Динамика разветвленного гидропривода рабочих движений станочных систем

Тип работы:
Реферат
Предмет:
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

УДК 62. 543. 2
ДИНАМИКА РАЗВЕТВЛЕННОГО ГИДРОПРИВОДА РАБОЧИХ ДВИЖЕНИЙ СТАНОЧНЫХ СИСТЕМ
Сидоренко В. С., Ле Чунг Киен
ФГБОУ ВПО «Донской государственный технический университет»,
Ростов на Дону, e-mail: hk1402@mail. ru.
Одним из актуальных направлений развития современной техники является оптимальное управление движением технических объектов. Задача актуализируется, когда требуемая траектория движения обеспечивается несколькими приводами. В этих условиях возникает проблема оценки взаимного влияния отдельных приводов на параметры движения объекта. Особенно сложно давать такие оценки для разветвленных гидроприводов, действующих от одной энергосиловой установки. Работа посвящена схемотехническому модельному поиску и решению задачи создания разветвленного автоматизированного гидропривода рабочих движений (главного и подачи) станочных систем. На основе принципа создания разветвленного гидропривода с применением гидравлического управляющего клапана, обеспечивающие поддержку стабильности величины оборотной подачи сверления при появлении случайного внешнего воздействия. Представлена обобщенная математическая модель динамической системы разветвленного гидропривода с целью повышения быстродействия и точности обработки отверстий. Вычислительным экспериментом получены кинематические и динамические характеристики гидропривода. Установлено изменение скорости оборотной подачи инструмента с применением клапана, что позволяет использовать при проектировании реальные разветвленные гидроприводы.
Ключевые слова: разветвленный гидропривод, динамика, сверление, станочная система, подача инструмента
DYNAMICS OF BRANCHED HYDRODRIVE OF WORKING MOVEMENTS
MACHINE TOOL SYSTEMS
Sidorenko V.S., Le Trung Kien
Don State Technical University, Rostov on Don, e-mail: hk1402@mail. ru
One of actual directions on modern technology is development optimal for control movement of technical objects. The problem is actualized when trajectory movement is provided by several drives. In these conditions problem of estimating the mutual influence of separate drives on the parameters movement of the object. It is especially difficult to give estimations for branched hydrodrives, which acts on the one power plant. This work is devoted model of the circuit engineering and solution problem creating the branched hydrodrives of working movements (main and feeder) machine tools. On the basis of creating a branched hydraulic with hydraulic control valve, allowing support stability of the value feed drilling with the appearance random external influence. We proposed a generalized mathematical model of the dynamic branched hydrodrive system improve the speed and accuracy of processing holes. With computational experiments we received kinematic and dynamic characteristics of the hydrodrive. Results of research mathematical models allow us to recommendations for using hydraulic control valve in design real branched hydrodrive.
Keywords: branched hydrodrive, dynamics, drilling, machine tool systems, feed of tool
Обработка деталей на автоматизированном металлорежущем оборудовании должна осуществляться оптимальными режимами резания, при которых достигается наибольшая производительность и выполняются технологические требования к качеству обработанной поверхности, обеспечивается нормативная стойкость инструмента. Оптимальный режим резания определяется многими факторами: материалом заготовки и инструмента, геометрией режущей части инструмента, его стойкостью, требованиямик точностии шероховатости обработанной поверхности [5]. В станочных системах обработка деталей требуемой формы и размеров требует выполнения согласованных друг с другом рабочих движений и движении инструмента и заготовки. К рабочим движениям относят главное движение и движение подачи, которые, как правило, кинематически связаны друг с другом. Однако изменение сил
резания в процессе резания обработки нарушает эту связь.
Рассматривается взаимодействие рабочих движений в координатно-сверлильном полуавтомате. Здесь главное движение при сверлении — вращение инструмента, движение подачи — поступательное движение пиноли с инструментом. Среди параметров режимов резания наибольшее влияние на качество обработки оказывает величина оборотной подачи инструмента [1, 5]. Поэтому качество обработки отверстия достигается стабильностью её величины Sоб (t). Это становится возможным, если при уменьшении скорости вращения инструмента синхронно уменьшается скорость подачи v обеспечиваемая приводом подачи станка. Возможности обеспечения кинематической жесткости каждого из рабочих движений в условиях применения гидропривода, как известно, ограничены [5]. Без учета упругих деформаций в кинематической цепи подачи ин-
струмента величина подачи на оборот инструмента определяется
_ 2я-уд (0
ю (0
(1)
где vH (t) — скорость подачи инструмента, мм/c- ®(t) = 2nn (t) — скорости вращения ин-
струмента, рад/с- п (() — частота вращения инструмента, об/с-1.
При проектировании системы приводов рабочих движений координатно-сверлильного полуавтомата для повышения производительности и точности обработки отверстии использовали предлагаемый подход. Общий вид станка представлен на рис. 1.
Рис. 1. Общий вид координатно-сверлильного полуавтомата:
1 — координатный стол- 2 — сверлильная головка- 3 — пиноль- 4 — гидромотор ГМ главного движения- 5 — гидроцилиндр ГЦ движения подачи- 6 — гидравлический датчик- 7 — зубчатая рейка- 8 — направляющие- 9 — блок управления- 10 — насосная установка
Принципиальная гидрокинематическая схема сверлильной головки станка представлена на рис. 2. Она определяет состав устройств, гидромеханические связи, основные параметры, характеризующие разветвленный привод.
При запуске включается электромагнит УАЗ распределителя Р2, УЛ1 распределителя Р1 и УА5 распределителя РЗ, насос подаёт жидкость в полость ГЦ и ГМ, проходит быстрый подвод системы подачи сверла. Система управления, построенная на основе программируемого логического контроллера (ПЛК) и мехатронного измерительного модуля, отслеживает перемещение ГЦ и при прохождении «координаты замедления» отключает электромагнит УА5 распределителя РЗ. При этом обеспечивает-сяснижение скорости привода подачи сверла дорабочей подачи у^). Одновременно включается электромагнит УА1 распределителя Р1, включающего привод вращения инструмента.
Если в процессе резания крутящий момент на сверле увеличивается, уменьшается частота вращения сверла, в первый момент при сохранении подачи уп (0 инструмента возрастает его оборотная подача. В следующий момент увеличивается давление в на-
порной линии ГМ, что формирует управляющий сигнал Р на клапан давления. Смещаясь. ю золотник клапана уменьшает его проточную часть, скорость перемещения гидроцилиндра уменьшается, при этом сохраняется величина оборотной подачи S0(t) и качество обработки отверстий.
После останова включается электромагнит YA4 распределителя Р2 и электромагнит YA2 распределителя Р1, перекрывая слив ГЦ и он останавливается. По коман -де ПЛК включаются электромагниты УА2 и УА 5 распределителей Р2 и Р3. ГЦ возвращается в исходное положение.
Моделирование систем гидроприводов осложняется нестационарными гидромеханическими процессами. При формировании математической модели динамической системы предлагаемого гидропривода были приняты следующие допущения:
• Механическую подсистему описывает одномассовая динамическая система.
• Динамические процессы протекают в окрестности точки нагрузочной характеристики привода Рн = const, Qk = const.
• Рабочая жидкость сжимаемая, капельная, в каналах присутствует нерастворён-ный воздух. Сосредоточенный объём сжимаемой жидкости Q для удобства расчётов
считаем присоединенным к рабочей полости гидродвигателя.
• Утечки в подвижных соединени-
ях малы, они зависят главным образом от конструктивного исполнения и могут быть ограничены коэффициентом утечки к
• Сила вязкого трения в подвижных сопряжениях пропорциональна скорости. В реальных устройствах зависимость значительно сложнее. На силы трения, кроме скорости, оказывают влияние внешние факторы и состояние трущихся поверхностей.
Рис. 2. Принципиальная гидрокинематическая схема координатно-сверлильного станка:
ГЦ — гидроцилиндр- ГМ — гидромотор- МИМ — мехатронный измерительный модуль-
КР — гидравлический управляющий клапан- Р1- Р2- Р3 — распределители- ДР1- ДР2 — дроссели-
Н — насос- Ру — давление управления клапана- КПП — предохранительный клапан
Гидравлическая силовая подсистема дрос- Привод вращения инструмента описы-
сельного регулированного описывается урав- вают следующие уравнения:
нениями расходов, учитывающими условие не- 1. Уравнение движения механической
разрывности потока жидкости соответственно подсистемы:
к напорной и сливной гидролиниям [3, 4].
СІ 2(Ь
J-Т = Мт — Мн (0 — МТР18І§ п ш
Л у
(2)
(Л,-Ри)-СЛ')ОХ-(мговірі^+кт
Ж 2к
Л
у
т
СІІ у
где J — приведенный момент инерции вращающихся масс привода,
1
м.
Td1 = М T0Slgn -- + квт — - момент тре-at at
№мЧ-2- Мгм=-Чм (Ри-Рп) — кру- ния, Нм- Мя (і)=СЛі)І?км — крутящий
и 2л- момент резания, Нм.
тящий момент гидромотора, Нм- 2. Уравнение расходов в напорной линии:
бгм вуи бсжіі бпп втд ви'
'-гд
(3)
1"& quot-'-^+ +^т-Ї%+іп,№,-Л2)зі8п№,-^)+
2л: at Есш at
+ & amp-д — (^н ^п)'
П _^м ^ 3 1
где Угм — расход ГМ, м3с '- дт —
рабочие объемы ГМ, м3/об- вуи = ^& gt-и ' -
расход, идущий на компенсацию утечек-
вт. ~ *ш (-^п ~ Ц.2)®^ЕП (Ц~ Ц1) — расход.
лах- W — объем гидролиний соответствен-
но, м3- Есш =
— модуль объемной
1 + ос" •
Е.
идущий на перетечки рабочей жидкости- упругости смеси жидкости и воздуха, Па-
Е Еж — модули объемной упругости жидкости и воздуха- ав — содержание воздуха — расход, идущий на в жидкости- к, кп-в коэффициенты утечки
а
_а_

11 dE,
СЖІ1
dt
и перетечки-
компенсацию деформируемого объема жид- дросселя, м2.
— S —
сечение проточной части
кости в полостях ГМ и подводящих кана-
3. Уравнение расходов сливной линии:
вгм ву!2 беж 12 вт ~ в2 '
(4)
где вУ12=ки-Ри- расход, идущий на ком- мируемого объема жидкости в полостях
12
У + ^ ЛР
пенсацию утечек- бсж12 = - -----------У —
Км *
расход, идущий на компенсацию дефор-
ГМ и подводящих каналах- d — диаметр проточной части распределителя, м- х — перемещение золотника распределителя, м.
4. Уравнение гидравлического клапана привода подачи:
d х" dxv dx"
=2 — i^yoSign ~^-Су (х0 + ху),
туу j/2 *ТУ
(5)
где т — приведенная масса перемещает золотник клапана и жидкости в гидролинии управления, кг- к — коэффициент вязкого трения- с — жесткость пружины клапана, Н/м- Р — давление управления клапана, мПа- $З — сечение золотника клапана, м2- ^ - сила сухого трения золотниковой
пары клапана, Н.
Привод подачи инструмента описывается следующими уравнениями.
5. Уравнение движения гидроцилиндра с пинолем инструмента:
d2L т--dt2
где Ь — перемещение поршня и пиноли, мм- т = т + т — приведенная масса, кг- т —
пч ж Г ^? пч
масса подвижных частей, кг- тж — масса жидкости, кг- (/)=& lt-- ъ сод*, — осевая
сила при сверлении, Н- кР — коэффициенты зависят от условиях резания-? ? -
площади поршневой и штоковой полостей ГЦ, м2.
др
6. Уравнение расходов для напорной линии:
бгці бу21 бсж21 От бгд — 621″
(7)
аь
зі, Ь+ Ж,
^ *у2121 г, '- + кп2(Р21 Р22)^(Р21 Р22) + бгд-
& lt-#
& gt-21 21
'-СМ
Д21 ^21*21
(^Н2 ^2і)& gt-
Р
где 2Гд — расход гидравлического датчика, м3с 1.
7. Уравнение расходов для сливной линии:
Огщ вт ~ ву22 ~ всж22 вгД = 622 & gt-
*^л221 _ ^2)8^ёП (-?1- ^22) ~ ку22 Ц.2 ~
(8)
5^//+Ж, (1Р-1
22 22
'-СМ
СІІ
+ бГД = («*р + (1 — а)8*ДР + (1 — 8)*КР)/ р22~ Рс*'
где кр = Ц, 7ГСЗ? р_у — - коэффициенты про-р
водимости проточной части потока распределителя- _у — перемещение золотника
распределителя-
диаметр золотника рас-
пределителя- к^, = [Х7СХ с13 (х^ - - коэф-
Р
фициенты проводимости проточной части потока клапана- ху — перемещение золотни-
ка клапана-
диаметр золотника клапа-
на-
, — кдр
да
V
— - коэффициенты провор
димости проточной части потока дросселя- ^ - сечение проводимости проточной части дроссели потока, м2- а = 0у 1 — Булев параметр, а = 1 при включении распределителя РЗ- а = 0 при отключении распределителя РЗ- 5 = 0у1 — Булев параметр, 5 = 1 при х (0 & lt- хы- 5 = 0 при х (0 & gt- х1.
Исследование модели системы нелинейных дифференциальных уравнений (2)-(8) выполнено с использованием программной поддержки шаАаЬ численным методом Рун-ге-Кутта. Моделирование системы выполнено для типового рабочего цикл станочных систем: при включенном привода вращения инструмента и исходном положении привода подачи «стоп» после подачи команды на начало рабочего цикла осуществляются быстрый подвод инструмента к заготовке, рабочий ход, останов в конце рабочего хода с заданной точностью, реверсирование движения подачи и быстрый отвод сверлильной головки в исходное положение.
Результаты исследования динамической гидромеханической системы разветвленного гидропривода представлены на рис. З в виде осциллограмм изменения кинематических и силовых параметров при выполнении рабочего цикла. Введение в модель динамической системы разветвленного гидропривода, нестационарных гидромеханических характеристик давлений Р расходов в проточной части управляющих устройств, заметно усложняют [2].
На осциллограмме привода вращения сверла (рис. З, а) видно, что скорость вращения ю (0 уменьшается при увеличении крутящего момента Мн (участок СБ), это вызывает повышение давления в напорной полости ГМ, оно формирует сигнал управления Р клапаном. Зависимость скорости вращения инструмента ю от крутящего момента Мн объясняется структурной неравномерностью скорости дроссельного гидропривода. Известно, что такие изменения возникают в электромеханических приводах.
Аналогичные изменения наблюдаются в приводе подачи инструмента. Увеличение усилия подачи незначительно влияет на скорости подачи, подача изменяется на 5% (у1, рис. З, б). В этом случае существенно увеличивается величина оборотной подачи инструментаоб в сравнении с нормативной (рис. З, в). Это приводит к нарушению режимов резания. В результате установлено, что при заданном изменении сил резания величина оборотной подачи (81, рис. З, в) при автономном приводе повышается в 2−2,З раза. Во втором случае при зависимом приводе обеспечивается близко к нормативному значению оборотной подачи (82, рис. З, в) процесса обработки и требуемое качество обработки (рис. З, в).
р
з
rs
f- ¦ f і
. '-• -
1
vl і і-.
-1 г L — 1 -І і - '-
і
С
fe
D
t, с
S& lt->-e 1 k
«мое
О Э О 26 О 2 О 1ft О 1 О 05
Я
S1
в
U с
Рис. 3. Результаты моделирования динамической системы: а — привод вращения инструмента: т — скорость вращения сверла, Мн — крутящий момент резания- б — привода подачи инструмент: ^ - усилие подачи, у1 — скорость подачи при автономном приводе, у1 — скорость подачи при зависимом приводе- в — величина оборотной подачи: 81 — при автономном приводе, Б2 при зависимом приводе.
а
б
в
На основе аналитического описания динамики сверлильной головки и моделирования её рабочего цикла установлены основные параметры, влияющие на динамику привода, определены диапазоны их изменения, применительно к обработке
отверстий. Установлено также удовлетворительное совпадение результатов вычислительного и натурного эксперимента при максимальном отклонении 12% подтверждает достоверность полученных результатов и возможность их использования при
проектировании реальных разветвленных гидроприводов.
Предложен, технически реализован, модельно описан принцип построения разветвленного гидропривода рабочих движений станочных систем с зависимым приводом подачи инструмента. На примере типового рабочего цикла сверлильной головки описана динамика поведения разветвленного гидропривода при изменяющихся нагрузках М Ен. Анализ силовых и кинематических характеристик приводов позволил объяснить характер их изменения в реальном времени, оценить их качественно и количественно на примере сверлильной головки, а также предложить рекомендации, необходимые при создании аналогичной системы приводов.
Список литературы
1. Кудинов В. А. Динамика станков. — М.: Машиностроение, 1967 — 367 с.
2. Полешкин М. С., Сидоренко В. С., Нестационарные гидромеханические характеристики проточной части управляющих устройств клапанного типа // Вестник ДГТУ -Ростов-н/Д., 2012. — № 6. — С. 93−102.
3. Сидоренко В. С., Полешкин М. С., Ле Чунг КиенПо-зиционный гидропривод силовых подающих столов станочных систем // Промислова Гідравліка і пневматика. — Украина, 2011. — № 4(34). — С. 64−68.
4. Цуханова, Е. А. Динамический синтез дроссельных управляющих устройств гидроприводов. — М.: Наука, 1978. — 255 с.
5. Ящерицын П. И., Фельдштейн Е. Э., Корниевич М. А. Теория резания. — М.: Изд. Новое знание, 2006. — 512 с.
References
1. Kudinov V.A. Dinamika stankov M.: Mashinostroenie, 1967 рр. 367.
2. Poleshkin M.S., Sidorenko V.S., Nestacionarnye gi-dromehanicheskie harakteristiki protochnoj chasti upravljajush-hih ustrojstv klapannogo tipa // Vestnik DGTU Rostov on Don 2012 no. 6 рp. 93−102.
3. Sidorenko V.S., Poleshkin M.S., Le Trung Kien Po-zicionnyj gidroprivod silovyh podajushhih stolov stanochnyh sistem // Promislova Gidravlika i pnevmatika Ukraina 2011 no. 4(34) pp. 64−68.
4. Cuhanova, E.A. Dinamicheskij sintez drossel’nyh uprav-ljajushhih ustrojstv gidroprivodov // M.: Nauka, 1978. pp. 255.
5. Jashhericyn PI., Fel’dshtejn E. Je., Kornievich M.A. Te-orija rezanija // Izd. Novoe znanie, 2006 pp. 512.
Рецензенты:
Шошиашвили М. Э., д.т.н., профессор, заведующий кафедрой «Мехатрони-ка и гидропневмоавтоматика», ФГБОУ ВПО «Южно-Российский государственный технический университет», г. Новочеркасск-
Заковоротный В. Л., д.т.н., профессор, заведующий кафедрой «Автоматизация производственных процессов», ФГБОУ ВПО «Донской государственный технический университет», г. Ростов-на-Дону.
Работа поступила в редакцию 2З. 08. 201З.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой