CC BY
17
УДК 624.9.06
С.А. РУСАНОВ1, Ю.М. КУЗНЕЦОВ2, М.1. ПОДОЛЬСЬКИЙ1, ДО. ДМИТРШВ1
'Херсонський нацiональний технiчний унiверситет 2Нацiональний технiчний унiверситет Укра!ни "Кшвський пол^ехшчний шститут"
МЕТОДИКА ВИЗНАЧЕННЯ ДИНАМ1ЧНИХ ХАРАКТЕРИСТИК ВЕРСТАТА З СТРИЖНЕВОЮ СУПОРТНОЮ СИСТЕМОЮ
В po6omi запропонована теоретично-експериментальна методика, що включае математичне моделювання з визначення динамiчних параметрiв стрижневоi супортноi системи верстата токарноi групи, розроблено програмний модуль «ToolsApp» для полегшення виконання аналiзу, проведено перевiрку програми на працездаттсть шляхом порiвняння результатiвроботи програми з результатами експериментальних динамiчних до^джень.
Ключовi слова: токарний верстат, стрижнева супортна система, жорстюсть, динамжа.
S.A. RUSANOV, U.M. KUZNETSOV, M.I. PODOLSKY, D.O. DMITRIEV
Kherson national technical university National technical university of Ukraine "Kiev polytechnic institute"
METHOD PERFORMANCE OF DEFINITION DYNAMIC PARAMETERS OF LATHE EQUIPPED WITH ROD BASED SUPPORT SYSTEM
Annotation
Inflexibility of machine-tool - one of basic parameters, that directly influences on exactness of workparts, and also on the resource of work of machine-tool and size of the period. On the previous stages of planning of machine-tools it is necessary in good time to envisage them basic descriptions, tiredness number of inflexibility, what many licensed computer programs and also methods of mathematical design of the kinematics features of machine-tool based on the theoretical taking into account are for, and also structural features of their component knots.
For the aim of research it was put to work out methodology of mathematical design, that leans against the results of experimental tests, that can be conducted both by means of computer design and by means of making of stand or layout of machine-tool. Advantage of such approach is that for a mathematical design data are used for inflexibilities of the cored support system the errors of the real model that promotes authenticity of result of calculations are already taken into account in that. In-experimental methodology that includes a mathematical design from determination of dynamic parameters of the cored support system of machine-tool of lathe group offers in-process, the programmatic module of "ToolsApp" is worked out for the facilitation of implementation of analysis, checking of the program is conducted for a capacity by comparing of job of the program performances to the results of experimental dynamic researches.
Created the methodology of experiment, the operating layout of lathe is projected and made with the aim of realization of experimental researches and confirmation of theoretical positions.
Approbation of an offer mathematical model of dynamic behavior of the rod system, on results that, is conducted, subject to condition absorption of vibrations of cutting process the system, time is certain needed for stabilizing and dissipation of vibrations of the system of support depending on antivibration descriptions of the system.
Вступ. Сучасш тенденцп верстатобудування спрямоваш на розробку багатофункцюнальних оброблюючих центр1в, оснащених кшькома приводами головного руху, виконавчими органами та допом1жними пристроями - машпуляторами. В останнш час штенсивно розвиваеться новий напрямок у верстатобудуванш - мехатрошка, яка дала поштовх розвитку нового технолопчного обладнання на основ1 мехашзм1в паралельно! структури (МПС), яш не поступаються у багатофункцюнальносп , але завдяки особливостям конструкци мають меншу металоемшсть i забезпечують високошвидшсну та високопродуктивну обробку з використанням прогресивного рiжучого шструменту, високообертових мотор-шпинделiв, швидкодшчих приводiв перемщення на швидкостях 60-200 м/хв i прискореннях до 0,5-5g [4]. Тому питання дослвдження динамiки верстатiв з МПС е актуальним i потребуе детального вивчення.
Постановка задачь Жорстк1сть верстата - один з основних параметрiв, що безпосередньо впливае на динашчну як1сть верстата, продуктившсть, точнiсть оброблюваних деталей. [1,4].
На попередшх стадiях проектування версталв необх1дно заздалегiдь передбачити !х основш характеристики, в тому числi жорстшсть, Для цього iснують багато лщензованих комп'ютерних програм а також методiв математичного моделювання, заснованих на теоретичному врахуванш к1нематичних i динамiчних особливостей верстата, а також конструктивних особливостей !х складових вузлiв. [7] Однак таке моделювання не в змозi в1дтворити реальнi показники верстата, а виготовлення повноцiнного верстата для дослщжень потребуе великих затрат.
Мета дослщження - це розробка методики математичного моделювання, яка спираеться на результати експериментальних випробувань, що можуть проводитись як за допомогою комп'ютерного моделювання, так i за допомогою натурних випробувань за допомогою виготовлення стенду або макету верстата. Перевагою такого тдходу е те, що при математичному моделюваннi використовуються даш (наприклад по жорсткостi стрижнево! супортно! системи) у яких вже враховано похибки реально! моделi,
що тдвищуе достовiрнiсть результату розрахуншв. Сама математична модель при цьому може бути спрощена. Наприклад, для дослвджувано! схеми просторово! стрижнево! супортно! системи можна записати математичну модель, що складатиметься з шести рiвнянь.
Основна частина. Пропонуеться комбiнована методика по прогнозуванню динамiчних параметрiв та характеристик супортно! системи токарного верстата (рис.2).
За результатами проведення структурно -шнематичного аналiзу стрижнево! супортно! системи з визначенням кiлькостi i типу шнематичних пар, для апробацi!' запропоновано! методики використовуеться у якостi об'екта дослщження схема супортно! системи токарного багатощльового верстата за патентом №27808 (рис. 1).
Встановлення стрижнево! системи у задане положения
X
Побудова 3D-моделi системи
Експериментальне вим1рювання сукупно! лшшно! та крутильно! жорсткост супортно! системи
Визначення моменпв шерцп супортно! платформи разом з1 штангами за допомогою 3D-моделювання.
Побудова приведено! дииамiчио! модел1 супортно! системи
Програмна побудова залежностей лшшно! та крутильно! деформаци в залежност вщ складових зусилля р1зання та моменпв
I
Розрахунок коефщенпв лшшно! с¡ та крутильно! Д жорсткост!, виходячи з результат коп'ютерио-графiчиого моделювання
I
Завдання коефщентсв лiиiйиого ^ та кутового демпфування для ланок стрижневого супорту
Завдання режим1в обробки (£, I, п) та розрахунок складових зусилля р!зання Рх, Ру, Рг
Визначення початкових умов лшшно! та кутово! позицп та швидкост ВО X,,<Р[, в рiвияииях руху
I
Розв'язок диференцшних р!внянь коливань робочого органу згщно початкових умов, введених даних складових зусилля р!зання лшшних та кутових характеристик жорсткост та демпфування
Отримання величини часу виходу системи на стабшьне р!зання ¡з визначенням величини вадтискання ВО
Рис.1. Розрахункова схема токарного верстата 1з стрижневою супортною системою та послвдовтсть визначення н
динам1чних параметр1в
Математичне моделювання дииамiчио! системи i динамiчний аиалiз пружно! системи супорта проведенш при наступних припущеннях:
1. Супорт токарного верстату характеризуеться зосередженою масою т i розглядаеться як загальмована система з 6-ма паралельними ланками, з визначеними !х жорстшсними i демпфуючими параметрами.
2. Маси всiх 6-и штанг набагато меишi за масу супорта, тому ними можна знехтувати.
3. Штанги мають однакову робочу довжину, тобто Ь,=Л,Б,, де 1=1,2...б
4. Положення в просторi штанг характеризуеться також кутами аху, ахг та ауг у вiдповiдиих координатних площинах.
5. Штанги з'еднаш з супортом та з опорами за допомогою сферичних шариiрiв i сприймають лише розтягуючi/стискаючi зусилля.
6. Штанги характеризуются жорсткостями Ci та коефщентами демпфування кь де i=1,2...6, яш можна розкласти на ортогональш складовi.
7. На рiзальний iнструмент дie сила рiзання P=P(t) як функ^ часу, складовi яко! по ортогональним координатним осям, позначеш як Px, Py та Pz вiдповiдно.
Зважаючи на прийнятi допущення, iснуючу схему динамiчноï системи зведено до одномасово! с 6-ма ступенями вшьносп перемiщеннями вздовж ортогональних осей та обертаннями навколо них та запропоновано послiдовнiсть експериментально-математичного аналiзу динамiчних характеристик стрижнево! супортно! системи (рис.2).
Рис.2. Стенд для визначення динам1чних характеристик
В запропонованiй математичнш моделi диференцiйнi рiвняння, що описують лшшш та крутильнi коливання вздовж координатних осей, матимуть вигляд
m-x + hx-x + cx-x = Px (t ) m-y + hy-y + cy-y = py (t ) m- z + hz- z + cz- z = Pz (t )
та
pxJx + ïx-фx +ßx -Px = Mx (t) VyJy +Çy -Фу +ßy-Py = My (t) PzJz + %z-Pz +ßz-Pz = Mz (t)
(1)
де
Px, Py та Pz - кути повороту супорту навколо координатних осей;
Pz
J JV J
J x, y та J z - моменти iнерцiï супорту навколо координатних осей. Розв'язок системи (1) у загальному вигляд^ як однорiдного диференцшного рiвняння другого
y + hy + cv = f (t) h 2 < 4c
порядку типу , за умови, що , матиме вигляд
y0(t) = CYi(t) + CY(t ),
JL J4c - h2 Y (t) = e 2 sin(at), Y (t) = e 2 cos(at), a = --
де
(2)
2
Зпдно iз методом варiацiï постiйних величин, замiсть C1 та C2 розглянуто допомiжнi функцп C1(t) та C2(t), що визначаються з системи диференцiйних рiвнянь
Cj (t)Yj (t) + C2 (t)Y2 (t ) = 0, C1 (t)Yj (t) + C2 (t)f2 (t ) = f (t). (3)
ht ht
C1(t ) =--f (t )e 2 cos (at), C2 (t ) =--f (t )e 2 sin(at ).
a a
Коливання робочого органу стрижнево! супортно! системи вiдповiдаe затухаючим коливанням р1жучого iнструменту iз поступовим виходом на постшне змiщення (вiдносно руху подачi), що
дорiвнюватиме пружнiй деформаци системи P ^ Ci
M,
о ,
X (t) = Zxe 2 sin(at) + Z2e 2 cos(at) + -
a
sin(at)J P (t)e 2 cos(ait)dt - cos(ait)J Pi (t)e 2 sin(at)dt
(5)
i = 1,2,3.
де Z1 и Z2 - константи iнтегрування, що визначаються, виходячи з початкових умов,
- с, т hi 44ci - hi2
Cj = —, nt = —, ai = --
mm 2
, i = 1,2,3
<
<
ht
Для розширення дiапазону дослщжуваних параметрiв при проведеннi експерименту, виготовлено сферичний шарнiр (рис.3) зi змiнюваною жорстшстю за рахунок замiни матерiалу (жорсткосл) антифрикцiйного елементу та регулювання сили тертя в шарнiрi (зусилля стиснення).
Рис.3. Сферичний шаршр з регульованою жорстюстю
За результатами дослiджень характеристик жорсткосл, проведених на виготовленому дшчому макетi токарного багатоцiльового верстата (рис.2), знайдет величини лiнiйного та крутильного коефщенту демпфування складових eлементiв супортно! системи - штанг iз шаршрами зi спiввiдношення
к 2 « 4с та £ 2 « 4Д, тодi к1 « 2Цдх = 633с_1; к2 = 1450с_1; къ = 2367с
£ = 2^/Д = 307(срадм)-1; £2 = 370(с^рад^м)-1; |"3 = 289(срадм}4.
Жорсткосл матимуть наступнi величини:
сх = 0,04-108 Н/м; су = 0,21-108 Н/м; с = 0,56108 Н/м;
в = 37,78-103 Нм/рад; вУ = 41,63 103 Нм/рад; в = 31,43 • 103 Нм/рад.
Моменти шерци визначет за допомогою лщензовано! програми тривимiрного моделювання «SoИdWorks» i складатимуть: Jx = 1,61 кг м2; Jy = 1,22 кг м2; Jz = 1,51 кг м2; маса т=40 кг.
Визначено (зпрогнозовано) за розв'язком математично! моделi величину ввдтискання робочого органу (РО) та шструменту шд час обробки. Пiдставляючи вхiднi експериментальнi данi iз визначеною статичною жорстк1стю системи у стацюнарному положеннi навантаження системи отримаш наступнi графiчнi залежностi лiнiйного (Ц^.з) та кутового (ф1..3) ввдтискання елементiв супортно! системи (рис.4)
ф,град
а) б)
Рис. 4. Величина вщтискання робочого органу та час виходу супортно!' системи на сталий процес рпаннн: а -перемщення центру мас РО (лишне в1дтискання); б - кутове перемщення РО у процесi ртннн
У випадку використання рiзних типiв шарнiрiв за параметрами жорсткостi та !х комбiнацi! зi стрижнями, що даватимуть рiзнi коефiцieнти демпфування, проведемо аналiз з визначення амплiтуд коливань, що виникатимуть при обробцi за цих умов (рис.5).
Л1шине перемщення
U,M
кутове перемщення
Ф,град
h
а) б)
Рис.5. Залежшсть величини ампл1туди коливань системи у час1 в залежносп ввд коефщенту демпфування: а - лшшт коливання; б- крутильн1 коливання
Запропонована математична модель динамiчно! системи супорта мае розв'язок за допомогою математичного середовища «Maple», в якому зокрема коду, що вiдповiдае сутностi модел^ також створено програмний модуль «Tools App» з iнтерфейсом (рис.7). Программа виконуе функцп по розрахунку величин складових зусилля рiзання за технолопчними режимами обробки, величини перемiщення платформи супорту та визначення динамiчних характеристик за ортогональними вiсями, визначення величини загального перемiщення супортно! платформи у простора Також е можливiсть знаходження часу стабшзацп системи при ди змiнного навантаження, моделювання графiчних залежностей змiни дослщжуваних параметрiв у чай та розрахуншв динамiчних параметрiв системи.
Для апробацп iнтерфейсу розроблено! програми, засновано! на математичнiй моделi динамiчно! системи стрижневого супорту, проведемо розрахунки iз вказанням вх1дних даних аналопчних даним, що використовувались при математичному моделюваннi (апробацiя математично! моделi за допомогою середовища Maple в ручному рсжи\п).
3 метою шдтвердження працездатносп математично! моделi порiвняно результати розрахуншв з результатами динамiчних експериментальних дослщжень.
В даному випадку були проведет випробування дшчого макета токарного верстата за допомогою одноканального вiброаналiзатора моделi 795М (рис.6). Дослщження часу стабшзацп (як основного показника жорсткостi та дисипативних властивостей елеменпв верстата) системи проводились за параметрами
Biopoперемщення центу мае стрижнево! системи.
Рис.6. Анал1затор модел1 795М
Визначено час стабшзацп системи та величину сумарного перемщення центру мас супортно! системи при ди навантаження, що вщповщатиме початку процесу рпання (вр1зання) (рис.6)
linear damping components (x,y,z), kg/s: [200 | [400
torsion ¡flexibility components, kg*m^2/(s^2*rad): 25824.40
Cutting force components, N:
[700
; inertia tensor components (principal axes), kg*m-^2: |1.81 ; torsion damping components, kg*rn/(s*rad): .1 .0e-1
Arm of force components, m:
Ш2
□ HE
□
□ El
Перемщення, мм
Displayed data
Total_displacement_of j:_g, Ures
0,00016 -I 0,00014 0,00012 0,00010 0,00008 0,00006 0,00004 0,00002 -0
Дшянка стабшзацп шсля початку обробки
0,08сек
WWWV\
Час, сек
Рис.7. Визначення часу стабМзацн та величини перемщення стрижнево!" супортно! системи
За результатами розрахунку з отримано! графiчно! залежносп (поле iнтерфейсу програми) визначено величину вiброперемiщення 80 мкм (як половина амплiтуди) та час стабшзацп коливань системи при виходi на стабiльний процес рiзання 0,1 сек.
При обробщ деталi зпдно (рис.8,а), де спостерiгаеться поступова змша товщини шару матерiалу, що зшмаеться (припуску) графiчна залежнiсть перемiщення системи та час !! стабшзацп матиме вигляд (рис.8,б) з урахуванням як самого вщтискання рiжучого iнструменту (ВО), так i наявностi коливань (затухания коливань тсля врiзання). З дiаграми видно, що при збiльшеннi навантаження, прямо пропорцiйно збiльшуеться час виходу системи на стабiльне рiзания i становитиме 0,2 сек при максимальнш глибинi рiзания 2 мм.
а) б)
т-г • Displayed data
Перемщення, мм
i
УО d - _ S
Г
! 1
200
р*-
в ш М о;Й
Рис.8. Визначення перемщення системи при обробщ зi змшним навантаженням: а - есюз умовно оброблюваноК деталi зi змiнним припуском; б - дiаграма перемщення центру мас системи
Розроблена програма надае можливiсть дослiджения динамiчних похибок при обробщ деталей не цилшдрично! форми, де з'являються иерюдичш ударш навантаження, тобто дстал1 з виступами, пазами, та псшгональш [3]. Для цього у штерфейа иередбачено поле Cutting force components де можна вказати значення складових зусилля рiзання по координатних вюях як у чисельних значеннях (рис.9,а), так i у якостi аналггичних залежностей (рис.9,б).
Рис.9. Поле для введения значень зусиль: а - чисельт значення; б - аналиичт залежностi
Динамiчна схема обробки вищезазначених деталей (рис.10,а) та характеризуеться параметрами кшькосл впливiв iмпульсного ударного навантаження N, перюду Т та часу ударного впливу т
Для спрощення процесу створення розрахункових залежностей для деталей складного профiлю запропоновано окремий модуль-генератор формул (рис.10,б)
1 h
Т
N = 2
а)
п:=1000; # Число оборотов вала
Н_ЬеаЪ:=3; # Число воздействий за 1 оборот
Т_ЬеаЪ:=0.б; # Длительность воздействий на 1-м
Р:=100; # Сила резании (в манентн воздействия)
Р0: =0; О Сила резания (в моменты проскока)
1 0:=0; # Начать с (начало с проскока или с воздействия)
б)
Рис.10. Динам1чна схема обробки складно проф1льно1 поверхн1: а - схема; б - фрагмент програми
У якосп результату роботи модулю отримуемо систему iз дiапазонами змiни рiжучого зусилля (рис.11,а) та дiаграму його змiни у час (рис.11,б). У програмi закладено можливють генерування не тiльки рiзних за величиною зусиль моделей обробки детал^ а також враховуються й вимушеш
коливальш процеси вщ дИ зовшшшх сил, що на зведенiй cneraporpaMi будуть накладатися на дшче iмпульсне навантаження стрижнево! системи (рис.11,б)
9 :=
100
о 100 D 100 D 100 D
+siiii 100 ii
0.02000000000 < f and f < 0.03200000000 0.03200000000 < I and t < 0.04000000000 0.04000000000 < f and f < 0.05200000000 0.05200000000 < t and t < 0.06000000000 0.06000000000 < f and f < 0.07200000000 0.07200000000 < i and t < 0.08000000000 0.08000000000 < f and f < 0.09200000000 0.03200000000 < t and i < 0.1000000000
a) 6)
Рис.11. Вихвдш дан1 генератора формул: а - дмиазони зм1ни рiжучого зусилля; б - д1аграма змши рiжучого зусилля у час1.
Результати роботи генератора формул (система piвнянь) тдставляються у якостi вих1дних даних у поля розрахунку величини р1жучого зусилля програми «ToolsApp», отримуються залежносл змiни дшчого зусилля в чай (рис.12,а) та спектральна дiаrpама, за якою визначаеться час стабшзацп системи (виходу на сталий коливальний процес при стабiльному пpоцесi piзання) (рис. 12,б).
а)
б)
Р,Н
140 -
120 -100 SO -60 -40 20 0 0
U,мм
;
:ооо5 -
о,з Час,сек о,4
:ооо5
час стабшзацп теля шпульсиого впливу Рис.12. Результати моделювання:
а - график зм1ни д1ючого зусилля; б -д1аграма коливального процесу у час1.
Процес обробки деталей, що мають вiдхилення форми (ввдхилення ввд цилiндричностi) характеризуеться циклiчним ударним навантаженням. Тому дуже важливо мати можливiсть дослщити вплив технологiчних режимiв обробки на яшсть оброблено! поверхнi, тобто спрогнозувати взаемодш частоти iмпульсного навантаження (в залежносп вiд кiлькостi обертiв шпинделю та кшькосп збудник1в iмпульсiв на поверхш деталi), його тривалостi та вимушених перiодичних коливань системи. Далi розглянемо два випадки при ди змiнного за величиною зусилля при чотирьох iмпульсах за один оберт детали
На рис. 13,а розглянуто випадок обробки на вiдносно високш частотi обертання деталi (1000 об/хв), що мае малi за тривалютю та близьк1 у часi сплески р1жучого зусилля. В цьому випадку, зпдно результатiв моделювання спостерiгаеться накладення частот що супроводжуеться зменшенням часу стабшзацп системи у три рази (до 0,03 секунд) але при цьому зростае величина просторового вiброперемiщення шструменту та супортно! системи (динашчна похибка) до 140 мкм.
Р,Н п
60 -40 -20 -0
О
и,мм
00010 -
00005 -
00005 -
Р,Н
0,2
Час,сек
0,4
40 -
20 -
0,2
о,4Час,сек
а) б)
Рис.13. Результати моделювання обробки при рiзних частотах обертання детал1: а - частота обертання 1000 об/хв; б - частота обертання 550 об/хв
При зниженш шлькосп оберпв деталi до 550 при тих самих умовах час ди iмпульсного зусилля (т) збiльшуeться i також збшьшуеться вiдстань у часi (Т) мгж ними i отриманi спектральнi дiаграми сввдчать про збiльшення часу стабшзацп до 0,06 секунди, а величина вiброперемiщення практично ствпадатиме зi значениям стало! обробки на дшянщ врiзання iнструменту.
У якостi експериментального дослщження проведено обробку при змiнних навантаженнях та перехiдних процесах на початку та у шнщ обробки, при врiзаннi та виходi iнструменту. Використання такого щдходу дозволило дослiдити динамiчний процес в реальних умовах (без iмiтацi! навантаження рiзними пристроями) та вимiряти та оцiнити одразу дешлька параметрiв за одних умов обробки (що не можливо при застосуванш одноканального вiброаналiзатора).
Для iмiтацi!' iмпульсного ударного наваитажения пропонуеться обробка заготовки при виходi iнструменту. Матерiал деталi - деревина. Форма деталi - диски, що забезпечуе ударний вплив на систему шд час «зриву» залишкового припуску. Зi спектрограми (рис.14,а) час стабiлiзацi!' системи пiсля дп ударного навантаження 0,15 секунди.
Вр1зання шструменту
Д1лянка стабЫзацп (0,15 секунди)
'мНмШ^шЧгНЧ.шЦШ'пп'гшЧН^мп^
а) б)
Рис.14. Спектральнi дiаграми вiброприскорення: а - експериментальт результати; б - результати моделювання (подвшне диференц1ювання вiброперемiщення ^броприскорення)
При порiвияннi експериментально отриманих даних та результата моделювання, шляхом тдбору встановлено коефiцiенти демпфуваиия 4900кг/с, 10400кг/с та 18100кг/с вiдповiдно для кожного
ортогонального напрямку ди складових зусилля рiзання Рх, Ру, Pz, зпдно класично! схеми теорп рiзання (рис.15,а)
Враховуючи особливостi прийнято! схеми взаемного розташування стрижнiв у робочому просторi верстата (наявнiсть двох штанг, що розташованi у горизонтальнiй площинi), жорстшсть дослщжувано! просторово! системи не однакова по всiх напрямках, (у напрямках ди складових зусилля рiзання). Це може впливати на неоднорiднiсть величини ввдтискання ВО (що також тдтверджено вiдмiннiстю обробки). Щоб максимально використати жорстш снi властивостi компоновки е необхщшсть у проведеннi дослщження по визначенню взаемного розташування деталi та шструменту у робочiй зонi верстата (розподш дп зусиль рiзання).
Розглянемо три основш вар1анти компоновок (рис.15)
Рис. 15. Основш вар1анти комбшування 1нструменту та детал1 у процеа обробки в робоч1й зон1 верстата. а - деталь та шструмент розташоваш горизонтально; б - деталь розташована горизонтально, 1нструмент - вертикально; в -
деталь розташована вертикально, шструмент горизонтально.
Поставивши у математичну модель величину зусилля за ввдповщними напрямами ди, згiдно жорсткостi системи зпдно координатних вюей отримаемо графiчну залежнiсть вiдтискання робочого органу при однаковому значеннi сили вiд схем розташування шструменту та деталi у трьох часових промiжках, що вщповвдатимуть часу виходу системи на стабшний процес рiзання (рис.16.)
Слiд зазначити, що ва дослдження, виконанi за допомогою математичного
моделювання, проводилася у часовому промiжку до 0.1с оскшьки за цей максимальний час наступае повна стабшзац1я процесу рiзання незалежно ввд коефiцiенту демпфування системи.
У компоновщ з вертикальним розташуванням шструменту
максимальне за величиною зусилля Pz буде спрямовано горизонтально. Таким чином штанги-стрижнi, що розташованi у горизонтальнш площинi скомпенсують дш лшшного навантаження та крутного моменту ввд ди цього зусилля.
До того ж вертикальне розташування iнструменту
виключае попадання стружки в зону рiзання, що забезпечуе вищу яшсть обробки.
Висновки. Розроблена методика експерименту та проведено теоретичш i експериментальш дослвдження пружно-напруженого стану стрижнево! супортно! системи в компоновцi верстату при рiзних положеннях виконавчого органу з метою визначення явища нерiвномiрного розподшу жорсткостi у робочому просторi.
Рис.16. Залежшсть величини в1дтискання ВО в1д взаемного розташування детал1 та шструменту у робочому простор! верстата
Спроектовано та виготовлено дшчий макет токарного верстата з метою проведения експериментальних дослщжень та гадтвердження теоретичних положень.
Проведено апробацiю запропоновано! математично! моделi динамiчноï поведiнки супортно! системи, за результатами яко!, при умовi поглинання системою коливань процесу рiзания, визначено час необхiдний для стабшзацп та дисипацп коливань системи супорта в залежносп вiд демпфуючих характеристик системи, що знаходиться в межах 0,02-0,08 с. та величину його вщтискання - 50-80 мкм в залежносп ввд положення ВО.
Розроблено програмне забезпечення «ToolsApp» з власним штерфейсом для реалiзацiï рiшення математично! моделi, за допомогою якого визначено числовi значення коефiцieнтiв демпфування системи, та особливосп змiни динамiчних характеристик верстата за умов роботи з циктчними вiбрацiйними навантажениями.
Виконано порiвняльний аналiз схем взаемного розташування ВО та деталi у просторi верстата. Встановлено, що осшльки жорстк1сть просторового каркасу супорту не однакова у вах напрямках ди зусиль, рiзниця у вiдтисканнi ВО становитиме 1,3 рази в залежносп вщ схеми.
Лггература.
1. Кузнецов Ю.Н. Токарный суппорт - гексаглайд: жесткость и динамика. /Ю.Н. Кузнецов, Д.А. Дмитриев, М.И. Подольский.// Труды международной научной конференции. Габрово, 2012, том 2, стр 69-74.
2. Кузнецов Ю.М., Дми^ев Д.О., Диневич Г.Ю. Компоновки верстапв з механiзмами паралельно! структури/ Монограф1я. Пiд загальною редакцiею Ю.М. Кузнецова. - Кшв-Херсон - 2009.-456с
3. Линчевский П.А. Моделирование поперечных колебаний при растачивании отверстий с прерывистой поверхностью /Линчевский П.А., Ткаченко Б.О., Онищенко С.М.// Вюник СевГТУ: збiрник наукових праць, вип.№80/2007. Серiя: Машиноприладобудування та транспорт. -Севастополь, 2007. Стр. 26-28.
4. М.И. Подольский. Математическое моделирование динамики суппортной системы токарного станка типа «гексаглайд». / М.И. Подольский, С.А. Русанов, Д.А. Дмитриев// Вюник СевНТУ: збiрник наукових праць, вип.№139/2013. Сер1я: Машиноприладобудувапня та транспорт. - Севастополь, 2013. Стр. 176-182.
5. Пискунов Н.С. Дифференциальное и интегральное исчисление для втузов, т. 2. - М. Наука, 1985. -560 с.
6. Струтинський В.Б. Математичне моделювання процеав та систем мехашки. Житомир: ЖИТИ, 2001 — 613 с
7. Струтинський В. Б. Динамiчнi процеси в металорiзальних верстатах: монограф1я / В. Б. Струтинський, В. М. Дрозденко // - Ки!в : Основа-Принт, 2010. - 440 с.
8. С.В. Струтинський. Експериментальне визначення динамiчних характеристик та побудова на !х основi математично! моделi просторово! системи приводiв / С.В. Струтинський , А.А. Гуржш.// Науковий журнал «Технолопчш комплекси» № 1(7), 2013.
