Вопрос 36: Выбор двигателя. Динамика привода главного движения.

Двигатели приводов главного движения.

Асинхронные односкоростные электродвигатели получили преимущественное распространение в приводах главного движения со ступенчатым регулированием в связи с их небольшой стоимостью, высокой надежностью, возможностью значительных перегрузок ц жесткостью механической характеристики. Они не требуют применения специальных преобразователей, усилителей, имеют небольшие габариты и массу. Частота вращения двигателя

где f — частота переменного тока сети, Гц (обычно f= 50 Гц); S — скольжение ротора; р — число пар полюсов в обмотке статора.

Однако в этом случае привод обычно содержит сложную многоступенчатую коробку скоростей, затруднена также автоматизация переключения скоростей.

Иногда применяются многоскоростные асинхронные электродвигатели, в которых частота вращения изменяется за счет переключения числа пар полюсов р. Чаще всего применяются двухскоростные двигатели, при этом упрощается коробка скоростей за счет исключения соответствующего двойного блока; скорость вращения шпинделя можно автоматически изменять в два раза, так как двигатели имеют синхронные частоты вращения п_Д - 1500/3000, п_Д = 750/1500 или п_Д = 500/1000 об./мин. Очень редко применяют трех и четырехскоростные электродвигатели. Стоимость, габариты и масса многоскоростных электродвигателей существенно выше, чем у односкоростных.

В приводах главного движения станков с бесступенчатым регулированием, особенно с ЧПУ, применяют регулируемые электродвигатели постоянного тока, с двухзонным регулированием, частота вращения которых

где U_я,I_я,r_я — соответственно напряжение, сила тока и сопротивление в цепи якоря; Ф_в — магнитный ток возбуждения; С — постоянная двигателя.

При этом момент на валу двигателя

где kм — коэффициент пропорциональности.

Регулирование частоты вращения двигателя от минимальной п_д min до номинальной п_н происходит за счет изменения подводимого к якорю напряжения U_я при постоянном моменте М_д. Мощность двигателя Р_д увеличивается пропорционально частоте его вращения, достигая номинального значения при п_н. Дальнейшее регулирование до п_д max происходит за счет уменьшения магнитного потока возбуждения при постоянной номинальной мощности, момент Мд при этом уменьшается. Таким образом, двигатель имеет зону регулирования с постоянной мощностью при диапазоне (RД)р = (п_д ) / п_н.. Величина этого диапазона обычно не превышает 2,5—6.

В другой зоне работы диапазон регулирования с постоянным моментом (R_д)М/ = п_н/( п_д )min может быть достаточно большим. Как правило, диапазон (RД)р существенно меньше требуемого на шпинделе диапазона регулирования Rp (рис. 5.36). Поэтому для его расширения последовательно регулируемому двигателю включают коробку скоростей с диапазоном регулирования R_к и числом ступеней скорости Z_K, равным 2, 3 или 4 (рис. 5.36,а). Условный график частот вращения такого привода с Z_K = 3 изображен на рис. 5.36,6. При этом регулируемый двигатель и коробка скоростей представленны как последовательно соединенные групповые передачи с соответствующими диа- пазонами регулирования, причем Rp = (RД))рR_к. Максимальная частота вращения шпинделя п max

получена от ( п_д ) тах при передаточном отношении коробки i1, соответственно — п_Р от п_н при передаточном отношении i3. Величина п тiт с учетом передаточного отношения i3 определяет необходимую для конкретного привода минимальную частоту вращения двигателя ( п_д )min.

Диапазон R_к = (φк^{Zк- 1}, где φ_к — знаменатель ряда передаточных отношений в коробке скоростей. Если φ_к <(R_Д)p, то получается перекрытие частот вращения R_np на шпинделе в пределах диапазона Rр.

Следует учитывать, что несмотря на возможность бесступенчатого регулирования частот вращения на шпинделе, обычно для удобства управления переключение частот вращения осуществляется ступенчато по закону геометрической прогрессии со знаменателем φ=1,12 или φ=1.06. Недостатки двигателя постоянного тока связаны с наличием коллекторно- щеточного узла, что снижает его надежность и ограничивает максимальные частоты вращения. Поэтому в последнее время в станках применяются бесколлекторные вентильные двигатели и регулируемые за счет изменения частоты f (формула (5.5)) асинхронные двигатели переменного тока. Однако их диапазоны регулирования с постоянной мощностью также ограничены, и структура привода остается такой же, как и рассмотренная ранее.

Регулируемые электродвигатели, системы их управления существенно удорожают привод, однако механическая часть привода значительно упрощается. Наличие в современных регулируемых двигателях датчика углового положения ротора и электромагнитного тормоза позволяет создать унифицированные приводы главного движения в виде компактного мехатронного узла — мотор-шпиндель с микропроцессорным управлением без всяких промежуточных механических элементов.

Гидравлические двигатели в виде гидроцилиндра получили широкое применение при небольшой длине хода (обычно до 1,2 м) в приводах главного движения с поступательным перемещением рабочего органа. (Например, в протяжных станках.) Иногда применяются и гидромоторы для получения вращательного движения шпинделей (например, в шпиндельных головках). Преимущества гидропривода связаны с простотой осуществления реверсирования, торможения и бесступенчатого регулирования скоростей в широком диапазоне, ма- лыми габаритами, возможностью непосредственного без всяких механических передач соединения двигателя с исполнительным органом станка. Главными недостатками гидропривода являются сложность коммуникаций и меньшая надежность

В высокоскоростных инструментальных головках в качестве приводного двигателя иногда используется пневмотурбинка, посаженная непосредственно на шпиндель.

Учет динамических нагрузок, действующих в приводе

В кинематических цепях коробок скоростей могут возникать динамические нагрузки, которые увеличивают статические нагрузки и, как правило, приводят к крутильным колебаниям валов привода.

Возникновение динамических нагрузок зависит от переходных процессов в период пуска и останова шпинделя и от периодически изменяющихся усилий резания в процессе обработки.

В станках с частыми пусками и остановами шпинделя необходимо учитывать инерционные воздействия, которые могут значительно превышать момент, приложенный в двигателе. Опреде- ление динамических нагрузок в приводе является сложной задачей, так как на переходные процессы влияет целый ряд факторов (жесткость, силы трения, характеристика двигателя и др.). Привод в первом приближении можно рассматривать как упругую систему с массами на концах (рис. 63, а). Если приведенные моменты инерции двигателя и рабочего органа (шпинделя) станка обозна-

чить J1 и J₂, момент двигателя M₁ и момент сопротивления (от сил трения при пуске и торможении) М₂, то можно получить общие дифференциальные уравнения движения для двигателя и рабочего органа станка, аналогичные уравнениям, рассмотренным выше [см. формулу (30), гл. 2].

Величина демпфирования зависит от рассеивания энергии колебаний в электродвигателе и в механической системе (в материале деталей, в стыках, в специальных демпфирующих элемен- тах).

Решение уравнений (25) позволит определить характер движения и динамические нагрузки в приводе. Если не учитывать демпфирования в упругой системе привода, т. е. принять силы сопротивления, которые пропорциональны угловой скорости φ,равными нулю, получим

Решение этого общего уравнения производят в зависимости от начальных условий, которые назначают, исходя из условий пуска или торможения [4].

При пуске шпиндель станка за некоторый промежуток времени изменяет скорость движения от нуля до установившегося значения. Начальные условия при пуске (при t — 0) следующие: φ= 0 и φ = 0.

Характер движения при разгоне зависит также от момента M₁ который зависит от механической характеристики двигателя, и от момента M ₂, который определяется природой сил сопротивления (сил трения) в элементах привода.

Решение дифференциального уравнения (27) с учетом указанных начальных условий и при постоянных моментах М₁ и М₂

Возникающий в упругой системе момент

где f — частота собственных колебаний упругой системы [см. формулу (38)].

Если считать, что момент инерции J₂ значительно больше J₁ что часто наблюдается в главном приводе тяжелых станков, то приняв J 1 — 0, получим

Таким образом, при переходных процессах (пуске, торможении, реверсе) динамические нагрузки в главном приводе могут достигать значительных величин [3] и их надо учитывать, особенно для станков с частыми включениями привода.

Решение дифференциального уравнения (25) с учетом затухания в системе привода при постоянных моментах M_t и М₂ приводит к зависимости

где Ь—параметр, характеризующий затухание (декремент затухания).

Соответственно углу закручивания изменяется и крутящий момент М = k * φ. График изменения крутящего момента в период mпуска с учетом затухания в системе показан на рис. 63, б.

Для станков с периодически изменяющимися усилиями резания, таких, как фрезерные, протяжные, строгальные и пр., динамические нагрузки на детали коробки скоростей действуют также и в период обработки. Например, для фрезерных станков крутящий момент от сил резания, приложенный на шпинделе, является некоторой функцией времени М_кр = f(t). Эта функция опреде- ляется характером фрезерования.

Если зубья фрезы врезаются в металл с нулевой толщиной стружки, то нарастание М_кр происходит постепенно. Если при врезании зуба сразу происходит снятие некоторой толщины ме- талла, то происходит удар — мгновенный скачок М_кр. Практически возрастание М_кр происходит не мгновенно, а за некоторый промежуток времени. Если теоретически или экспериментально

установлен характер функции М (t), то на основании исследования возникающих крутильных колебаний можно установить значения крутящих моментов, учитывающих динамику процесса

резания.

Для этой цели следует составить дифференциальные уравнения, аналогичные уравнениям (25), где вместо момента сопротивления от сил трения будет момент сопротивления от сил резания как функция времени М (t). Эта функция времени является следствием тех сложных процессов пластического деформирования, которые происходят при резании и от которых зависит значение усилия резания Р. При этом следует иметь в виду, что взаимодействие инструмента с заготовкой является частью общей замкнутой динамической системы станка.

Для расчета динамических процессов в приводе в первом приближении следует исходить из простейших характеристик резания, которые учитывают основные факторы и позволяют указать характер функции Р = f(t).

Зависимость усилия резания (а следовательно, и крутящего момента) от времени можно выразить соотношениями [36] и [46], которые вытекают из уравнений пластичности, упругости, теплопередачи и механических свойств обрабатываемого материала (рис. 64):

1. При учете в этих уравнениях только членов, зависящих от сил упругости деформационной системы, получаем статическую характеристику сил резания, не зависящую от времени (рис. 64, а):

2. При учете одного из «вязких» сопротивлений в дополнение к упругому получаем зависимость (рис. 64, б)

В этом случае временная характеристика сил резания имеет вид

Такая зависимость силы (крутящего момента) от времени повышает общий порядок уравнений динамической системы станка на единицу.

3. При учете двух «вязких» сопротивлений, соединенных последовательно, или учете одного «инерционного» члена получаем

где постоянные, а, b, T _а и T _b можно выразить через постоянные времени Т1 и Т₂, характеризующие два указанных сопротивления (рис. 64, в ).

4. При начальном медленном изменении усилия резания можно представить временную функцию, введя понятие запаздывания τ силы Р по отношению к у (рис. 64, г).

В этом случае уравнение для силы резания примет вид

5. В упрощенном виде эту функцию (рис. 64, д) можно представить как

При более детальных расчетах необходимо учитывать динамическую характеристику резания, которая отражает особенности изменения силы резания во времени при изменении толщины среза и параметров процесса резания. Такие расчеты разработаны В. А. Кудиновым [36].

Проников А.С. Расчет и конструирование металлорежущих станков. Изд. 2-е. «Высшая школа», 1986. - 431 с.

Станочное оборудование автоматизированного производства. 1 т. Под ред. В.В Бушуева. – М.: Изд-во «Станкин», 1993. 584 с.

Вопрос 37: а)Приводы главного движения в станках с ЧПУ. Характеристики,требования к характеристикам приводов главного

движения.б) Двигатели в приводах главного движения станков с ЧПУ. Их характеристики.

КОНСТРУИРОВАНИЕ НАИБОЛЕЕ ХАРАКТЕРНЫХ УЗЛОВ И МЕХАНИЗМОВ

Главный привод

Главный привод (ГП) осуществляет движение резания и должен обеспечить достаточно мелкую градацию и большой диапазон частот вращения и высокую жесткость. Важнейшими исходными данными для проектирования ГП являются диапазон регулирования частот вращения шпинделя Rп = пmax1пmin и мощность привода, определяемые в результате анализа технологического процесса изготовления типовых деталей. В современных станках диапазон регулирования Rn = 100—250.

Статистика загрузки привода станков показывает, что полная мощность Р двигателя используется при частоте вращения, превышающий некоторую величину п_р (расчетная частота),

На этой частоте производят прочностные расчеты элементов главного привода. Наиболее часто применяют электродвигатели с регулируемой частотой вращения (двигатели постоянного тока и асинхронные с частотным регулированием скорости).

Весь требуемый диапазон регулирования Я_п обычно не удается реализовать без коробки скоростей (КС), число ступеней г_к которой принимается минимальным (для упрощения) и, как правило, не превышает 4:

где (Яд)р = 3—6 диапазон регулирования частоты вращений двигателя постоянного тока при постоянной мощности, ф_к — передаточное отношение КС.

Для лучшего использования возможностей двигателя принимают

φк ≈ (Rд)р.

В этом случае на всем диапазоне регулирования {Н_д)_р при любой включенной ступени коробки обеспечивается номинальная мощность. Для уменьшения числа ступеней КС можно принимать , при этом в диапазоне частот, где ср_к превышает (/?_д)_р, будет иметь место падение развиваемой двигателем мощности. Допустимое превышение ср_к, над (Я_л)_р получается из анализа требуемой мощности резания на соответствующих частотах. Общий диапазон регулирования частот главного привода составит

где (Rд)_т 3—5—диапазон регулирования частот вращения двигателя с постоянным моментом.

При конструировании коробок скоростей стремятся упростить конструкцию и сделать ее более компактной за счет уменьшения числа ступеней, ограничения передаточного числа, в каждой передаче, которое для повышающей передачи выбирается, как правило, не более 2, а понижающей — не менее 1/4. В табл. 3.1 приведены некоторые способы совершенствования коробки скоростей.

Уменьшение осевых размеров достигается

а) рациональным расположением колес в подвижных блоках 1 и 2 (см. схемы 1—2; 3—4);

б) применением «связанных» колес 1 (схемы 5 и 6), при которых осевые размеры сокращаются на величину ширины колеса (см. схемы 3 и 4);

в) заменой тройного блока (схема 7) двойным блоком и перемещаемым отдельно колесом {схема 8) (иногда используют схему с тремя автономно перемещаемыми колесами взамен тройного блока);

г) использованием зубчатых муфт 1 и 2 (схемы 9 и 10) или при средних частотах вращения электромагнитных муфт 1 и 2 (рис. 3.1).

Уменьшение радиальных размеров коробок скоростей осуществляют

а) заменой трехваловой коробки двухваловой (схема 12);

б) рациональным распределением передаточных отношений между несколькими парами колес (схема 12). Например, общее передаточное отношение в показанном на схеме 12 положении распределено между колесами /—2, 3—4. Если большое передаточное отношение реализовывать в одной паре колес, то размеры коробки скоростей возрастают;

в) применением параллельно работающих передач (схема 13), благодаря чему мощность передается по параллельным потокам и размеры коробки скоростей существенно уменьшаются. Конструкция такой двухступенчатой коробки скоростей, пристыкован- ной непосредственно к двигателю Л показана на рис. 3.2;

г) соосной установкой валов (схема 14). Наглядным примером реализации этого способа является коробка скоростей на рис. 1.35, а;

л) применением планетарных передач (схема 15), благодаря чему можно обеспечить большое передаточное число и≥5 при сравнительной компактной конструкции коробки скоростей (см. также рис. 1.35, б; 1.69, схема 1; 2.24, б; 2.29, а).

Другие улучшения коробок скоростей направлены

а) на отключение неработающих передач. Например, в схеме 16 при переключении блока / вправо включается повышающая передача г₂—2\, в результате чего может возникать повышенный шум. В схеме 17 прямое соединение входного и выходного валов происходит при перемещении колес 1 и 2 и отключении колес вала 3;

б) на блокировку муфт 1 и 2 переключения (схема 18) (в этом случае исключается необходимость электрической блокировки от неправильного включения муфт и упрощается механизм переключения скоростей);

в) на рациональное размещение проточек под вилку переключений (схема 19) для сокращения осевых размеров Ь. (Если проточки (величиной С^Ъ) расположить на обоих блоках 1 и 2ближе к опорам (как на блоке /), то размер коробки Ц для показанной схемы будет больше примерно на величину Ь, чем в схеме 19);

г) на использование шкивов (схема 20).

Часто ременную передачу от двигателя к шпинделю можно использовать для упрощения коробки скоростей (см. также рис. 1.54, а) и передачи максимальных частот вращения, минуя зубчатые колеса.

В табл. 3.2 показаны разновидности кинематических схем коробок скоростей на 2—4 ступени для регулируемых приводов главного движения. (Валы, расположенные на одной оси, условно приняты за один вал.) Наиболее распространенными являются двух- и трехваловые коробки с различными типами передач: прямозубыми (схемы 1, 4, 7, 10, 13), в которых переключение происходит за счет перемещения блока 1 и пересопряжения зацеплений колес; прямозубыми и косозубыми колесами (схемы 2, 5, 8, 11, 14), в которых перемещаемый блок / используется и как муфта; с только косозубыми колесами (схемы 3, 6, 9, 12, 15), в которых скорости переключаются муфтами 1 (схемы 3 и 6) и 2.

Конструкция простой коробки скоростей на две скорости показана на рис. 3.3. В ней не удается реализовать большое передаточное отношение, так как оно ограничено размерами колес.

Шпиндельный узел с двухступенчатой коробкой и прямозубыми колесами (схема 4 табл. 3.2) показан на рис. 3.4. Особенностью коробки является равномерное распределение передаточного отношения между двумя парами колес /—2 и 3—4, благодаря чему передаточное отношение существенно больше.

Конструкция компактной коробки скоростей приведена на рис. 3.5 (реализована идея схемы 2 табл. 3.2).

Вращение от двигателя 1 передается на вал 6 через двухступенчатую коробку скоростей, выполненную на базе зубчатого перебора 2—3, 4—5. Переключение скоростей происходит при перемещении муфты 7.

На рис. 3.6 показана конструкция автономной двухскоростной коробки скоростей с прямозубыми 1—2 и косозубыми 3—4 колесами.

Переключение скоростей производят осевым перемещением колеса / до его сцепления с муфтой 5. Выходной вал 6 коробки связан с выдвижным шпинделем горизонтально-расточного станка, поэтому он установлен в шпиндельных подшипниках.

На рис. 3.7 показана двухступенчатая коробка скоростей с большим передаточным отношением коробки φ_к, обеспечивающая широкий диапазон регулирования. Одна скорость реализуется при левом положении блока 8 через пару колес 10—9. Вторая ступень включается при правом положении колеса 8. В этом случае движение от двигателя 1 передается через три пары колес 2—3, 4—5, 6—7, обеспечивающих большое передаточное число (и≥8). На рис. 3.8 показан шпиндельный узел с трехступенчатой коробкой скоростей, переключение которых происходит при перемещении муфты 1 и блока 4—6. При левом положении муфты 1вращение на шпиндель передается через косозубые колеса 2—3;при этом блок 4—6 находится в нейтральном положении. В правом положении муфты / вращение передается через колеса 4—5 или 6—7 при соответствующем положении блока 4—6.

На рис. 3.9 показан шпиндельный узел токарного станка с четырехступенчатой коробкой скоростей. Скорости переключаются при перемещении колес /, 2 или 3.

Механизмы переключения скоростей.

Коробки скоростей с электромагнитными муфтами (рис. 3.1) не требуют специальных механизмов переключения. Во всех остальных случаях необходимо устройство для перемещения зубчатых колес (муфт). При этом должно быть обеспечено: 1) механизированный способ переключения; 2>) фиксация подвижного элемента в заданном положении; 3) индикация положения подвижного звена (контроль включения);

4) устранение попадания зубчатых колес и муфт «зуб в зуб» при переключении скоростей.

Наиболее часто применяют гидравлические (схемы рис. 3.10) или электромеханические устройства переключения. Для двухскоростной (или четырехскоростной) коробки скоростей используют механизм переключения на два положения (рис. 3.10, а). Конструктивное исполнение гидроцилиндра на два положения приведено на рис. 1.52, а и 3.3.

Особенность механизмов на три скорости (три положения блока) состоит в том, что должна осуществляться точная остановка подвижного блока как в крайних, что сравнительно просто, так и в среднем (как на рис. 3.10, б, в, г) положении. В схеме на рис. 3.10, б при одновременной подаче масла р_х и р₂ в полости с

разными площадями поршень 1 служит упором для рабочего поршня 2, связанного с вилкой переключения. Конструктивное исполнение механизма дано на рис. 3.11, а. В схемах на рис. 3.10, в, г точное среднее положение блока гарантируется благодаря тому, что втулка 1, имеющая возможность перемещения по штоку 2рабочего поршня, служит ему упором (ограничителем хода). В свою очередь, вследствие разницы площадей полостей, в которые подводится масло при переключении (р₂ и р₃ по схеме в и р\ и р₂ по схеме г) втулка / перемещается до торца 3 в гидроцилиндре. Конструктивное исполнение механизма по схеме рис. 3.10, г приведено на рис, 3.11, б. Схема электромеханического устройства переключения изображена на рис. 3.12.

Вращение от двигателя 1 передается через пару колес 2 и 3на вал 4 и далее на кулачок 5. При вращении кулачка 5, имеющего профильный паз, происходит перемещение вилки 6, которая в требуемом положении фиксируется подпружиненным упором 7.

При гидравлическом переключении скоростей фиксаторы 3,4, 5 (рис. 3.11, б) часто используются и для индикации положения конечными выключателями 6, 7, 8. Иногда удерживание блока в заданном положении осуществляют с помощью «гидравлического замка». Для уменьшения опасности утыкания торцов зубьев при переключении скоростей предусматривают скругление профилей и медленное вращение привода в реверсивном режиме.

.

Бушуев В.В. Основы конструирования станков. – М.: Станкин, 1992 – 528 с.