CC BY
12
Наука та прогрес транспорту. Вюник Дншропетровського нащонального унiверситету залiзничного транспорту, 2018, № 3 (75)
НЕТРАДИЦ1ЙН1 ВИДИ ТРАНСПОРТУ. МАШИНИ ТА МЕХАН1ЗМИ
УДК 621.923
_ _ 1 *
Р. П. ПОГРЕБНЯК1
1 Каф. «Прикладна мехашка», Нацюнальна металургшна академш Укра1ни, пр. Гагаргна, 4, Дтпро, Украгна, 49005, тел. +38 (056) 743 32 76, +38 (095) 499 75 54, ел. пошта [email protected], ОЯСГО 0000-0002-4685-1818
НЕСТАЦЮНАРШ РЕЖИМИ РОБОТИ ГОЛОВНОГО ПРИВОДА КАРУСЕЛЬНОГО ВЕРСТАТА ДЛЯ ОБРОБКИ СУЦ1ЛЬНОКАТАНИХ ЗАЛ1ЗНИЧНИХ КОЛ1С
Мета. У роботi передбачено визначити умови створення дина]шчного перевантаження приводу колесоо-бробного верстата в рiзних нестацiонарних режимах експлуатаци й запропонувати способи його зменшення. Методика. Поставлена задача виршувалася шляхом створення динашчно! розрахунково! багатомасово! ланцюгово! пружно! моделi з подальшим математичним моделюванням И навантаження зовнiшнiми сило-вими факторами, значения яких були отримаш аналiтичними й експериментальними методами. Розв'язання рiвнянь руху з визначенням навантаження приводу в переходному режимi розгону та в режимi врiзання здш-снювалось засобами MathCad. Результати. Розрахункова схема приводу обертального руху планшайби вер-стату представлена лiнiйною тримасовою рядною системою з двома пружними зв'язками i з трьома абсолю-тними ступенями вiльностi. Аналiтичне визначення моментiв сили рiзання враховуе змши шнематичних параметрiв режиму рiзання шд час обробки рiзних дiлянок профшю чашковим рiзцем. Прийнятий найпр-ший випадок прикладання навантаження за одночасного врiзання iнструментiв. Еквiвалентний момент сил рiзання визначений як сума моменпв вiд кожного з iнструментiв за умови багаторiзцевоl обробки. Визначенi моменти пружносп зв'язк1в у стацiонарному сташ приводу верстата. Динамiчнi перевантаження з коефще-нтами динамiчностi у зв'язках Кд12 = 1,13 i Кд23 = 1,04 в режимi врiзання незначнi й швидко зменшують свое значення. Абсолютнi значення крутного пружного моменту у наведеному зв'язку редуктора С23 в режимi пуску несуттевi й значно меншi вiд величин стацюнарного навантаження. За допомогою методу розрахунку й експериментальних досл1джень встановлене суттеве динамiчне перевантаження приводу верстата в режимi реостатного пуску електродвигуном постiйного струму. Реактивний пружний момент перюдично! змiни у 2,7 разiв перевищуе номiнальний момент стацiонарного режиму обробки. Наукова новизна. Була створена пружна динашчна модель приводу колесообробного верстата. Складеш i розв'язаш модел1 й розв'язанi рiвняння руху мас та визначене навантаження зв'язшв. З'ясоваш теоретичнi умови зниження навантаження в привода Практична значимiсть. На щдстаи моделювання переходного процесу пуску приводу визначеш суттевi перевантаження його елеменпв, як1 в дек1лька разiв перевищують реакцiю пружних зв'язк1в тд час рiзання. Для запобiгання цьому рекомендовано змiнити режим багатоступеневого запуску двигуна зi зни-женням пускового струму мшмум у два рази до величини не бiльше 1 200 А.
Ключовi слова: зал1зничне колесо; колесообробний верстат; привщ верстата; коливання; динамiчнi навантаження; перехвдш процеси
Вступ
Для масово! мехашчно! обробки р1занням прокатаних зал1зничних колю на технолопчних лшях металургшного виробництва використо-вують спещальш колесотокарш верстати кару-
сельного типу, оснащеш електрокошювальними пристроями або пристроями числового керуван-ня (рис. 1). Це важке обладнання виробляють провщш св1тов1 компани: «Hegenscheidt - MDF» (Шмеччина), «SIMMONS», «OKUMA» (США), «Kreven», «Dorries Scharmann» (Великобрита-
Hayxa та Hpo^c тpaнспopтy. Biсник Днiпpoпетpoвськoгo нaцioнaльнoгo yнiвеpcитетy зaлiзничнoгo тpaнcпopтy, 2018, №2 3 (75)
шя), «ЮЗТС» (Pocíh), «Rafamet» (Польща), «Morando», «Mario Camaghi» (Iталiя), «Sculfort» (Францы), «TOSHULIN» (Чехiя), «BOST» (Iспанiя).
Первинна чорнова обробка 3i значними гли-бинами рiзання та суттево нестащонарним припуском викликае перевантаження вузлiв верс-тата i зношування й руйнування деталей головного приводу й приводiв подач. Таю динамiчнi перевантаження в приводах подач та особливо-ст контурно1 обробки фасонних деталей приз-водять до похибок формоутворення профшю колеса й повторного переточування [11].
Небажанi коливальнi процеси в пружнш си-cтемi приводу головного руху (обертання заготовки) стають причиною не тiльки руйнування його деталей, але й практично завжди знижу-ють cтiйкicть рiзального iнcтрумента. Зафшсо-ванi cиcтематичнi руйнування пiдшипникiв i посадкових мicць валiв приводу, послаблення затяжок болтових кршлень фланцевих з'еднань, а в разi утворення понаднормативних зазорiв у конiчнiй передачi з круговим зубом рух планшайби стае ривкоподiбним. Структурний аналiз приводу з пошуком i усуненням шюдли-вих надлишкових зв'язкiв виконаний у робот [3], на його оcновi розроблеш практичнi реко-мендацiï.
Рис. 1. Загальний вигляд колесообробного верстата моделi 1Б502С
Fig. 1. General view of the wheel-processing machine model 1Б502С
Динамша пpивoдy метaлopiзaльниx веpcтa-тiв iз ypaxyвaнням пpyжнocтi зв'язюв висв№ лювалася в poбoтax Piвiнa Е. I., Gegg B. C., Пyшa В. Э., Кoжевнiкoвa С. M., Кедpoвa С. С., Brecher C., Opликoвa M. Л., Петpaкoвa Ю. В., Cтpyтинcькoгo В. Б. та ш. Moнoгpaфiï, п^уч-ники i статп з цiеï тематики завжди мicтять пе-pедyмoвy aнaлiзy pyxy складання нaведенoï po-зpaxyнкoвoï лaнцюгoвoï схеми пpивoдy. Цей етап шдготовки aнaлiзy нaйбiльш вщговщаль-ний i пoтpебyе cкpyпyльoзнocтi й тoчнocтi, 6o пoxибки на цьoмy еташ стають виpiшaльними на етaпi aнaлiзy pезyльтaтiв piшення piвнянь pyxy i, в^гов^^, poзpoбки pекoмендaцiй. Ocoбливo втpaтa тoчнocтi y визнaченнi власних частот пpивoдy poбить пoдaльшi poзpaxyнки мapними. Визначення пpyжнo-мacoвиx xapa^ теpиcтик машинними зacoбaми за дoпoмoгoю 3D-мoделювaння татож пoтpебyе кpитичнoгo кoнтpoлю викoнaвця.
Mетoдики poзpaxyнкiв змyшениx i вiльниx толивань пpивoдiв веpcтaтiв [4, 5, 7, 8, 13-20] мають загальний xaparcrep, ïx poзpoбляли для yнiвеpcaльниx веpcтaтiв iз шиpoким дiaпaзoнoм забезпечення pежимiв oбpoбки й без oблiкy специфши навантаження, влacтивoï спещаль-ним веpcтaтaм. Питанням мoделювaння piвнянь динaмiки теxнoлoгiчниx машин, y тoмy чиcлi метaлopiзaльниx веpcтaтiв, y pежимi нестацю-mproro навантаження i пpoблемaм демпфy-вання толивань пpиcвяченi poбoти [6, 9, 14].
Пеpевaнтaження y гoлoвнoмy пpивoдi oбеp-тaльнoгo pyxy зaгoтoвки фис. 2, а) викликають pyйнyвaння зyбчacтиx кoлic, вaлiв i шдшипни-юв, пpизвoдять дo yтвopення та збшьшення за-зopiв, якi cyттевo зaгocтpюють динaмiчнy pеaк-цiю пpивoдy на зoвнiшне збypювaння. У пеpе-xiдниx pежимax poзгoнy та гaльмyвaння в сис-темi гoлoвнoгo пpивoдy зpocтaе aмплiтyдa пpyжниx дефopмaцiй зв'язкiв i збiльшyетьcя в ниx величина pеaктивниx мoментiв.
У нaведенiй cxемi мoменти iнеpцiï мас I y кгм2 складають: I1 = 2,04, I2 = 1,387, I3 = 1,781, I4 = h = 0,006, I5 = 0,0013, I6 = I9 = 0,002, I8 = I10 = In = 0,001, I12 = 0,026, I13 = 0,004.
Кoефiцiенти жopcткocтi зв'язкiв С y H-м: С = 1,174-106, С2 = 58^103, С3 = 34,9^ 104, С4 = 6,711 • 106, С5 = 73,6^ 104, С6 = 5,865^ 106, С7 = 21,3^ 104, С8 = 1,757^ 106, С9 = 56^103, С10 = 69,2^ 104, С„ = 32^ 103, С12 = 78,3^ 104.
Наука та прогрес транспорту. Вюник Дншропетровського нащонального ушверситету затзничного транспорту, 2018, N° 3 (75)
а - a
б - b
-D—0-D-0-
J с, с. с, с сл с1Л сп С, с>
в - c
12
23
Рис. 2. Розрахункова схема приводу колесообробних верстапв:
а - юнематична; б - наведена до валу двигуна; в - спрощена наведена
Fig. 2. Design scheme of the drive unit of the wheel-processing machine:
a - kinematic; b - reduced to the motor shaft; c - simplified is presented
Момент шерци ротора двигуна та ведучого шюва пасово! передач1 11 = 34,24, момент шерци редуктора та веденого шюва пасово! передач1 III = 18,12, момент шерци планшайби 13 заготовкою 1Ш =0,32; жорстюсть пасово! передач1 С12 = 58-103, жорстюсть редуктора С23 = 20-103.
Мета
За основну мету статт ставиться визначення умов створення динам1чного перевантаження приводу в р1зних режимах експлуатаци i пошук способ1в його зменшення.
Методика
Розв'язання поставлено! задачi здiйснюeться за допомогою аналiзу рiвнянь руху методами шженерно! динамiки машин та iмiтацiйного
моделювання навантаження приводу. Моделю-вання навантаження приводу в перехщному режим1 розгону та в режим1 вр1зання здшсню-валось за допомогою засоб1в MathCad.
Результати
Для визначення поведшки пружно! системи приводу верстата складена розрахункова схема (рис. 2). Розрахунковим методом були отримаш значення моменпв шерци обертових мас, крути-льних жорсткостей елеменпв приводу, наведено! до крутильно! жорсткосп пасово! та зубчас-тих передач, контактно! жорсткосп шпонкових та шлщьових з'еднань 1 згинально! жорсткосп ватв та опор. На етат складання розрахунково! схеми система розглядалася як лшшна, хоча контактна жорстюсть взаемоди деталей приводу здебшьшого нелшшна Х збшьшуеться з1 зростан-ням статичного навантаження. Прийнято, що зосереджеш моменти шерци мас не мають влас-тивостей пружносп, а вали невагом. За цих умов складена повна ланцюгова 13-масова роз-рахункова схема приводу з дванадцятьма ступенями вшьносп у кутових координатах (рис. 2, б).
Експериментальш дослщження верстата ви-значили граничну величину частоти сил збу-рення (юд = 125 р/с), що викликана невр!внова-жешстю обертових мас Х вiдповiдае частот! обертання двигуна. Ця частота наявна у вс1х режимах експлуатаци верстату. Високочастотш процеси втрати стшкосп тд час рiзання чаш-ковим рiзцем за значно! довжини контакту р1з-ця з деталлю, яю теж були зафiксованi експе-риментально, впливають лише на стшюсть ш-струмента Х шорстюсть оброблено! поверхнi. Необхiдна шорстюсть оброблено! поверхш за вимогами ДСТУ ГОСТ 10761:2016 [2] не пере-вищуе Rz80, а вид обробки вщносять до чорно-во!. Тому в спек^ з дванадцяти власних частот системи практичний iнтерес представляе пове-дшка приводу на перших двох. На бшьш висо-ких частотах, де ампттуди коливань незначнi, динамiчне навантаження приводу несуттеве. За методикою [14] схема була спрощена до трима-сово! з двома ступенями вшьносп [10] (рис. 2, в).
Наведення пружних Х масових елементiв здшснювалося до вала привщного двигуна без урахування демпфування та жорсткосп елект-ромагнiтного зв'язку в двигуш. Частотний анатз
I
11 /
'и '»
C
C
I
HayKa Ta nporpec TpaHcnopTy. BicHHK flmnponeTpoBCbKoro Ha^oHanbHoro yHiBepcHTeTy 3ani3HHqHoro TpaHcnopTy, 2018, № 3 (75)
Hiei cxeMH BHKoHaHuM y po6oTi [10], b aKiM 3a Ki-nbKicHHMH 3HaneHHHMH napaMeTpiB cxeMH BH3Ha-nem BnacHi nacTOTH BinbHux KonHBaHb
p1 = 69,53 p/c i p2 = 252,32 p/c, napHiarnm Hacro-th n1 = 69,96 p/c i n2 = 252,20 p/c, Koe^iHiern- iHe-pHiHHoro 3B'a3Ky y = 0,107, Koe^iHieHT 3B'a3aHocri napHianbHHx cucreM o = 0,064, 3Ha-neHHa y3aranbHeHoro napaMeTpa [1] CKnano 0,066.
Pyx TpuMacoBoi KonuBanbHoi cucreMH Bupa-3hmo b a6conroTHHx KoopgHHarax 3a gonoMororo cucreMH nimMHux gu^epeH^MHux piBHaHb:
Ii91'+C12 (91 - 92)+—(91 - 92 )=Mi; n
III92 +Q2 (92 - 91)+^(92 - 91)+
n (1 - 3)
+C23 (92- 93)+—(92 - 93 )=0;
n
I B 5
IIII93' +Q3 (93 - 92)(93 - 92 )=MIII .
I n
TyT: - - norapu^MWHuM geKpeMeHT KonHBaHb; Mj, Mni - MoMeHT gBuryHa Ta 3oBHimHiM MoMeHT cun pi3aHHa Ha nnaHmaM6i BignoBigHo.
MaTeMaTHHHHH onuc TexHonorinHux HaBaH-Ta^eHb 3giMcHeHHH 3a pe3ynbTaraMH 3aBogcbKux eKcnepuMeHTiB Ta aHaniTHHHHx y3aranbHeHb, aKi oTpHMaHi b pe3ynbTaTi 3icTaBneHHa geKinbKox cxeM ^opMoyTBopeHHa noBepxoHb Koneca. Ha puc. 4 npegcTaBneHa cxeMa HoTHpupi3HeBoi o6po-6kh 3ani3HHHHoro Koneca, aKa BHKopHCToByerbca b YKpaiHi. CynopToM 1 nigpi3yerbca TopeHb i o6-TonyeTbca 3oBHimHa noBepxHa MaTOHHHH i3 3ob-HimHboi ctopohh Koneca. no o6po6neHoMy Top-Hro Koneco gogaTKoBo npmucKaerbca. noganbma o6po6Ka BegeTbca cynopTaMH 2, 3, 4 ogHonacHo: 6inHHM cynopToM 2 o6TonyeTbca noBepxHa ko-neHHa, 6inHHM cynopToM 3 - TopeHb o6oga 3 BHy-TpimHboi ctopohh Koneca M rpe6iHb, niBHM cynopToM 4 nigpi3yerbca TopeHb i BHyTpimHa noBepx-
Puc. 3. CxeMa o6po6KH Koneca Ha BepcraTax Mogeneft 1E502, 1E502C, 1B502
Fig. 3. Scheme of wheel processing on machine tools models 1E502, 1E502C, 1B502
napaMeTpu, ^o BH3HanaroTb BenunuHy ochob-hoi CKnagoBoi cunu pi3aHHa, He e cranHMH. 3a Becb HHKn o6po6KH Bcix noBepxoHb Koneca cyrre-bo 3MiHroeTbca cepegHa rnu6uHa, mBHgKicTb pi-3aHHa, nogana Ha KpHBoniHiMHHx ginaHKax o6po-6kh i BigcTaHb Big pi3Ha go oci o6epTaHHa Koneca Ha nnaHmaM6i. HaM6inbmuM BnnuB Ha 3MiHy cunu pi3aHHa Mae 3MiHa rnu6HHH pi3aHHa, aKa BHKnu-KaHa 3MiHHicTro npunycKy Ha o6po6Ky. Koneco Mo»e 6yTH BCTaHoBneHe 3 eKCHempHCHTeTOM Ha nnaHmaM6i (t1 = 0...1,5 mm), a TaKo^ Mae orpaHro-BaHHa TpeTboro pogy (t2 = 1,3...1,6 mm) nicna o6-po6KH thckom Ha KoneconpoKaTHoMy cram [12]. ToMy rnu6uHa pi3aHHa Ha oKpeMux ginaHKax o6-po6KH npo^inro 3MiHroerbca 3a 3ane^Hicrro:
t=t0 + t1sin (0,333nnx)+t2sin[( 0,1n-n-x) + 9], (4)
ge t0 - cepegHa rnu6uHa pi3aHHa ginaHKH npo^i-nro; t2 - aMnniTyga xBHneyTBoproBaHHa (orpaHro-BaHHa); t - noTOHHHM nac, c; 9 - $a3oBHM 3cyB Mm eKCHeHTpHCHTeToM i xBuneyTBoproBaHHaM.
MoMeHT cun pi3aHHa BH3HanuMo aK cyMy mo-MeHTiB Big Ko^Horo 3 iHcrpyMemiB nig nac 6ara-Topi3HeBoi o6po6Ku:
MIII = M1 + M2 + M3 + M4 =
= Pz 1 ■ R + Pz2 ■ R2 + Pz3 ■ R3 + Pz4 ■ R4, (5)
ge R - noTOHHi BigcTaHi Big oci o6epTaHHa Koneca go iHCTpyMeHTa Ko^Horo cynopTa; MoMeHT gBH-ryHa y HoMiHanbHoMy pe^HMi po6oTH MI = Mn + M0sin(©g T), Mn - HoMiHanbHuM MoMeHT gBuryHa, M0 - cepegHiM MoMeHT Big HeBpiBHoBa-^eHocTi o6epToBHx Mac. 3MiHa MoMeHTy Ha nac-ToTi o6epTaHHa gBuryHa He BHKnHKae pe3oHaHC-hhx nigcunroBaHb, ToMy ^o nacToTa BnnuBy 3HaxoguTbca y Mmpe3oHaHcmM 3oHi BigHocHo BnacHux nacToT cucreMH (B1 = 69,53 p/c, B2 = 252,32 p/c) i y nicnape3oHaHCHiM 3oHi BigHo-cho nacTOT 3MiHH MoMeHTiB pi3aHHa(©1 = 3,14 p/c, ©2 = 9,42 p/c). 3po3yMino, ^o gia He3piBHoBa®e-Horo MoMeHTy cun iHepHii o6epToBux Mac Mo»e 6yTH BHKnroneHa 6anaHcyBaHHaM.
MoMeHTH npy^HocTi 3B'a3KiB y CTaHioHapHo-My CTaHi npuBogy [6], Konu Bigcyrai gogaTKoBi rapMoHinHi CKnagoBi HaBaHTa^eHHa Ha BnacHux nacToTax, BH3HanuMo 3a 3ane^HocTaMu:
Наука та прогрес транспорту. Вюник Дншропетровського нащонального унiверситету залiзничного транспорту, 2018, № 3 (75)
M = MI (III + In, )+ MmIi
M12C I + I + I '
I II III
M = Mm ( II + III ) + M, Im
23c I + I + T •
(5)
У динамiчно активних системах моменти сил пружносп стацiонарного й нестацiонарного стану вiдрiзняються один вiд одного. Чим б> льша ця рiзниця, тим бшьш динамiчно недос-коналою е машина.
Динам1чт навантаження приводу тд час вр1зання ¡нструмент1в. Пщ час врiзання ш-струмента в деталь сили рiзання змiнюються дуже швидко, тому динамiчнi ефекти можуть бути значними, при цьому крутна деформащя приводу не настае миттево.
Пщ час врiзання кожного з рiзцiв момент сил рiзання прийнятий лшшно зростаючим до номшально! величини за час врiзання, далi момент змшюеться вiдповiдно до змiни основних параметрiв сили рiзання (в основному змши глибин). На рис. 4, а представлеш графiки окремих моментов рiзання та сумарного моменту. Момент М2 змiнюеться бiгармонiйно, вщпо-вiдно до змiни припуску за залежшстю (4), моменти М\, М3, й М4 змiнюються з частотою обе-ртання заготовки. Прийнятий найпрший випа-док прикладання навантаження за одночасного врiзання iнструментiв.
Пружна реакщя системи в момент дп обме-женого лiнiйно зростаючого навантаження тим бiльша, чим менше вщношення часу т0 врiзання iнструмента до перюду власних коливань системи Т. Найбшьше значення (два) коефщент динамiчностi набувае за т(/Т = 0 i змiнюеться вiд 2 до 1 в дiапазонi 0 < т0/Т < 1, подальшi ло-кальнi максимуми настають за т0/Т кратного 1,5. Подачi супортов знаходяться в дiапазонi 24...36 мм/хв, перюд власних коливань першо! форми Т1 = 0,09 с, тому для моделювання при-йняте вщношення т0/Т1 = 1,5, тобто т0 = 0,135 с. Логарифмiчний декремент коливань прийнятий 5 = 0,1 [8, 13, 14].
Пружний момент у зв'язку С12 (рис. 4, б) змшюеться з першою власною частотою з максимальною амплтоудою першого швперюду М12тах = 1 159 Н м, значення моменту стащона-рного стану М12с = 1023 Нм, коефiцiент дина-мiчностi становить Кд12 = М12тах/М12с = 1,13.
1000 Нм
8 г, с
б — b
1200 Нм
1200 Нм
\ МШ А/23с /
в — c
<Рп р/с Ф.5--
ф р/с
Рис. 4. Результати моделювання динамiчного навантаження приводу верстата за одночасного Bpi3aHM рiзцiв 2, 3 i 4 (за рис. 3):
а - зовншне навантаження; б - пружна реакщя у зв'язках Сi2 i С23; в - вдаосна вiброшвидкiсть змiни пружного моменту в зв'язках С12 i С23
Fig. 4. Simulation results of dynamic load of the machine drive unit with simultaneous tie-in of tools 2, 3 and 4 (according to Fig. 3):
a - external load; b - the elastic reaction in connections C12 and C23; c - relative vibration velocity of the change in the elastic moment in connections C12 and C23
а — а
4
3
т,с
т, с
т, с
Наука та прогрес транспорту. Вюник Дншропетровського нащонального унiверситету залiзничного транспорту, 2018, № 3 (75)
Пружний момент у зв'язку С23 (рис. 4, в) змiнюeться з другою власною частотою i максимальною ампл^удою першого пiвперiоду М23тах = 1 110 Нм, момент стащонарного стану складае М23с = 1063 Н-м i не в^^зняеться вiд моменту навантаження Мш, а коефщент дина-мiчностi становить Кд23 = М23тах/М23с = 1,04. Динамiчнi перевантаження у зв'язку незначнi й швидко зменшують свое значення.
Динам1чн1 навантаження приводу тд час пуску двигуном посттного струму. Як вщомо, навантаження верстатв у перехщних режимах можуть перевищувати навантаження в стащо-нарному режимi роботи. У визначенш навантаження приводу в перехщному процесi пуску електродвигуном постшного струму з парале-льним збудженням була прийнята змiна пускового моменту, пропорцшна силi струму пуску за експериментальними даними (рис. 4).
а - а
4000 Нм
MI
'' M12
б - b
ф 23 р/с
1679A
Рис. 5. Фрагмент осцилограми перехщного процесу двоступеневого реостатного пуску приводу верстата двигуном постшного струму (n - кутова швидк1сть обертання планшайби, I - сила струму двигуна, номшальна сила струму складае 511 А, номшальний момент двигуна - 955 Нм)
Fig. 5. An oscillogram segment of the transient process of a two-stage resistor start for the machine drive unit with a DC motor (n - angular velocity of the faceplate rotation, I - motor current, rated current is 511 A, the nominal motor moment is 955 Nm)
Для моделювання навантаження в цьому режим1 в р1вняннях (1-3) момент сил р1зання Мщ = 0, а момент двигуна М представлений лшеаризованою функщею зпдно з вище наве-деною осцилограмою змши струму. Реакщя пружно! системи приводу на таке збурення представлена на рис. 5.
Рис. 6. Результати моделювання навантаження приводу пiд час перехiдного процесу пуску верстата: а - зовшшне навантаження й пружна реакцiях у зв'язках С12 i С23; б - вiдносна вiброшвидкiсть змi-ни пружного моменту в зв'язках С12 i С23
Fig. 6. Simulation results of the drive unit load during the transition process of the machine start:
a - external load and the elastic reaction in the connections C12 and C23; b - relative vibration velocity of the change in the elastic moment in connections C12 i C23
Як видно, за час пуску в обох шдсистемах двiчi збуджуються вшьш коливання значно! ампл^уди тшьки на першш власнiй частот з перiодом Т\. Максимальнi ампл^уди пружно-го моменту у зв'язку Ci2 на першому етапi пе-рехiдного процесу (рис. 6, а) бшьш нiж у два рази (M12max = 2093 Нм) перевищують величину номiнального моменту двигуна i бiльш нiж у 2,5 рази (M12max = 2589 Нм) - на другому. Абсолюты значення крутного пружного моменту у зв'язку С23 несуттевi й значно меншi вiд величин стащонарного навантаження.
Таю суттеш перевантаження стають причиною руйнування деталей приводу, а багатоцикш-
т, с
-0,05
Наука та прогрес транспорту. Вюник Дншропетровського нащонального ушверситету залiзничного транспорту, 2018, № 3 (75)
чш змшт мехашчш напруження призводять до ïx втомного руйнування. Критичне накопичення втомних напружень настае довол1 швидко, осю-льки кшьюсть оброблених колю за зм1ну сягае 40. Перехщних режим1в пуску ще бшьше за ра-хунок використання режиму «поштовх» пюля базування та закршлення колеса на планшайбг Якщо первинне базування колеса здшснене з1 значним биттям заготовки, то ïï розкр1плюють i базують повторно, при цьому планшайба пове-ртаеться на частину обороту короткочасним iм-пульсом, який викликае подiбний до вищенаве-деного перехщний процес. Реакцiя може бути ще бшьшою, якщо запуск приводу здшснюеться за вiдкритиx зазорiв у зубчастих передачах та сти-ках. Тодi початок навантаження здiйснюеться за ненульових початкових умовах, що викликае додаткове зростання пружних моментiв.
Очевидно, що таке перевантаження приводу великим пусковим моментом недопустиме. 1с-нуе реальна практична можливють зниження пускових моментiв за рахунок застосування багатоступеневого реостатного пуску, де максимальна величина струму не перевищувала б 1 200 А. Це збшьшить час розгону приводу вдвiчi, але зробить його бiльш плавним i змен-шить перевантаження.
Наукова новизна та практична значимкть
У xодi дослiдження була створена пружна динамiчна модель приводу колесообробного
верстата. Складеш i розв'язанi рiвняння руху мас та визначене навантаження зв'язюв.
За допомогою моделювання переxiдного процесу пуску приводу визначеш суттевi перевантаження його елеменпв, якi в декшька разiв перевищують реакцiю пружних зв'язюв пiд час рiзання. Тому запуск двигуна повинен бути ба-гатоступеневим, можливо, iз додатковим пе-редпусковим перюдом, зi зниженням пускового струму мшмум у два рази до величини не б> льше 1 200 А.
Висновки
Пщ час точшня рiзниx дiлянок прокатаного залiзничного колеса за багаторiзцевоï обробки змшюються величина й характер моментiв сил рiзання.
На пiдставi моделювання визначеш якюш й кiлькiснi значення динамiчного навантаження приводу верстата у перехщних режимах запуску та врiзання iнструментiв.
За допомогою розрахункового методу та ек-спериментальних дослiджень встановлене сут-теве динамiчне перевантаження приводу верстата в режимi реостатного пуску електродвигу-ном постiйного струму. Реактивний пружний момент перiодичноï змiни у 2,7 разiв переви-щуе номшальний момент стацiонарного режиму обробки.
Для запобнання цьому запропонований спо-сiб зниження перевантаження приводу шд час пуску.
СПИСОК ВИКОРИСТАНИХ ДЖЕРЕЛ
1. Адамия, Р. Ш. Основы рационального проектирования металлургических машин / Р. Ш. Адамия, В. М. Лобода. - Москва : Металлургия, 1984. - 128 с.
2. ДСТУ ГОСТ 10761:2016. Колеса суцшьнокаташ. Техшчш умови. - На замшу ГОСТ 10761-2004 та ГОСТ 9036-88. - Чинний в1д 2016-09-01. - Кшв : Держспоживстандарт Укра1ни, 2016. - 15 с.
3. Зданевич, В. А. Структура и рациональное проектирование привода станка модели 1Б502 для обработки железнодорожных колес / В. А. Зданевич, Р. П. Погребняк // Металлургическая и горнорудная промышленность. - 1995. - № 2. - С. 64-67.
4. Зданевич, С. В. Системная динамика приводов шестивалковых трубоправильных машин / С. В. Здане-вич, В. А. Ермократьев, С. С. Зданевич // Металлургическая и горнорудная промышленность. - 2015. -№ 7. - С. 137-142.
5. Кедров, С. С. Колебания металлорежущих станков / С. С. Кедров. - Москва : Машиностроение, 1978. -199 с.
6. Кожевников, С. Н. Динамика нестационарных процессов в машинах / С. Н. Кожевников. - Киев : Наук. думка, 1986. - 288 с.
7. Левин, А. И. Математическое моделирование в исследованиях и проектировании станков / А. И. Левин. - Москва : Машиностроение, 1978. - 184 с.
Наука та прогрес транспорту. Вюник Дншропетровського нащонального ушверситету залiзничного транспорту, 2018, N° 3 (75)
НЕТРАДИЦ1ЙН1 ВИДИ ТРАНСПОРТУ. МАШИНИ ТА МЕХАН1ЗМИ
8. Орликов, М. Л. Динамика станков / М. Л. Орликов. - Киев : Вища школа, 1989. - 272 с.
9. Петраков, Ю. В. Моделирование гашения колебаний при токарной обработке / Ю. В. Петраков // Вюн. нац. техн. ун-ту Укра!ни «Ки!'в. полгтехн. ш-т». Серiя: Машинобудування : зб. наук. пр. - Ки!'в, 2016. -№ 2. - С. 119-124. doi: 10.20535/2305-9001.2016.77.78960
10. Погребняк, Р. П. Динамiчнi властивостi пружно!' системи приводу важкого карусельного верстата для обробки залiзничних колiс / Р. П. Погребняк // Проблеми обчислювально!' мехашки i мiцностi констру-кцiй : зб. наук. пр. - Дншро, 2017. - Вип. 27. - С. 129-136.
11. Погребняк, Р. П. Пружна нелшшна динамжа руху супорта карусельного верстата для обробки сущль-нокатаних залiзничних колiс / Р. П. Погребняк // Наука та прогрес транспорту. - 2017. - N 4 (70). -С. 98-105. doi: 10.15802/stp2017/109606
12. Погребняк, Р. П. Экспериментальное исследование формы прокатанной заготовки железнодорожного колеса / Р. П. Погребняк // Производство проката. - 2012. - N 2. - С. 29-33.
13. Пуш, В. Э. Конструирование металлорежущих станков / В. Э. Пуш. - Москва : Машиностроение, 1977.
- 390 с.
14. Ривин, Е. И. Динамика привода станков / Е. И. Ривин. - Москва : Машиностроение, 1966. - 204 с.
15. Струтинський, В. Б. Вiбрацiйнi процеси мехашчно!' обробки : монографiя / В. Б. Струтинський, I. В. Перфшов. - Ки!'в : Хiмджест, 2015. - 579 c.
16. Струтинський, В. Б. Математичне моделювання процеав та систем мехашки / В. Б. Струтинський. -Житомир : ЖГП, 2001. - 612 с.
17. Dynamics prediction of spindle system using joint models of spindle tool holder and bearings / Chao Xu, Jianfu Zhang, Dingwen Yu, Zhijun Wu, Pingfa Feng // Proc. of the Institution of Mechanical Engineers. Part C: Journal of Mechanical Engineering Science. - 2015. - Vol. 229. - Iss. 17. - P. 3084-3095. doi: 10.1177/0954406215569588
18. Gegg, B. C. Machine Tool Vibrations and Cutting Dynamics / Brandon C. Gegg, C. Steve Suh, Albert C. J. Luo. - New York : Springer, 2011. - 179 p. doi: 10.1007/978-1-4419-9801-9
19. Hybrid analytic-experimental modeling for machine tool structural dynamics / Bosheng Ye, Weiwei Xiao, Kuanmin Mao, Bin Li // The International Journal of Advanced Manufacturing Technology. - 2017. - Vol. 90.
- Iss. 5-8. - P. 1679-1691. doi: 10.1007/s00170-016-9507-2
20. Multipoint Constraints for Modeling of Machine Tool Dynamics / С. Brecher, М. Fey, С. Tenbrock, М. Daniels // Journal of Manufacturing Science and Engineering. - 2015. - Vol. 138. - Iss. 5. - P. 117-124. doi: 10.1115/1.4031771
1 *
Р. П. ПОГРЕБНЯК1
1 Каф. «Прикладная механика», Национальная металлургическая академия Украины, пр. Гагарина, 4, Днипро, Украина, 49005, тел. +38 (056) 743 32 76, +38 (095) 499 75 54, эл. почта [email protected], ORCID 0000-0002-4685-1818
НЕСТАЦИОНАРНЫЕ РЕЖИМЫ РАБОТЫ ГЛАВНОГО ПРИВОДА КАРУСЕЛЬНОГО СТАНКА ДЛЯ ОБРАБОТКИ ЦЕЛЬНОКАТАНЫХ ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНЫХ КОЛЕС
Цель. В работе предусматрено определить условия образования динамичной перегруженности привода колесообрабатывающего станка в разных нестационарных режимах эксплуатации и предложить способы ее уменьшения. Методика. Задача решалась путем создания динамической расчетной многомассовой цепной модели с последующим моделированием ее нагружения внешними силовыми факторами, значения которых были получены аналитическим и экспериментальным методами. Решение уравнений движения с определением нагрузки привода в переходном режиме разгона и в режиме врезки осуществлялось средствами MathCad. Результаты. Расчетная схема привода вращательного движения планшайбы станка представлена линейной трехмассовой рядной системой с двумя упругими связями и с тремя абсолютными степенями свободы. Аналитическое определение моментов силы резания учитывает изменения кинематических параметров режима резания при обработке различных участков чашечным резцом профиля. Принят худший случай приложения нагрузки при одновременной врезке инструментов. Эквивалентный момент сил резания определен как сумма моментов от каждого из инструментов при многорезцовой обработке. Определены моменты упругости связей в стационарном состоянии привода станка. Динамические нагружения с коэффициентами динамичности в свя-
Наука та прогрес транспорту. Вюник Дншропетровського нащонального ушверситету залiзничного транспорту, 2018, № 3 (75)
НЕТРАДИЦ1ЙН1 ВИДИ ТРАНСПОРТУ. МАШИНИ ТА МЕХАН1ЗМИ
зях Кд12 = 1,13 и Кд23 = 1,04 в режиме врезки незначительные и быстро уменьшают свое значение. Абсолютные значения крутящего упругого момента в связи С23 в режиме пуска несущественные и значительно меньше величин стационарной нагрузки. С помощью метода расчета и экспериментальных исследований установлена существенная динамическая перегрузка привода станка в режиме реостатного пуска электродвигателем постоянного тока. Реактивный упругий момент периодического изменения в 2,7 раза превышает номинальный момент стационарного режима обработки. Научная новизна. Была создана упругая динамическая модель привода станка для обработки железнодорожных колес. Соответственно модели составлены и решены уравнения движения масс и нагружения связей. Определены теоретические условия снижения нагруженности привода. Практическая значимость. На основании моделирования переходного процесса пуска привода определены значительные перегрузки его элементов, которые в несколько раз превышают реакцию упругих связей при резании. Для предотвращения этого рекомендовано изменить режим многоступенчатого пуска двигателя с уменьшением пускового тока минимум в два раза до величины не более 1 200 А.
Ключевые слова: железнодорожное колесо; колесообрабатывающий станок; привод станка; динамические нагрузки; колебания; переходные процессы
1 *
R. P. POGREBNYAK1
1 Dep. «Applied Mechanics», National Metallurgical Academy of Ukraine, Gagarin Av., 4, Dnipro, Ukraine, 49005, tel. +38 (056) 743 32 76, tel. +38 (095) 499 75 54, e-mail [email protected], ORCID 0000-0002-4685-1818
UNSTEADY OPERATING MODES OF THE MAIN DRIVE UNIT OF A MACHINE-TOOLS FOR SOLID RAILWAY WHEELS PROCESSING
Purpose. The paper deals with determining the conditions of the dynamic overload formation for a drive unit in the wheel-processing machine in various unsteady operating modes and suggests ways to reduce it. Methodology. The problem was solved by creating a dynamic computational multi-mass chain model followed by modeling of its loading by external force options, the values of which were obtained by analytical and experimental methods. The solution to equations of motion with determining the load of the drive unit in the transient acceleration mode and in the tie-in one was carried out by means of MathCad. Findings. The design scheme for the drive unit of the rotational movement of the machine faceplate is represented by a linear three-mass row system with two elastic connections and with three absolute degrees of freedom. The analytical determination of the cutting force moments takes into account changes in the kinematic parameters of the cutting regime when machining the different sections of the profile with cup-tip tool. The worst case of load application is accepted with simultaneous insertion of tools. The equivalent torque of the cutting forces is defined as the sum of the moments from each of the tools at multi-cut machining. The moments of elasticity of bonds in the steady state of the machine drive unit are determined. Dynamic loads with coefficients of dynamism in the bonds Kd12 = 1.13 and Kd23 = 1.04 are insignificant in the tie-in mode and rapidly decrease their value. Absolute values of the twisting elastic moment in the C23 bond in the start-up mode are insignificant and much less than the values of the steady load. Using the method of calculation and experimental research, a significant dynamic overload of the machine drive unit in the mode of rheostat start-up by a direct-current motor was established. The reactive elastic moment with the periodic change is 2.7 times higher than the nominal moment of steady processing regime. Originality. Authors created the elastic dynamic model of the machine drive unit for the processing of railway wheels. In accordance with the model, the equations of mass motion and bond loading are compiled and solved. The theoretical conditions for reducing the drive unit loading are determined. Practical value. Based on the simulation of the transient drive start-up process, significant overloads of its elements have been determined. They are several times higher than the response of elastic bonds during cutting. To prevent this, it is recommended to change the mode of multistage starting of the engine with a decrease of the starting current by at least two times up to a value of not more than 1 200 A.
Keywords: railway wheel; wheel-processing machine; machine drive unit; dynamic loads, vibrations; transitional processes
REFERENCES
1. Adamiya, R. S., & Loboda, V. M. (1984). Osnovy ratsionalnogo proektirovaniya metallurgicheskikh mashin.
Moscow: Metallurgiya. (in Russian)
2. Kolesa sutsilnokatani. Tekhnichni umovy, DSTU GOST 10761:2016 (2016). (in Ukranian)
Наука та прогрес транспорту. Вюник Дншропетровського нацюнального унiверситету залiзничного транспорту, 2018, № 3 (75)
3. Zdanevich, V. A., & Pogrebnyak, R. P. (1995). Struktura i ratsionalnoe proektirovanie privoda stanka modeli 1B502 dlya obrabotki zheleznodorozhnykh koles. Metallurgicheskaya i gornorudnaya promyshlennost, 2, 6467. (in Russian)
4. Zdanevich, S. V., Yermokratev, V. A., & Zdanevich, S. S. (2015). Sistemnaya dinamika privodov shestivalkovykh trubopravilnykh mashin. Metallurgical and Mining Industry, 7, 137-142. (in Russian)
5. Kedrov, S. S. (1978). Kolebaniya metallorezhushchikh stankov. Moscow: Mashinostroenie. (in Russian)
6. Kozhevnikov, S. N. (1986). Dinamika nestatsionarnykh protsessov v mashinakh. Kiev: Naukova dumka. (in Russian)
7. Levin, A. I. (1978). Matematicheskoe modelirovanie v issledovaniyakh i proektirovanii stankov. Moscow: Mashinostroenie. (in Russian)
8. Orlikov, M. L. (1989). Dinamika stankov. Kiev: Vishcha shkola. (in Russian)
9. Petrakov, Y. (2016). Simulation of chatter suppression for lathe machining. Journal of Mechanical Engineer -ng of the National Technical University of Ukraine «Kyiv Polytechnic Institute», 2(77), 119-124. doi: 10.20535/2305-9001.2016.77.78960 (in Russian)
10. Pogrebnyak, R. P. (2017). Frequency analysis of elastic system of main drive of machine for railway wheels turning. Problems of computational mechanics and strength of structures, 27, 129-136. (in Ukranian)
11. Pogrebnyak, R. P. (2017). Elastic nonlinear dynamics of motion of slide of vertical turning machine for working of solid-rolled railway wheels. Science and Transport Progress, 4(70), 98-105. doi 10.15802/stp2017/109606 (in Ukranian)
12. Pogrebnyak, R. P. (2012). Eksperimentalnoe issledovanie formy prokatannoy zagotovki zheleznodorozhnogo kolesa. Proizvodstvo prokata, 2, 29-33. (in Russian)
13. Push, V. E. (1977). Konstruirovanie metallorezhushchikh stankov. Moscow: Mashinostroenie. (in Russian)
14. Rivin, Y. I. (1966). Dinamika privoda stankov. Moscow: Mashinostroenie. (in Russian)
15. Strutynskyi, V. B., & Perfilov, I. V. (2015). Vibratsiini protsesy mekhanichnoi obrobky: Monohrafiia. Kyiv: Khimdzhest. (in Ukranian)
16. Strutynskyi, V. B. (2001). Matematychne modeliuvannia protsesiv ta system mekhaniky. Zhytomyr: ZhITI. (in Ukranian)
17. Chao, X., Jianfu, Z., Dingwen, Y., Zhijun, W. & Pingfa, F. (2015). Dynamics prediction of spindle system using joint models of spindle tool holder and bearings. Journal of Mechanical Engineering Science, 229(17), 3084-3095. doi: 10.1177/0954406215569588 (in English)
18. Gegg, B. C., Suh, C. S., & Luo, A. C. J. (2011). Machine Tool Vibrations and Cutting Dynamics. doi: 10.1007/978-1-4419-9801-9 (in English)
19. Bosheng, Y., Weiwei, X., Kuanmin, M., & Bin, L. (2017). Hybrid analytic-experimental modeling for machine tool structural dynamics. The International Journal of Advanced Manufacturing Technology, 90(5-8), 1679-1691. doi: 10.1007/s00170-016-9507-2 (in English)
20. Brecher, C., Fey, M., Tenbrock, C., & Daniels, M. (2015). Multipoint Constraints for Modeling of Machine Tool Dynamics. Journal of Manufacturing Science and Engineering, 138(5), 117-124. doi: 10.1115/1.4031771 (in English)
Статтярекомендована до друку д.т.н., проф. С. В. Ракшею ( Украгна)
Надшшла до редколеги: 12.02.2018
Прийнята до друку: 28.05.2018
