Методы и средства виброзащиты станков от вынужденных колебаний

При постановке задач виброзащиты в исследуемой механической системе выделяют подсистему «Источник колебаний» и подсистему «Объект виброзащиты», которые соединены между собой связями, вызывающими колебания объекта под действием сил - динамических воздействий. Наиболее опасными для технических объектов оказываются вибрационные воздействия. Знакопеременные напряжения, вызванные вибрационными воздействиями, приводят к накоплению повреждений в материале, что вызывает появление усталостных трещин и разрушение. Кроме усталостных разрушений в механических системах наблюдаются такие явления, как ослабление неподвижных соединений, смещение сопряженных поверхностей соединений деталей машин. При этом происходит изменение структуры поверхностных слоев сопрягаемых деталей, их износ и, как результат, уменьшение силы трения в соединении, что вызывает изменение диссипативных свойств объекта, смещает его собственные частоты и т.п.

Вибрации металлорежущих станков, вызванные действием различных источников, приводят к снижению точности и чистоты обработки, а также к другим нарушениям технологических процессов [89, 163]. Для определения характеристик реальных динамических систем, их математического описания применяют физическое и математическое моделирование. При физическом моделировании процессы, протекающие в объекте и модели, могут иметь одинаковую или различную физическую природу. В первом случае модель отличается от оригинала масштабом и строится из условий подобия, обеспечивающих ее функционирование по тем же физическим законам, что и оригинал. Математическое моделирование основано на идентичности дифференциальных уравнений, описывающих поведение оригинала и модели. Оно может происходить и на модели, физическая природа которой отличается от физической природы оригинала.

Для исследования динамических систем станков и моделирования используют два подхода. При первом подходе математическая модель динамической системы строится на понятии состояния х, под которым понимают описание системы в некоторый момент времени t, и на понятии оператора, определяющего изменение этого состояния во времени. Оператор позволяет по описанию x(t) в момент времени t найти описание x(t+ At) той же системы в некоторый последующий момент времени t+ At. Для механической системы состояние определяется совокупностью координаты скоростей, а оператором служит система дифференциальных уравнений, описывающих движение системы. Состояние х системы можно рассматривать, как вектор в так называемом фазовом пространстве. Конец вектора называется изображающей точкой. Изменению состояния х отвечает движение изображающей точки в фазовом пространстве, описывающей фазовую траекторию (годограф).

Второй подход к изучению динамической системы основан на статистическом исследовании ее функций. Его применяют, если изменяются трудности проникновения к тонкости внутренней структуры динамической системы. В этом случае систему рассматривают, как «черный ящик», который имеет входные и выходные переменные. Между этими переменными «черный ящик» реализует связь, определяемую некоторым оператором. Таким образом, математическую модель определяют пространством входов и выходов, а также оператором, который осуществляет однозначные преобразования входных переменных в выходные.

Разработку динамической модели начинают с формулировки задачи исследования, уточнения технических требований к станку и характерным режимом его работы. Для упрощения динамической модели не учитывают факторы, мало влияющие на результаты решения поставленной задачи. Создание обобщенной динамической модели станка, позволяющей рассматривать совершенно различные процессы, обычно усложняет решение поставленных задач. Допустимость принятой идеализации при построении динамической модели реальной системы проверяют, сопоставляя результаты теоретических исследований и экспериментов.

Наиболее часто применяют динамические модели, у которых массы или моменты инерции элементов системы условно считают сосредоточенными в определенных точках, соединенных между собой безынерционными упругими, диссипативными и кинематическими связями, и к которым приложены сосредоточенные силы или моменты. Сложную механическую систему со многими массами и упругими связями приводят к более простой с возможно более меньшим числом масс, пренебрегая малыми значениями относительных перемещений некоторых из них и рассматривая их жестко связанными (уменьшая число степеней свободы системы).

Принятой динамической модели однозначно соответствует система дифференциальных уравнений, описывающая ее поведение. Эти уравнения и уравнения связей, определяющих порядок соединения элементов, представляют собой математическую модель динамической системы.

Математическая модель, полученная на основании результатов экспериментального определения входных и выходных переменных, считается полученной методом идентификации динамического объекта.

Применяемые модели и методы исследования определяются особенностями исследуемых систем. При исследовании систем, в которых можно выделить небольшое количество доминирующих физических процессов и определить их закономерности, широко применяют аналитические исследования. Такие системы считают хорошо организованными. При исследовании относительно сложных, больших систем, обычно невозможно выявить в чистом виде отдельные физические процессы, такие системы считают плохо организованными, их исследуют в основном экспериментально. Модель динамической системы станка или его узла должна учитывать геометрические, кинематические и динамические характеристики механизмов. Геометрическими характеристиками механизма являются функция положения и ее производные. Функция положения - это зависимость, позволяющая находить положение какого либо звена механизма по заданному положению ведущего звена.

Для упрощения расчетной схемы объединяют массы, связи между которыми имеют относительно малую податливость (например, на два или более порядка меньше наибольшей податливости рассматриваемой системы), а значениями этих малых податливостей пренебрегают. Результаты расчета жесткостных и инерционных характеристик используют для расчета диссипативных характеристик. Коэффициент Ч* рассеяния энергии приближению связан с логарифмическим декрементом колебаний S зависимостью V - 2S [121]. Если конструкция узла неизвестна, коэффициент рассеяния энергии можно ориентировочно принимать равным 1,0... 1,2. В расчетах упругих систем за диссипативные характеристики принимают коэффициенты И вязкого демпфирования, которые входят в уравнения движения перед первыми производными упругих перемещений. При поступательном перемещении коэффициент демпфирования определяют по формуле:

где S - логарифмический декремент колебаний; т - масса того тела из двух контактирующих, которое через большее число деталей связано с основанием станка; с - жесткость.

Диссипативные характеристики определяют экспериментально. Некоторые детали несущей системы станка рассматривают как недефор- мируемые, если их собственными деформациями можно пренебречь вследствие их малости по сравнению с контактными деформациями в стыках и собственными деформациями других деталей системы.

Жесткость и виброустойчивость несущей системы в большей степени зависит от установки станка. Работоспособность особо точного тяжелого станка или станка с маложесткой относительно длинной станиной можно обеспечить только установкой на фундамент, параметры которого определяют соответствующим расчетом. Многие виды станков нормальной и повышенной точности малых и средних размеров при достаточной жесткости их станин устанавливают непосредственно на бетонном полу цеха, что иногда вызывает необходимость несколько снижать режимы резания и производительность обработки.

Защита от вибрации производственного оборудования осуществляется следующими способами:

1) снижением вибрации в источнике ее возникновения (заменой и модернизацией старого оборудования, уравновешиванием роторов и т.

д.);

  • 2) амортизацией - снижением вибрации на пути ее распространения с помощью виброизоляции (введения дополнительного упругого элемента) и вибродемпфирования (введения вибропоглощающего элемента в виде резины, пластмасс, и других конструкционных материалов с высоким трением);
  • 3) отстройкой от резонанса (изменением массы и жесткости отдельных элементов конструкции агрегата или режима его работы, например, скорости вращения электродвигателя);
  • 4) динамическим гашением (введением дополнительной колебательной системы, которая настроена на резонанс и принимает энергию колебания на себя), которое возможно лишь на строго определенной частоте, что ограничивает применение данного метода;

Цель виброизоляции прецизионных станков - обеспечить состояние, при котором колебания между инструментом и заготовкой и (или) в измерительной системе при заданных колебаниях основания не превышали бы допустимых величин.

Виброизоляцию можно осуществлять как непосредственной установкой станка на упруго-деформирующие элементы (виброизолирующие опоры), так и с использованием вспомогательных устройств. В большинстве случаев виброизоляции станков необходимо решать противоречивую задачу: обеспечить минимальную передачу вибраций (т.е. минимальные собственные частоты системы, что связано с большими статическими деформациями опор) при максимальной устойчивости станка по отношению к воздействиям со стороны оператора и к ударам при работе вспомогательных механизмов самого станка. Эта задача решается рациональным выбором и расчетом системы виброизоляции (т.е. типа и расположения виброизолирующих опор и вспомогательных устройств) и применяемых средств виброизоляции (виброизолирующих опор) с оптимальными характеристиками [140].

Основные технические параметры виброизоляторов: собственная частота /г; величина демпфирования (логарифмический декремент - S) соотношения между значениями жесткости в разных направлениях:

где кх, ку, къ - коэффициенты жесткости опор в соответствующих направлениях по осям координат X, Y, Z); тип устройства для регулирования высоты установки (для виброизолирующих опор); долговечность упругого элемента (по ползучести, по усталости, по старению, по стойкости к агрессивным средам) [141].

Исследования принципов виброизоляции прецизионного оборудования [81] показывают, что обобщая множество измерений в механических цехах различных предприятий, можно считать вибрационный фон «белым шумом» в диапазоне частот 4...35 Гц для вертикального и 2,5...25 Гц для горизонтального направлений. В связи с этим качество виброизоляции характеризуется для каждого направления X, Y, 2«критериями виброизоляции» Ф/. Для вертикального направления:

где fz, S - собственная частота, логарифмический декремент системы виброизоляции; Л0 - допустимое смещение в зоне обработки; а0 - амплитуда колебаний пола; Уд- отношение амплитуды колебаний в зоне обработки к амплитуде колебаний станины в соответствующем направлении, измеренное при частоте/i.

При S = 0,6 надежная виброизоляция алмазно-расточных, универсально-расточных, всех видов шлифовальных станков обеспечивается при/г < 20Гц при среднем и fz< 15 Гц — при повышенном уровне колебаний; прецизионных токарных станков — fz< 25...35 Гц при среднем, 20...25 Гц - при повышенном уровне колебаний.

Виброактивное оборудование, опасное для прецизионных станков - это вспомогательное оборудование (компрессоры, вентиляторы, насосы, транспортно-загрузочные устройства и т.п.), создающие гармоническое воздействие на основание с частотой вращения приводимых двигателей (/= 12...48,5 Гц) и оборудование, создающее импульсное воздействие на основание (кузнечно-прессовое оборудование, долбежные и строгальные станки и т.п.). Для виброизоляции оборудования первого типа из рассмотрения одноосной схемы виброизоляции обычно рекомендуется выбирать / < (0,2...0,25)/. Анализ системы виброизоляции с учетом возбуждения и ослабления колебаний по направлениям основных собственных форм колебаний (вертикальные, низкие формы горизонталь- но-качательных в плоскостях XZ и YZ, крутильные относительно оси Z) показывает, что для уменьшения виброактивности в 5 раз необходимо/ < 5/. Для виброизоляции виброактивного оборудования с импульсным характером воздействия на основание необходимо обеспечить собственную частоту системы виброизоляции в пределах [141]:

где птах - наибольшее число двойных ходов минуту.

Увеличение демпфирования целесообразно во всех случаях виброизоляции, поскольку оно снижает резонансные амплитуды, ускоряет затухание переходного процесса и, в тоже время не ухудшает виброизоляции в зарезонансной зоне, поскольку демпфирование в большинстве упруго-демпфирующих материалов имеет гистерезисный характер.

В последние десятилетия для установки станков, оказывающих динамическое воздействие на окружающую среду, для установки высокоточных, чувствительных к колебаниям оснований станков, а также многих станков общего назначения предпочтение отдается упругим виброизолирующим опорам. При таком способе установки монтаж станка производится во много раз быстрее, повышается качество обработанных поверхностей на прецизионных станках, снижается шум и запыленность воздуха в цехах. Такие опоры очень удобны при установке станков на перекрытиях верхних этажей зданий, при перестановке станков в связи с изменением технологического процесса и т.п. Опоры различных конструкций выпускаются в нашей стране и за рубежом многими фирмами. На рисунке 1.6 приведены широко применяемые варианты упругих виброизолирующих опор (резино-металлических - а, б) [190] повышенной податливости, расположенных на полу цеха; пневматические серий «L» и «К» (в); серии «М» (г) для координатно-измерительных машин и шлифовального оборудования.

Станок может устанавливаться также на связанном со станиной фундаментном бетонном блоке, который опирается на резиновые коврики; на связанном со станком фундаментном блоке, который опирается на пружинные опоры и демпферы. Во втором и третьем вариантах установки основанием для упругих опор служат бетонные коробы, опирающиеся на грунт или межэтажные перекрытия [132, 133].

Однако антивибрационный монтаж третьего типа, когда станок притягивается фундаментными болтами к опорным пружинам или резиновым цилиндрам, а блок фундамента должен быть окружен глубокими траншеями, применяется редко [27, 31, 58, 131].

Виброизолирующие опоры станков

Рис. 1.6. Виброизолирующие опоры станков: резинометаллические (а,б); пневматические серий «L» и «К» (в); серии «М» (г) для координатно-измерительных машин и шлифовального оборудования

Подбор упругих элементов в этом случае существенно затруднен, а при недостаточно тщательном подборе или при изменении режима работы станка упругие элементы могут вызвать даже усиление вибраций.

Виброизолирующие устройства современных станков

Рис. 1.7. Виброизолирующие устройства современных станков: а,б- с применением спиральных пружин; в, г, д -тросовые, спиральнотросовые и тросово-резиновые виброизоляторы; е,ж,з - коврики и прокладки спирально-тросовые, резиново-эластомерные и резиновые

В случаях, когда требуется особо высокая чистота обработанной поверхности, в качестве наиболее рациональных вариантов могут служить фундамент с пружинной виброизоляцией с применением спиральных пружин (рис. 1.7, а, б), тросовых, спирально-тросовых и тросоворезиновых виброизоляторов (в, г, д), а также коврики и прокладки спирально-тросовые, резиново-эластомерные и резиновые (е, ж, з) [191].

Этот фундамент способствует повышению точности работы шлифовального станка, установленного на мягком грунте, предохраняя несущую систему от возможных колебаний и деформаций. Виброизоляторы по виду трения могут быть как с воздушным, так и с сухим трением.

Виброизоляторы применяются для гашения колебаний, создаваемых работой механизмов, в частности приводами передачи мощности и движения, а также колебаний, появляющихся во втулках, подшипниках и т.д. при их износе. Поскольку от качества виброизоляции станка во время его работы зависит не только качество обработанной поверхности (ее волнистость, шероховатость), но и выполнение ГОСТов и стандартов ISO по охране труда, то отсюда следует, что в условиях ужесточения требований по допускам в вышеуказанных стандартах требуется производить модернизацию виброизолирующих устройств, опор и ковриков.

Для виброизоляции станков применяют: резинометаллические опоры, виброизолирующие коврики и виброизоляцию фундамента при жестком креплении станка на нем. Также применяются виброизолирующие устройства для снижения вибраций в каждом частном случае их появления (в шпинделе, люнете, креплении инструмента и т.д.). Устройства для снижения вибраций подразделяют по принципу действия и по объекту применения.

В настоящее время имеется достаточно широкий выбор виброопор для разных условий эксплуатации. Тип АФД предназначен для эксплуатации в условиях вибрации с частотой до 300Гц и пиковым значением ускорения до 5g, при ударных импульсах до 10g и линейных ускорениях той же интенсивности.

Конструкция виброизоляторов типа АРМ (упругие элементы выполнены из стальной путанки) допускает изменение их жесткости с помощью регулировочных опорных шайб. Рабочий диапазон их частот - от 5Гц до 150077/ при амплитудах вибрации основания до 25мм на низких частотах и ускорениях до 30g на высоких частотах.

Тип ДК наиболее простой по конструкции и имеющий неплохие показатели. Состоит из сетчатых деталей, имеющих форму колокольчиков. В цельнометаллических виброизоляторах упругий элемент выполнен в виде пружины (рессорного типа или гофрированных лент) или из металлической витой проволоки или сетки. В последнем случае имеются широкие возможности получения различных демпфирующих свойств за счет придания им определенной формы. Такие виброизоляторы отличаются достаточной надежностью и долговечностью, а при совместном использовании в качестве упругого элемента параллельно работающих пружин и сетчатых подушек они характеризуются стабильностью свойств даже при интенсивных динамических нагрузках и в тяжелых климатических условиях. Конструкции виброизолирующих устройств и опор подвергаются постоянным модернизациям, но существует также другой путь повышения виброизоляции станков. Это создание сложных схем компоновки опор под станиной, где размещение опор и способ крепления станины к опорам дает эффективное уменьшение паразитических вибраций за счет уменьшения деформации станины и как следствие, осевых смещений элементов станка. Совмещая данные методы, можно создавать достаточно эффективные системы виброизоляции оборудования.

Примеры виброизоляторов, рекомендуемых для использования в виброизолирующих опорах прецизионных станков, приведены в табл. 1.1 [78].

В зависимости от материала резины и размера опоры она выдерживает нагрузку от 600 Н до 2700 Н. Арматура опоры защищает резину от воздействия масел, растворителей, солнечного света. Резинометаллические опоры, в которых резина работает на сжатие, обеспечивают виброизоляцию и в горизонтальном направлении, причем, более эффективно, чем в вертикальном. Это объясняется меньшей жесткостью опоры на сдвиг и, следовательно значительно более низкими частотами собственных колебаний станка на опорах в горизонтальном направлении.

Пневматические виброизолирующие опоры фирмы «Vibrodynamics» имеют разные конструктивные исполнения и рекомендованы для широкой гаммы технологического оборудования - от кузнечно-прессового до координатно-измерительных машин [190]. Однако, сложность конструкции пневмоэлементов, узкий диапазон частот демпфируемых колебаний в каждом конкретном исполнении виброизолирующих опор (серий «L», «К» и «М»), а также ограниченный ресурс и низкая несущая способность сдерживают их применение в условиях производства.

Применение различных упругих опор позволяет получать различные собственные частоты вертикальных колебаний станка/0:

  • 1) для f) > 25 Гц - прокладки из резины, пробки, фетра, пластмасс и т.п.;
  • 2) для 25 Гц > /о > 10 Гц - резиновые и резинометаллические опоры, в которых резина работает на сжатие;
  • 3) 10 Гц > /о > 5 Гц - резинометаллические опоры, в которых резина работает на сдвиг, опоры из объемной металлической сетки;
  • 4) для /0<10Л|- спиральные или листовые стальные пружины.

Таблица 1.1

Виброизолирующие опоры для металлорежущих станков

Общий вид

Конструктивные

типы

Свойства,

назначение

1

Резинометаллические

Простота конструкции, регулировка станка на опоре, низкие демпфирующие свойства, невысокая надежность

2

У пруто-сетчатые

Простота конструкции, узкий спектр частот демпфируемых колебаний, малая надежность

3

Пружинные

Простота конструкции, большой ресурс работы, работа в агрессивных средах, виброзащита только в осевом направлении

4

Резинометаллические

ОВ-31,ОВ-33

Малое демпфирование, необходимость защиты от внешних воздействий среды, виброзащита в осевом и продольном направлениях

5

Пневматические 6М, 8М (фирмы «V ibrodynamics»)

Сложность конструкции пневмоэлементов, узкий диапазон частот демпфируемых колебаний, низкая несущая способность

Частоту собственных колебаний /0 можно определить по формуле

[111]:

где к - отношение жесткости опоры при колебаниях к жесткости при статическом нагружении; Дст - статическая деформация опор от веса станка.

Неправильный выбор виброизолирующих опор может привести к усилению вибраций, если окажется, что/о и частота возмущающей силы/ близки. Для обеспечения пассивной виброизоляции (т.е. изоляции станка от колебания основания) высокоточных, в том числе шлифовальных станков, значения / необходимо определять в результате специальных исследований, не исключая возможности совершенствования конструкций существующих виброизолирующих опор и разработки принципиально новых, более рациональных вариантов их исполнения. При упругой установке станок изолирован от внешней среды. При этом влияние внешних возмущений на работоспособность станка меньше, но уровень перемещений и колебаний от возмущений, действующих в станке - больше. Разные способы установки обеспечивают различную степень чувствительности станка к колебаниям основания и возмущениям, действующим в станке. Чем ниже частоты собственных колебаний, определяемые жесткостью опор и массой системы, тем выше степень виброизоляции. При одних и тех же частотах собственных колебаний системы чем больше масса системы и жесткость опор, тем ниже уровень колебаний, вызываемых работой механизмов станка. В соответствии с этим наиболее эффективным, но и наиболее дорогим средством виброизоляции, применяемым для особо точных станков, являются фундаменты на пружинах, а наиболее дешевым, обеспечивающим удовлетворительную степень виброизоляции для большинства станков средних размеров, упругие виброизолирующие опоры [164, 189].

Однако ни один из вышеприведенных типов виброизолирующих опор и устройств не приемлем в условиях плавучих мастерских для шлифовальных станков в силу особенностей эксплуатации при значительных внешних воздействиях и возможностью горизонтальных смещений оборудования при качке плавучего основания. На палубах плавучих мастерских, как правило, фиксация станков, в том числе и шлифовальных, обеспечивается фундаментом, который не обеспечивает достаточного уровня виброизоляции вследствие значительных колебательных воздействий как от внешнего оборудования, так и от внешней среды через плавучее основание и поверхность палубы. Традиционные виброизолирующие опоры станков, проанализированные ранее, не могут быть использованы на плавучих мастерских по причине невозможности их функционирования в условиях качки плавучего основания и горизонтальных смещений под ее воздействием.

 
Посмотреть оригинал
< Пред   СОДЕРЖАНИЕ   ОРИГИНАЛ     След >