автореферат диссертации по технологии, машинам и оборудованию лесозаготовок, лесного хозяйства, деревопереработки и химической переработки биомассы дерева, 05.21.05, диссертация на тему:Обоснование параметров вальцовых механизмов подачи фрезерно-обрезных станков

Санкт-Петербургская лесотехническая академия

Од

0 На правах рукописи

кел.ов Виктор Григорьевич

обоснование параг/ьтров ВАЛьцоВиХ и.;.д:„:;::.;ов

ПС]1ДЧ>; ФРЕЗЕРН0-0ЕРЕЗ}-1иХ СТА1ЖСВ

05.2i.C5 - Технология к оборудование деревообрабатывающих производств, древесиноведение

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени

кандидата технических наук

тйург 1С03 ♦

Работа выполнена на кафедре Станков и инструментов деревообрабатывающих производств Санкт-Петербургской лесотехнической академии.

НАУЧНЫЙ РУКОВОДИТЕЛЬ - кандидат технических наук, доцент

МАЛЫШЕВ Ю.В.

ОФИЦИАЛЬНЫЕ ОППОНЕНТЫ - доктор технических наук, профессор

ЯСИНСКИЙ B.C.

- кандидат технических наук ТАРАСОВ С.П.

ВЕДУЩАЯ ОРГАНИЗАЦИЯ - Головное конструкторское бюро по деревообработке, ГКБД.

Защита состоится "¿JL" А-Д-^В/у 199_Ъ г. в " ^ ^" часов на заседании специализированного Совета Д 063.50.01 в' Санкт-Петербургской лесотехнической академии /194018, Санкт-Петербург, Институтский пер., 5, Главное здание, зал заседаний/

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке лесотехнической академии.

Автореферат разослан 199 3 г.

Ученый секретарь специализированного Совета

д.т.н., проф. Анисимов Г.М.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА. РАБОТЫ

Актуальность теми. На современном этапе развития деревообрабатывающего оборудования характерны тенденции к повышению их производительности, росту рабочих нагрузок, экономичности и надежности. Возможность удовлетворить наилучшим образом столь противоречивым требованиям реальна только при тщательном анализе движений в станках с учетом всех основных силовых факторов, используя методы динамики машин.

Динамические исследования, теоретические и экспериментальные, позволяют выбрать рациональную схему станка, оценить точностные и прочностные характеристики и более обоснованно выбрать размеры и материалы деталей.' Для решения этих вопросов наиболее принципиальное значение имеет определение динамических характеристик: собственных частот и форм колебаний, резонансных амплитуд, динамических ошибок и динамических нагрузок в механизмах станков, с использованием математических моделей различной сложности.

Ведущие научно-исследовательские институты и проектно-конструкторские бюро занимаются разработкой лесопильного оборудования, в том числе агрегатного. Для получения обрезных пиломатериалов и технологической щепы Вологодским ГКБД разработан фрезерно-обрезнок станок модели Ц2Д-1Ф, механизм резания которого состоит из двух независимых фрезерно-пильных головок с консольным расположением режущего инструмента, а механизм подачи состоит из двух секций, передней и задней, имеющих по два нижних приводных вальца. Привод каждой из секций автономный. Прижим древесины осуществляется верхними непри-воднши вальцами. Паспортная скорость подачи - 150м/мин.

Высокие скорости подачи, значительные нагрузки, возникающие в механизме подачи, вызывают необходимость проведения динамического анализа станка, и, в частности, механизма подачи. Учитывая, что фрезерно-обрезные станки непрерывно совершенствуете.;, результаты динамического анализа могут быть использован;: :-ак ири проектировании новых механизмов подачи, тик -."уч^енка параметров существующих вальцовых меха-

_____ У.-учен,-ни о эксплуатационных показателей ме-

ханизма подачи путем совершенствования динамических характеристик его элементов.

Задачами работы являются:

- построение математической модели механизма подачи;

- теоретическое и экспериментальное определение упруго-инерционных характеристик деталей и узлов механизма подачи;

- теоретическое и экспериментальное определение моментов сил сопротивления;

- обоснование теоретического метода определения упруго-инерционных характеристик механизма подачи при проведении динамического анализа путем сравнения результатов, полученных экспериментальными и теоретическими методами;

- теоретическое определение динамических ошибок и динамических нагрузок элементов механизма подачи.

Научная новизна работы. Разработана трехмассовая математическая модель механизма подачи, позволяющая исследовать свободные и вынужденные крутильные колебания системы, определять величины динамических ошибок и нагрузок в элементах при выполнении рабочего процесса.

Практическая значимость работы. Предложена методика расчета динамических характеристик механизма подачи фрезерно-об-резного станка. Определены динамические ошибки на выходном звене и динамические нагрузки в элементах привода механизма, что позволяет использовать их при проектировании механизмов подачи с обратной связью.

Реализация работы. Результаты исследований и обоснован- ' ные рекомендации использованы при создании и совершенствовании механизмов подачи фрезерно-обрезных станков.

Апробация работы. Основные результаты работы были доложены на научно-технической конференции ЛТЛ в 1990 году, на заседаниях кафедры "Станки и инструменты деревообрабатывающих производств".

Публикации. По результатам проведенных исследований опубликовано две печатных работы.

Структура и объем работы. диссертация состоит из введения, шести разделов,"основных выводов и рекомендаций, списка литературы. Общий объем работы 159 е., включая 58 рисунков, 9 таблиц, список литературы - 94 наименования.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы исследований, [юрмулирована цель работы и основные научные положения, выно-алые да защиту.

Первой раздел посвящен состоянию вопроса, в нем отмечена щчимость динамического анализа механизма подачи фрезерно-об-?зных станков, рассмотрены методы определения и исследования шакических характеристик механизмов подачи дереворежущих ганков.

В ведущих научно-исследовательских и проектно-конструктор-сих организациях, занимающихся разработкой оборудования для зсопиления /ЦИМОД, ГКБД/, давно ведутся работы по совершекс-юванию фрезерно-обрезных станков. Известны работы Сумароко-I А.Л., Боровикова Е.1.,. и Кудрявина Г.В., Кривоногом Т.д., ■рбины В.А. и других. Однако, все эти работы посвецены конст-'кциям фрезерно-обрезных станков, применяемому рехущему ¡олрументу, качеству вырабатываемых пиломатериалов и техно->гической щепы. Вопросам динамики внимание практически не 1еляется. а

Исследованиям механизмов подачи дереворажущих станков ювяздены работы М.СЛ'овнина, Н.Ваковского и других. В рабо-¡„.С.л.овнина рассматриваются вопросы исследования древесин:; материала, пропускаемого через органы подачи, даются ме-'а. :исчета гладких и рифленых вальцов, а также гусеничных дач.

Моделированию системы "Станок - приспособление - инстру-кт - дети." посвяхены работы С.А.Аиостолюка, В.В.Амалип-го ".'. ■ Нуллер. Результатом этих работ явилось определе-о влияния инстру1.:онта и изра.уетрсв обработки на вибрации сис-мы. '-..сделк систем, приведекньч. в работах этих исследовате-¡':, учитыва.--)': влиянии цр;:водксго двигателя на динамически^ г.а;:тс.-рпсмеханизмов код-лч;:, не позволяет определить пер-незиг-с т;?ственнь'е частоты и 'Ьоркы колебаний, ре-¿с амплитуды.

Рассмотрен!.: сухьствущие подходы к определению упругих ккерппокнкх свойств моделируеиых механизмов, собственных стот и '!орм колебаний, динамических оаибок и нагрузок.

Анализ опубликованных работ показал, что нет теоретичес-

ких исследований рабочих процессов торцово-конического фрезерования, динамики сил и элементов привода механизма подачи, которые могли бы. служить научной основой проектирования механизмов подачи фрезерно-обрезных станков.

Второй раздел посвящен теоретическому исследованию динамических характеристик механизма подачи фрезерно-обрезного станка.

В качестве исходной была принята пятимассовая цепная разветвленная динамическая модель, приведенная к ротору электродвигателя, который заменен заделкой. В дальнейшем исходная модель была упрощена до трехмассовой /рис. 1/ методом замены порциальных систем на порциаяьные системы другого типа.

Рис. 1. Упрощенная расчетная схема механизма подачи фрезерно-обрезного станка. С, - приведенная жесткость вала двигателя; Сг - приведенная жесткость ветви первого вальца; Сз - приведенная жесткость ветви второго вальца;

31 - приведенный момент инерции шкива электродвига-

теля;

32 - приведенный момент инерции ветви первого валь-

ца;

33 - приведенный момент инерции ветви второго валь-

Упругие и инерционные характеристики находились расчетно-

/ / / / / /

С,

ца.

экспериментальным путем по известным методикам.

Описание функционирования механизма было проведено на базе уравнения Лагранка второго рода. На первом этапе теоретических исследований были найдены собственные частоты и формы колебаний системы. В развернутом виде система уравнений свободных малых колебаний системы выглядит следующим образом

= 0 /1/

Решая эту систему уравнений получим значения трех первых собственных частот колебаний системы. Лля системы, изоб--раженной на рис. 1, значения собственных частот составили ^ = 15 Гц; = 15 Гц; /3 = 116 Гц. Совпадение первой и второй собственной частоты объясняется одинаковыми параметрами ветвей расчетной схемы. Частота возмущающей силы от вращения приводных вальцов и вращения ротора двигателя составляет соответственно = 2,4 Гц и = 24 Гц, а при резании четырех-ножевой фрезой составляет Др = 109 Гц.

Анализируя собственные частоты колебаний видно, что частота возмущающей силы при резании находится между второй и третьей собственны.!! частотам;:, т.е. данная система может быть адекватно описана трех!.:ассовой динамической моделью для решения наших задач. Частота возлущающей силы от вращения приводных вальцов и вращения ротора двигателя находится на значительном удалении от первой собственной частоты колебаний механизма подачи, поэтому нет опасности возникновения резонанса.

Наибольшую опасность возникновения резонанса представляет влияние частоты возмущающих сил-от работы фрезерно-пильных головок. При этом наиболее опасным режимом работы является асинхронное вращение фрез и угол рассогласования ножей, равный нулю.

для анализа вынужденных колебаний необходимо найти обобщенный момент сил сопротивления, изображенной на рис. 2, представленной в виде массы 171 , двигающейся со скоростью Уо и жесткостью взаимодействия С и ударяющейся о неподвижную абсолютно жесткую поверхность.

- ь -

т

Уо

с

АМ-

|/

/

/ /

Рис. 2. Схема к расчету момента сил сопротивления. Уравнение движения тела до удара в общем виде выглядит следующим образом

Г=тУ. /2/

При ударе тела о преграду возникает сила сжатия, пропорциональная деформации тела. Деформация тела представляет собой разность между текущим и начальным значениями координаты

Р=-с(У-У0), /з/

где У - текущее значение координаты; У0- начальное значение координаты.

Чо =Уо±. /4/

Подставляя /4/ в /3/, а затем приравняв /3/ и /4/, раскрывая скобки, перенося члены, содержащие текущее значение координаты в левую часть уравнения и введя обозначение

_С по

г

/5/

получим

у + = /6/

Решим это уравнение при следующих начальных условиях: £ = 0; У = 0; У =А\4> , где £ - коэффициент восстановления при ударе 0<к<1 •

Опуская промежуточные выкладки, запшем максимальную величину текущей координаты

= (агееоз^ -)Г(М)7- Л

/7/

.'„аксимальная сила, действующая на тело будет равна

Учитывая, что скорость резания определяется

М

где [) - диаметр резания;

и> - частота вращения инструмента, с"^, касательная сила резания при фрезеровании одним ножем торцово-конической фрезы будет иметь вид

Момент сил сопротивления, действующий на приводные вальцы от влияния горизонтальной составляющей касательной силы реза'ния, запишется в общем виде следующим образом

где 2 - количество фрез;

^ - среднее значение утла контакта ножа с древесиной, град;

- радиус приводного вальца. Для исследования вынужденных колебаний механизма подачи воспользуемся трехмассовой расчетной схемой /рис. 3/.

/Ю/

/и/

Л %

/ / /

С1

/

Рис 3. Схема расчета вынужденных колебаний.

Уравнение движения в главных координатах имеет вид

где Г; (¿Ай')^' ,

Л - матрица инерционных коэффициентов;

-я форма колебаний на £ -ой собственной частоте; - £ -я главная координата

V.=

)- обобщенная сила. Решим уравнение /12/ и перейдя к обобщенным координатам получим выражения для динамических ошибок по углу поворота и угловой скорости

мТ /13/

и

¡ы = 2 ( и сози-ь +

М

где Мс1~ момент сил сс,:;: отна^с-н;;.-: -го ьальца.

Динамические нагрузки, в ь:-лах привода

Мгии ж = См (српл - ^--г ) , /15/

где С+*\ - жесткость ы-гс элемента.

Третий раздел посвящен методике экспериментальных исследований. Экспериментальные исследования проводились на установке, созданной на базе фрезерно-обрезного станка

Жесткость узлов и деталей измерялась в тон системе, в которой он реально работает, т.е. непосредственно на станке. Моменты инерции вальцов определялись методом, основанном на законе колебаний физического маятника.

Параметры моментов и сил резания измерялись электротензо-метрическим методом. Съем сигналов с движущихся элементов осу-

ществлялся с помощью ртутно-амальгамированных токосъемников. В качестве регистрирующей аппаратуры использовались тензоусили-тели УТ4-1, светолучевой осциллограф Н 117/1 с избирателями пределов. Мощность на резание определялась с помощью измерительного комплекта К 505, трансформатора тока УТТ-5М, преобразователя мощности, электрического фильтра и усилителя ТОПАЗ 4-01.

Угловая частота вращения измерялась по отметкам оборотов на осциллограмме.

При обработке результатов экспериментальных исследований применялись программы из математического обеспечения ЭВМ.

В четвертом тазлеле приведены результаты экспериментальных исследований статических и динамических параметров механизма подачи и резания.

При исследовании крутильной жесткости узла шлицевой вал -валец полученная для первого и второго вальца передней секции жесткость составила соответственно 1870 н.м./рад., 1750 н.м./рад., а для первого и второго вальца задней секции - 1700 н.м./рад., 1780 н.м./рад. Расхождения расчетных и экспериментальных данных составляют: для передней секции - Ъ% и 1,7$, для задней секции - 4,2$ и 0,06$.

Исследование жесткости фрезерно-пильных головок в горизонтальном направлении дало следующие результаты: для левой фре-зерно-пильной головки 92640 н.м., для правой - 89500 н.м.

Фрагмент осциллограммы касательной силы резания показан на рис. 4.

Р, кИ

Р, *н

Рис. 4. Касательная сила резания при торцово-коническом фрезеровании сосны, h = 25 мм> Sop - 150 мм.

Были записаны мгновенные значения касательной силы резания для легюй фрезерно-пильной головки, и составляющие Р* и Ру~ для правой. На осциллограмме касательная сила рса-ния четыре раза за один оборот фрезерно-обрезной головки достигает экстремальных значений через 50° оборота. Наиболее ятзны экспериментальные 'значения при максимальной ширине фрезерования.

Фрагмент осциллограммы крутящего момента на залу приводного вальца показан на рис. 5.

М. н-м Ш|-

торцово-коническом фрезеровании д;евесины сос-' ны,. Ь = -25-мм, В<р - .

.. --»•"* При .суммарной ширине фрезерования^^" мм амплитуда колебаний-крутящего момента на одном-ёалу составила в среднем 37С н.м. , при ширине фрезерования 200 мм - 2оС- н.м., а при ширине фрезерования 100 км - 150 к.м.

Крутящий момент на валах приводных вальцов пропорционален горизонтальной составляющей касательной силы резания.

Частота основных колебаний крутящего мом.йнта совпадает с частотой возмущающей силы от горизонтальной систавля-ющей касательной силы резани^ и составляет На: - НС 1ц.

Перед входом доски в заднкь, секцию механизма подач»: возмущение от фрезерования воспринимает передняя секвдя механизм подачи, а поел«,- выхода доски из не} еяней секции возмущение от фрезерования воспринимает запняя секция. При этом крутящий момент на валах приводных вальцов

подающей секции примерно в 2 раза выше, чем при подаче обедали секциями.

Мощность,потребляемая двигателем механизма резания на холостом ходу, составляет около 4 кВт. При резании наблюдается пульсация мощности с частотой возмущающей силы и амплитудой 1-3 кВт.

Пятый раздел шсвящен результатам экспериментально-теоретических исследований механизма подачи фрезерно-сбрезного станка.

Приводятся уточненные собственные частоты и формы колебаний приводных вальцов, рассчитанные с учетом экспериментально определенной крутильной жесткости. Для передней секции механизма подачи собственные частоты составляют: £ = лг = 15,1 Гц; #3 = 117 Гц, для задней - jf, = £ = 14,9 Гц;

- 115 Гц. Собственные частоты и формы колебаний на этих частотах обеих секций, определенные с учетом экспериментальных данных, незначительно отличаются от результатов, полученных с учетом теоретических данных.

На третьей собственной частоте имеется опасность возникновения основного резонанса из-за близости частоты возмущающей силы. Рассмотрена возможность устранения опасности резонанса увеличением собственной частоты колебаний механизма до зарезонансного уровня за счет изменения упруго-пнерциотшх характеристик без изменения конструкции механизма.

¡.айдсны динамические ошибки по углу поворота и динамические нагрузки, возникающие в элементах механизма подачи. Динамические сшибки по углу поворота для систем, расчитан-ных с учетом экспериментальных данных, незначительно отличаются от динамически отоюок системы, расчитанной с учетом теоретических данкнх.

Сравнивая амплитуду динамических ошибок по углу поворота на выходном звене, мо^но отметить, что амплитуда динамических ошибок предлагаемого варианта механизма подачи ниже на ЗУ'. ,

Определены ддакхчссхке ошибки по угловой скорости предлагаемого варианта, систем, расчитанных с учетом экспериментальных данных, и системы - с учетом теоретических данных.

Амплитуда максимальной динамической ошибки предлагаемого варианта механизма подачи меньше, чем имеющегося в 1,6 раза. Амплитуды кривых динамических нагрузок изменяются пропорционально изменению моментов сил сопротивления. Сравнивая кривые динамических ошибок и динамических нагрузок, видно, что амплитуды кривых динамических ошибок отстают по фазе на ЗХ/2 от амплитуд кривых динамических нагрузок.

В шестом разпеле изложена методика и произведен расчет экономической эффективности от внедрения результатов проведенных исследований.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ

1. Разработанная математическая модель динамической системы позволяет определить динамические характеристики приводных вальцов механизма подачи фрезерно-обрезного станка при вращении на холостом ходу и выполнении рабочего процесса.

При этом установлено, что требованиям инженерного расчета удовлетворяет трехмассовая расчетная схема.

2. Теоретические и экспериментальными исследованиями выявлено, что существенное влияние на момент сил сопротивления при выполнении рабочего процесса оказывает крутильная жесткость узла "шлицевой вал - шпиндель" и частота вращения инструмента.

3. Момент сил сопротивления пропорционален горизонтальной составляющей касательной силы резания и обратно пропорционален частоте вращения вальцов, ».аксимального значения

он достигает в момент выхода нска из древесины. Частота возмущающей силы находится в пределах \L2-Vu! 1ц.

4. Характер изменения динамических ошибок по углу поворота, угловой скорости, а также динамических нагрузок

на элементы привода определяется законом изменения момента сил сопротивления подачи, динамические ошибки по угловой скорости отстают по фазе на /2 от динамических нагрузок.

5. Частота возмущающей силы от горизонтальной составляющей касательной с ¡и: и резания на Ьп меньше третьей собственной .частоты, что допускает возможность возникновеп/л

резонанса. Возмущающие силы от вращения ротора электродвигателя и вращения приводных вальцов существенного влияния на работу механизма не оказывают.

6. При увеличении предельной крутильной жесткости на втором и третьем участке до 25100 н.м./рад. и уменьшении приведенного момента инерции второй и третьей массы до 1,482 кг.м устраняется опасность возникновения резонанса на третьей собственной частоте. Динамические ошибки на выходном звене при этом уменьшаются почти в 2 раза.

7. Расхождение расчетных и экспериментальных данных жесткости не превышает 5% и при определении динамических характеристик механизма не оказывает существенного влияния.

8. Расчетный экономический эффект от улучшения эксплуатационных свойств механизма подачи за счет обоснованного выбора параметров составляет 704 руб. на один станок в ценах 1S20 года.

По материалам диссертации опубликованы следующие работы:

1. Межов В.Г., Тракало Ю.И. К вопросу об оценке динамических приводных механизмов деревообрабатывающих станков. - СПб., 19S2. - 11 с. Представлена ЛТА. Деп. в ВНИПИЭИлеспром,

№ 2851.

2. Тракало Ю.Й., Межов В.Г., Кузнецов Л.Д. Определение инерционных и квазиупругих коэффициентов для описания движения приводных механизмов фрезерно-обрезного станка при помощи уравнения Лагранжа второго рода. - Екатеринбург, 1S92. - 7 с. Представлена УЛТИ. Деп. в ВНИПИЭИлеспром,

№ 2768.