9 % менша у випадку використання мінімуму показника k_епм для оцінки балансу між точністю положення пінолі і навантажувальною здатністю пінольного механізму. Таким чином, потужність, що передаватиметься ланками приводу подачі, буде меншою, а відповідно меншими розміри і матеріалоємність деталей приводу подачі.

Отже, вибір раціональних параметрів пінольного механізму за умови досягнення мінімуму показника k_епм дозволяє підвищити навантажувальну здатність приводу подачі та точність положення пінолі. Розрахунки, виконані для співвідношення між радіальною і осьовою складовими технологічного навантаження на рівні 0,05 показують, що зниження приведеного відхилення осі пінолі складає 65 %, зростання сили технологічного опору - 35 %, зростання втрат на тертя - 15 % у порівнянні з навантаженням силою подачі, суміщеною з віссю напрямних.

У п'ятому розділі наведені практичні рекомендації з конструювання раціональних пінольних механізмів. Подано таблицю параметрів схеми навантаження, при яких забезпечується раціональний баланс між точністю положення пінолі і навантажувальною здатністю пінольних механізмів для різних рівнів відношення між радіальною Р_РАД та осьовою Р_ОС складовими технологічного навантаження (табл. 1).

Таблиця 1

Раціональні параметри схеми навантаження пінольного механізму

	F,	bF, мм			F,	bF, мм
0,01	9	-3		0,07	31	-5
0,02	16	-4		0,08	32	-6
0,03	21	-5		0,09	34	-6
0,04	24	-5		0,10	35	-7
0,05	27	-5		0,11	36	-3
0,06	29	-5

Якщо порівнювати ефект від прикладення рівнодіючої сили подачі з координатами, наведеними у табл. 1, з прикладенням сили подачі по осі напрямних, то при відношенні радіальної і осьової складових технологічного навантаження на рівні 0,01 зниження приведеного відхилення осі пінолі складає 95 %, зростання сили технологічного опору - 40 %, втрат на тертя - 3 %. Із зростанням рівня відношення радіальної і осьової складових технологічного навантаження до 0,11 зниження приведеного відхилення осі пінолі становитиме 50 %, зростання сили технологічного опору - 25 %, втрат на тертя - 30 %.

Представлені нові конструкції пінольних механізмів, в яких контрольований поділ рівнодіючої сили подачі на радіальну і осьову складові реалізується шляхом нахилу дзеркала поршня гідроциліндру приводу пінолі (патент України № 66677А [9]), створенням карману гідростатичної опору на периферії поршня (патент України № 66678А [10]), або регулюванням величини складових сил, що виникають у косозубчастій передачі приводу головного руху і зубчасто-рейковій передачі приводу подачі (патент України на корисну модель № 2573 [11]).

Виокремлення незначущих щодо впливу на миттєвий коефіцієнт передачі сил параметрів схеми навантаження дозволило удосконалити математичні залежності розрахунку даного коефіцієнта у загальному випадку перехресного з віссю пінолі розташування рівнодіючої технологічного навантаження та сил подач і створити на її основі програмний продукт для аналізу втрат на тертя у пінольних механізмах.

Наведені розрахунки, надані ЗАТ “Гідросила-ЛЄДА”, показують очікуваний економічний ефект від впровадження розроблених рекомендацій у виробництво у розмірі 1917,45 грн. на один верстат.

ВИСНОВКИ

У дисертації наведене теоретичне узагальнення і нове розв'язання наукового завдання, що полягає в підвищенні точності і навантажувальної здатності пінольних механізмів агрегатно-модульного технологічного обладнання шляхом контрольованого поділу рівнодіючої сили подачі на радіальну і осьову складові.

Головні результати роботи.

1. Розроблено узагальнену просторову схему навантаження виконавчого органу приводу подачі, що характеризується довільним просторовим прикладенням сил, що діють на пінольний механізм з боку процесу обробки та приводу подач, і дозволяє аналізувати пінольні механізми без прив'язки до конкретних видів обробки та типів перетворювальних механізмів.

2. Розроблено математичну модель пінольного механізму, що враховує змінність кута контакту в поперечному перерізі пари “піноль-напрямні” вздовж осі пінолі, встановлює зв'язок між положенням пінолі, контактними тисками і деформаціями, втратами на тертя в залежності від обраних параметрів узагальненої просторової схеми навантаження. Встановлено, що для умов, відтворених в експериментальному стенді, величина коефіцієнта пропорційності степеневої залежності між контактними тисками і деформаціями становить 0,0022 мм²·Н^-1/2. Перевірка за критерієм Фішера показала адекватність математичної моделі за умови, що приведена до центру активної ділянки напрямних величина радіальної сили не перевищує 2550 Н, а момент навколо даного центру не більше 204 Нм.

3. Теоретичними дослідженнями встановлено, що одночасний вплив на приведене відхилення осі пінолі та миттєвий коефіцієнт передачі сил мають довжина активної ділянки напрямних, кут нахилу та координати прикладення рівнодіючою сили подачі. Підтверджено, що найбільша ефективність функціонування пінольних механізмів досягається при суміщенні осьової складової рівнодіючої сили подачі з віссю напрямних.

4. Запропонований новий показник ефективності пінольного механізму, який представляє собою суму добутків приведеного відхилення осі пінолі, миттєвого коефіцієнта передачі сил та максимальних контактних тисків з відповідними показниками степенів при кожному з них, взятих у кожній точці області варіювання параметрів процесу обробки. Мінімум показника ефективності є критерієм досягнення раціонального балансу між точністю положення пінолі і навантажувальною здатністю пінольного механізму.

5. Встановлено, що одночасне підвищення точності положення пінолі та навантажувальної здатності пінольного механізму можливе шляхом контрольованого поділу рівнодіючої сили подачі на радіальну і осьову складові за умови мінімізації показника ефективності. Доведено, що у діапазоні співвідношення між радіальною і осьовою складовими технологічного навантаження від 0,01 до 0,11 зниження приведеного відхилення осі пінолі становить від 50 до 95 відсотків, підвищення навантажувальної здатності пінольного механізму - від 25 до 40 відсотків.

6. Розроблені практичні рекомендації з проектування пінольних механізмів та вибору раціональних параметрів схеми навантаження пінольного механізму для різних умов технологічного навантаження. Створено програмний продукт для розрахунку втрат на тертя у пінольних механізмах, що дозволяє враховувати перехресне до осі пінолі розташування сил, які діють на неї з боку процесу обробки та приводу подач. Запропоновані принципи реалізовані у конструкціях пінольних механізмів з підвищеними параметрами навантажувальної здатності і точності, захищених патентами України. Результати роботи у різний час були передані для впровадження на ТОВ “Арабіс”, м. Кривий Ріг (річний економічний ефект склав 983 грн. на один верстат), ТОВ “Ремпромтехніка”, м. Кривий Ріг (річний економічний ефект склав 1017 грн. на один верстат), ЗАТ “Гідросила-ЛЄДА”, м. Кіровоград (очікуваний річний економічний ефект становить 1917,45 грн. на один верстат).

СПИСОК ПРАЦЬ, ОПУБЛІКОВАНИХ ЗА ТЕМОЮ ДИСЕРТАЦІЇ

1. Крижанівський В.А. Дослідження навантажувальної здатності пінольних механізмів силових вузлів агрегатних верстатів / В.А. Крижанівський, А.І. Гречка // Вісник Сумського університету. - 2002. - № 2 (35). - С. 30-35.

2. Гречка А.І. Дослідження навантажувальної здатності пінольних механізмів з урахуванням контактних деформацій / А.І. Гречка // Зб. наук. праць КДТУ : техніка у сільськогосподарському виробництві, галузеве машинобудування, автоматизація. - Кіровоград, 2003. - № 12. - С. 172-179.

3. Крижанівський В.А. Оцінка умов функціонування пінольних вузлів з багатокомпонентними схемами навантаження / В.А. Крижанівський, А.І. Гречка // Зб. наук. праць КДТУ : техніка у сільськогосподарському виробництві, галузеве машинобудування, автоматизація. - Кіровоград, 2003. - № 13. - С. 205-211.

4. Кириченко А.М. Математична модель функціонування пінольних механізмів силових вузлів металорізальних верстатів / А.М. Кириченко, А.І. Гречка // Зб. наук. праць КНТУ : техніка в сільськогосподарському виробництві, галузеве машинобудування, автоматизація. - Кіровоград, 2005. - № 16 - С. 140-148.

5. Кириченко А.М. Перевірка адекватності математичної моделі функціонування пінольних механізмів / А.М. Кириченко, А.І. Гречка // Зб. наук. праць КНТУ : техніка в сільськогосподарському виробництві, галузеве машинобудування, автоматизація. - Кіровоград, 2007. - № 19 - С. 87-94.

6. Крижанівський В.А. Дослідження навантажувальної здатності пінольних механізмів силових вузлів агрегатних верстатів / В.А. Крижанівський, А.І. Гречка // Машинобудування очима молодих : всеукраїнська конф., 30 жовт.-2 лист. 2001 р.: тези доповіді. - Х, 2001. - С. 47-49.

7. Гречка А.І. Дослідження навантажувальної здатності пінольних механізмів з урахуванням контактних деформацій / А.І. Гречка // Машинобудування та металообробка - 2003 : міжнародна науково-технічна конф., 17-19 квіт. 2003 р.: тези доповіді. - IV, 2003. - С. 67 - 68.

8. Гречка А.І. Експериментальне визначення коефіцієнта пропорційності степеневої залежності між контактними тисками і деформаціями у пінольному механізмі / А.І. Гречка, А.М. Кириченко // Машинобудування очима молодих : всеукраїнська конф., 29-31 жовт. 2007 р.: тези доповіді. - Х, 2007. - С. 39-40.

9. Декл. пат. 66677А Україна, МКІ B 23 Q 37/00. Силова головка / Пестунов В.М., Крижанівський В.А., Гречка А.І.; заявник і патентовласник Кіровоград. держ. техн. ун-т. - № 20010604008 ; заявл. 12.06.01 ; опубл. 15.05.02, Бюл. № 5.

10. Декл. пат. 66678А Україна, МКІ B 23 Q 37/00. Силова головка / Пестунов В.М., Крижанівський В.А., Гречка А.І.; заявник і патентовласник Кіровоград. держ. техн. ун-т. - № 20010604009 ; заявл. 12.06.01 ; опубл. 15.05.02, Бюл. № 5.

11. Декл. пат. на кор. модель 2573 Україна, МКІ B 23 Q 37/00. Силова головка / Крижанівський В.А., Пестунов В.М., Гречка А.І.; заявник і патентовласник Кіровоград. держ. техн. ун-т. - № 20040503396 ; заявл. 06.05.04 ; опубл. 17.01.05, Бюл. № 1.

АНОТАЦІЇ

Гречка А.І. Підвищення точності і навантажувальної здатності пінольних механізмів агрегатно-модульного технологічного обладнання. - Рукопис.

Дисертація на здобуття наукового ступеня кандидата технічних наук за спеціальністю 05.03.01 - Процеси механічної обробки, верстати та інструменти. - Кіровоградський національний технічний університет, Кіровоград, 2008 р.

Дисертація присвячена підвищенню точності і навантажувальної здатності пінольних механізмів агрегатно-модульного технологічного обладнання шляхом контрольованого поділу рівнодіючої сили подачі на радіальну і осьову складові. Розроблено узагальнену просторову схему навантаження виконавчого органу приводу подачі, яка характеризується довільним просторовим прикладенням сил, що діють на пінольний механізм з боку процесу обробки та приводу подач. Запропоновано новий показник ефективності, за умови мінімізації якого забезпечується одночасне підвищення точності і навантажувальної здатності пінольних механізмів, зменшення контактних тисків в напрямних.

Ключові слова: агрегатно-модульне технологічне обладнання, пінольний механізм, схема навантаження, навантажувальна здатність, точність, контактні тиски.

Гречка А.И. Повышение точности и нагрузочной способности пинольных механизмов агрегатно-модульного технологического оборудования. - Рукопись.

Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук по специальности 05.03.01 - Процессы механической обработки, станки и инструменты. - Кировоградский национальный технический университет, Кировоград, 2008.

Диссертация посвящена проблеме повышения точности и нагрузочной способности пинольных механизмов агрегатно-модульного технологического оборудования за счет контролируемого разделения равнодействующей силы подачи на радиальную и осевую составляющие. Задачи снижения контактных деформаций и повышения нагрузочной способности путем совмещения силы подачи с осью направляющих ограничиваются резкой потерей точности положения пиноли при действии со стороны процесса обработки даже незначительных возмущающих радиальных сил. Расположение силы подачи с эксцентриситетом к оси направляющих значительно снижает нагрузочную способность пинольного механизма.

Созданы схема нагружения и математическая модель путем усовершенствования аналитических зависимостей, которые описывают контактные деформации направляющих с учетом изменяемой величины угла контакта в поперечном сечении пары “пиноль-направляющие” вдоль оси пиноли, что дало возможность установить связь между точностью и нагрузочной способностью пинольного механизма при произвольном пространственном расположении сил, которые воздействуют на пиноль со стороны процесса обработки и привода подач. Экспериментально подтверждена их адекватность.

Проведено ранжирование параметров пинольного механизма по степени их влияния на приведенное отклонение оси пиноли и мгновенный коэффициент передачи сил. Показано, что ни один из данных критериев не может отвечать достижению рационального баланса между рассматриваемыми выходными характеристиками. Для этого предложено использовать новый комплексный критерий - показатель эффективности пинольного механизма. При условии минимизации этого показателя обеспечивается одновременное повышение точности и нагрузочной способности пинольных механизмов, уменьшение контактных давлений и деформаций в направляющих. Разработаны практические рекомендации по проектированию пинольных механизмов и выбору рациональных параметров схемы нагружения пинольного механизма для разных условий технологической нагрузки. Создан программный продукт для оценки потерь на терние в пинольных механизмах. Предложенные принципы реализованы в конструкциях пинольных механизмов с повышенными параметрами нагрузочной способности и точности, защищенных патентами Украины.

Ключевые слова: агрегатно-модульное технологическое оборудование, пинольный механизм, схема нагружения, нагрузочная способность, точность, контактные давления.

Grechka A.I. The rise of accuracy and load-carrying capability of the sleeve mechanisms of modular-type manufacturing equipment.

The dissertation for getting a scientific degree of the candidate of engineering science on specialty 05.03.01 - Processes of machining, machine tools and tooling. - The Kirovograd National Technical University, Kirovograd, 2008.

The dissertation is dedicated to the rise of accuracy and load-carrying capacity of the sleeve mechanisms of modular-type manufacturing equipment by the controlled division of resultant feed force into radial and axial components. The generalized space loading scheme of feed drive end effector, which is characterized by arbitrary apposition of forces acting on a sleeve mechanism from treatment process and feed drive, is developed. The simultaneous increase of accuracy and load-carrying capability of the sleeve mechanisms, decreasing of contact pressures in slideways is possible by minimization of the introduced efficiency index of sleeve mechanism.

Key words: modular-type manufacturing equipment, sleeve mechanism, loading scheme, load-carrying capability, accuracy, contact pressures.

Размещено на Allbest.ru

...