Підвищення динамічної точності та вдосконалення обладнання для оброблювання залізничних коліс в колесопрокатних цехах

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

Вступ

Актуальність теми. швидкість залізничних перевезень в Україні постійно зростає, підвищується навантаження на вісь вантажних вагонів, стають більш жорсткішими умови експлуатації, зросли вимоги по безпеці перевезення людей і вантажів; прогнозується істотний ріст обсягу випуску залізничних коліс. У зв'язку із цим ростуть вимоги до форми, точності розмірів, шорсткості поверхні, неврівноваженості залізничних коліс; колеса повинні мати високу конструктивну й механічну міцність. Тому суцільнокатані залізничні колеса піддають механічній обробці різанням на ділянках оброблювання прокату у колесопрокатних цехах всіх країн, що виробляють дану продукцію. При цьому частина механічної обробки в загальній собівартості колеса досягає 67...75%. Коливання припуску й фасоність профілю колеса викликають зміну в широких межах по величині і напрямку сили технологічного опору. Це негативно впливає на стан устаткування, якість обробленої поверхні, знижує продуктивність обробки. Значне і нестаціонарне навантаження верстата знижує динамічну точність формоутворення колеса аж до його повторного переточування.

Таким чином, робота, яка спрямована на підвищення динамічної точності формоутворення залізничного колеса, підвищення експлуатаційної та технічної надійності основного устаткування оброблювання коліс, є актуальною.

Мета і завдання дослідження. Метою роботи є підвищення динамічної точності та удосконалення устаткування для оброблювання залізничних коліс на основі дослідження технологічних впливів, частотних і динамічних властивостей, а також особливостей будови основних механізмів верстатів.

Відповідно до зазначеної мети в роботі поставлені наступні завдання:

1) дослідити характер і фактори динамічного навантаження механізмів верстата при фасонному формоутворенні профілю залізничного колеса з урахуванням реальної форми прокатаної заготовки;

2) розробити розрахункові схеми й математичний опис для дослідження частотних і динамічних властивостей пружних систем приводів подач супортів у різних режимах експлуатації з урахуванням нелінійної характеристики пружних зв'язків і нелінійного збурювання;

3) виконати аналіз будови та обґрунтувати технічні рішення по усуненню структурних недосконалостей і раціональному проектуванню вузлів механізмів верстата;

4) обґрунтувати вибір конструктивних і режимних заходів, спрямованих на підвищення точності формоутворення поверхонь залізничного колеса і зменшення динамічних навантажень у різних режимах експлуатації верстатів.

1. Технологічні процеси оброблювання залізничних коліс, виконаний огляд конструкцій, досліджень та відмов устаткування для їхньої механічної обробки

Технологія виробництва колеса гарячою прокаткою не дозволяє одержати виріб достатньої точності й шорсткості поверхні, а зовнішні шари прокатаного ободу зневуглецьовані і значно насичені неметалічними включеннями. Тому механічній обробці прокатаної заготовки обов'язково піддаються поверхня катання, гребінь, обід із внутрішньої й зовнішньої сторони колеса, розточується отвір у маточині. Загартуванню й відпусканню піддається обід колеса, тому до термообробки всі поверхні ободу повинні бути оброблені. Ця обробка здійснюється на одному верстаті (1Б502,1Б502С,1В502 виробництва Краснодарського верстатобудівного заводу "Седин"(СИС)) з нестаціонарним припуском і без його поділу на проходи, тому навантаженість його дуже висока. Жодна з відомих схем обробки прийнятих європейськими і світовими виробниками не передбачає повну й остаточну обробку ободу колеса на одному агрегаті.

Основу технологічного потоку механічної обробки становлять спеціальні колесотокарні верстати карусельного типу. В основному застосовують одне-або двохстоїчні карусельні верстати із двома-чотирма супортами, спорядженими електрокопіювальними пристроями або ПЧПК. В умовах масового виробництва продуктивність копіювальних верстатів значно вища, ніж верстатів з ЧПК. Найбільш сучасні ділянки цехів з обробки коліс містять у собі автоматизовані потокові лінії (Німеччина, Чехія) або роботизовані комплекси (Італія, Франція, Японія).

Основні роботи з динаміки машин і металорізальних верстатів Кожевникова С.Н., Кудинова В.А., Решетова Д.Н., Пуша В.Э., Кедрова С.С., Ривина Е.И., Вейца В.Л. і ін. у значній мірі присвячені визначенню і оцінці динамічної точності обробки. Питання динамічної точності формоутворення фасонної поверхні освітлені в роботах Кулика В.К., Петракова Ю.В., Попова В.Н., Орликова М.Л., Окса С.В. та ін. Дослідження з визначення навантажування при обробці залізничних коліс були виконані Медведєвим Д.Д., Шумовим В.Д., співробітниками Ленінградського інституту інженерів залізничного транспорту (ЛІІЖТ), розробка нових моделей колесообробного устаткування здійснюється конструкторськими відділами СИС.

Дослідження машин для механічного оброблювання залізничних коліс потребують визначення характеру і величини основних змушуючих впливів, пов'язаних зі змінними режимними параметрами процесу формоутворення; визначення та усунення причин невисокої динамічної точності процесу формоутворення фасонного профілю колеса; аналізу динамічних процесів значної амплітуди, що мають місце в пружній системі врівноважених бічних супортів при установочному їхньому переміщенні; пошуку і усунення структурних недосконалостей механізмів верстата; визначення раціональних пружно-масових і режимних параметрів механізмів, що дозволить знизити їх віброактивність і підвищити точність обробки.

Установлено, що характерні відмови деталей і вузлів верстатів пов'язані із первісними недосконалостями й дефектами структури механізмів та вимагають оцінки локальних і структурних надлишкових зв'язків кінематичних ланцюгів з метою створення статично визначених механізмів верстатів.

2. Результати інструментальної обробки експериментальних досліджень форми прокатаної колісної заготовки. Виявлено регулярне відхилення форми прокатаної заготовки залізничного колеса по поверхні катання і гребеню

Встановлено, що сформована натискними валками горизонтального колесопрокатного стану реальна зовнішня поверхня ободу і гребеня колеса-заготовки має відхилення від циліндричної форми хвилеподібного характеру в вигляді огранювання третього роду з амплітудою Е2=1,3...1,6 мм. При подальшій механічній обробці на верстаті хвилеутворювання складається з ексцентриситетом установки і закріплення колеса на планшайбі (Е1=0...2 мм), тому зміна припуску на обробку стає бігармонійною:

t = t0 + Е1sіn(щф) + Е2sіn(3щф + ц), (1)

ц - фазовий зсув між гармоніками, має випадковий характер; щ - кутова швидкість обертання заготовки,с-1; ф - час. несприятливе співвідношення зсуву фаз дає додаткове відхилення від номінального радіуса заготовки від 0,48 до 0,88 мм. У діапазоні середніх величин глибини слою, що знімається(t0=4...15мм), частка хвилеутворювання Е2 становить відповідно 37...10%. Основним фактором, що визначає припуск на обробку коліс, є відсортування їх у брак по неметалічних включеннях, які головним чином зосереджені на поверхні чорнового колеса. Існуючий припуск, що гарантує зняття шару з неметалічними включеннями, містить у собі і амплітуду хвилеутворювання, тому її зменшення або усунення дозволить зменшити припуск на обробку.

3. Результати дослідження динаміки процесів у механізмах колесообробних верстатів

Досвід експлуатації електрокопіювальних верстатів у масовому виробництві залізничних коліс показує достатню продуктивність, але незадовільну точність обробки. В умовах яскраво вираженої нестаціонарності динамічного навантаження при обробці окремих ділянок колеса нерідко спостерігаються значні відхилення геометрії отриманої поверхні від заданої, відзначені також «врізи» в поверхню гребеня, що приводить до відбраковування коліс і повторному переточуванню. Такого роду помилки копіювання обумовлені низькою динамічною точністю переміщення і позиціювання супорта й повзуна верстата.

На мал.1 представлена динамічна модель бічного супорта, що обробляє торцеву прямолінійну поверхню обода і фасонну поверхню гребеня залізничного колеса- заготовки. Супорт (m1+m3) і повзун m3 переміщуються під дією погодженого кінематичного збурювання оy(ф) і оx(ф). Супорт врівноважений через канат с2 противагою m2; с1 і с3 відповідно наведені жорсткості ланцюгів подач супорта й повзуна. Кінематичне збурювання передається на супорт і повзун через передачі гвинт-гайка ковзання, що самогальмуються, з приведеними зазорами Дx и Дy. Рух мас m1 і (m1+m3) відбувається під впливом відповідних складових технологічної сили Py і Px. Сили тертя на основній і бічній напрямних супорта й повзуна відповідно Fy і Fx, Мт-момент тертя в підшипниках блоку. Узгодження кінематичних збурювань здійснюється електрокопіювальним пристроєм, до складу якого входять копір (носій геометрії оброблюваного профілю) і чутливий елемент-адаптер (щуп), що є джерелом інформації й вимірником неузгодженості.

Власні циклові частоти пружної двохмасової системи супорта:

(2)

в1=53,1с-1 и в2=280,4с-1. Парціальні частоти n1=54,1 с-1 и n2=280,2 с-1 близькі до власних; коефіцієнт пружного зв'язку г=0,186 малий, зв'язаність у=0,074 слабка(у<<1), тому внутрішні динамічні посилення неможливі. Діапазон частот збурювання лежить у межах: першої гармоніки щ=2,51…3,77 с-1, другий - 3щ=7,53…11,31 с-1 і залежить від кутової швидкості обертання колеса. Частоти збурювання перебувають у дорезонансній зоні з коефіцієнтом динамічності ледве більше одиниці і зовнішні динамічні посилення, тому незначні. Найбільші пружні відтиснення інструмента від деталі викликані нестаціонарністю сили різання та наявністю зазорів у ланцюгах подачі.

Розрахункова схема врівноваженого супорта являє собою нелінійну двохмасову систему із двома коливальними ступенями волі, якщо зазор закритий і з одним ступенем волі, якщо зазор відкритий. Після виділення коливальної складової переміщення заміною змінних: x1=X1-оx, x2=X2-оx, y=Y-оy, де оx=Sx·ф, оy=Sy·ф, рух маси супорта (m1+m3) і противаги m2 опишеться системою нелінійних рівнянь:

(3)

Р

івняння руху повзуна:

(4)

Тут: Sx,Sy - стала швидкість подачі в режимі копіювання kx1, ky - коефіцієнти непружних опорів у приводі й напрямних, kx2 - теж у канаті вузла врівноважування; гx і гy- коефіцієнти нелінійної характеристики(зазор) зв'язків, визначалися:

, ;

Мт/r - приведена сила тертя в системі відхиляючих блоків, r-радіус підшипника блоку.

Аналітичне визначення складових технологічної сили вперше виконано з урахуванням зміни кінематичних параметрів режиму різання при фасонній обробці профілю(особливо гребеня колеса) фасонним інструментом.

, все в кН (5)

(6)

(7)

Тут: tп- приведена глибина різання, мм; Sк- подача на криволінійній опуклій радіусній ділянці профілю, об/хв; V- швидкість різання, м/хв; Д0- кут напрямку сходу стружки; б - кут нахилу дотичній до профілю (еквідистанти); t- глибина різання, мм; R- радіус окружності еквідистанти, що описує профіль, мм; r- радіус інструмента, мм; D- діаметр колеса, м; y- ріст висоти гребеня по середній величині припуску, м; n- частота обертання планшайби, об/хв; х0, у0 - координати центра окружності еквідистанти, що описує профіль; Rо - її радіус.

Сили тертя і опору пересуванню задані статично та визначалися по залежностях:

, (8)

, (9)

.

Складові Ру і Рх визначають навантаженість відповідно повзуна й супорта верстата. Рух супорта на ділянці після вершини гребеня відбувається під дією постійно зменшуваної складової Рx, а за умови -Px = Fx (наприкінці обробки) створюються умови для розкриття зазору. Дотримання цієї умови залежить від геометрії профілю, стабільності сили тертя, величини й характеру зміни припуску. Рух супорта не реверсивний, але складова Рх наприкінці обробки міняє знак, що при значній її величині приводить до розкриття зазору.

рух повзуна на первісному етапі обробки відбувається під дією поступово зменшуваної сили Рy, а після зміни знака складової, рух без розкриття зазору в передачі гвинт-гайка здійснюється доти, поки Рy не перевершить силу Fy тертя на основній і бічній напрямних повзуна.

Спостерігається значний ріст амплітуди коливального переміщення супорта з періодичністю втричі перевищуючу оборотну. За даних умов амплітуда незатухаючих коливань перевищує настроювання зони нечутливості адаптера, і система керування дає команди на вмикання або вимикання подачі по цій координаті із частотою вибірки зазору. У результаті на поверхні гребеня залізничного колеса з'являються «врізи» й опуклості, що викликає необхідне переточування колеса.

При русі повзуна m3 у приводі його подачі також виникають умови вибірки зазору і відбувається це до реверса подачі. На ділянці профілю, де створюються умови для рівності -Py=Fy, відбувається вибірка зазору в передачі, а змінний характер сил різання і тертя робить вибірку зазору багаторазової й швидко збільшує зазор. Динамічна система приводу повзуна досить жорстка та високочастотна, тому чутлива до вибірки зазору. Режим нестійкого руху з періодичною вибіркою зазору при русі супорта можна виключити, якщо зменшити вагу противаги m2 з 20500 до 17850 Н для того, щоб збільшити силу Fx. Це трохи збільшить статичне навантаження на ходовий гвинт, але забезпечить у нереверсивній по цій координаті передачі однобічне розташування зазору й тим самим виключитьйого вибірку. На мал.5 представлений результат моделювання руху супорта зі зменшеною до необхідного масою противаги. Як видно, нестійкий режим руху з розкриттям зазору в приводі відсутній. При цьому усе ще значний розмах пружних деформацій може бути знижений збільшенням жорсткості с1. Виключити вибірку зазору в реверсивному приводі руху повзуна неможливо, для забезпечення достатньої точності одержуваного профілю передачу гвинт - гайка і напрямні ковзання повзуна необхідно оснастити пристроєм постійної вибірки зазору або його регулюванням до величини, що не перевищує настроювання зони нечутливості адаптера. На мал. 6 представлений результат моделювання проходження зони вибірки зазору при зменшеній його величині.

У режимі установочних переміщень, коли врівноважений супорт вертається у вихідне положення з підвищеною швидкістю, також виникають умови для розкриття зазору в передачі. У зрівноважуванні використаний гнучкий зв'язок (трос) між противагою й супортом, податливість якого значно вище, ніж податливість ходового гвинта і вузла передачі гвинт-гайка. Тому в такій пружній системі після ударного закриття зазору виникають вільні коливання значної амплітуди, що є причиною руйнування гнучкого зв'язку.

Отримано кінематичні характеристики розгону врівноваженого супорта із зазором у приводі подачі без урахування пружності зв'язків. Тут:

,

прискорення опускання супорта в полі зазору; Дm=(m1+m3-m2)/(m1+m3)- відносна неврівноваженість супорта; Rб- радіус рівчака блоку; а-прискорення розгону приводу; V-швидкість усталеного руху. Швидкість, що придбає супорт до зіткнення із гвинтом приводу, залежить від розміру зазору(мал.8), прискорення опускання супорта в поле зазору і швидкості усталеного руху. Перші два параметри залежать від технічного стану й обслуговування верстатів, останній - режимний.

У постановці з урахуванням пружності ланок динамічна модель урівноваженого супорта являє собою нелінійну двухмассовую коливальну систему зі змінною структурою, що перебуває під впливом кінематичного збурювання і не навантажена технологічною силою. Завдання вирішувалося методом припасовування з розглядом руху супорта поетапно. Рівняння руху на різних етапах: автономний рух ходового гвинта й супорта до закриття зазору:

(10)

спільний рух гвинта й супорта:

(11)

На кожному етапі структура рівняння й початкові умови міняються. Беззазорна схема - найгірший випадок розгону супорта, максимальна деформація каната становить 0,52мм. Безударний розгін супорта з мінімальною пружною коливальною деформацією каната може бути забезпечений, якщо постійна часу розгону приводу буде більше відносини швидкості усталеного руху до прискорення опускання супорта в полі зазору. Для спеціального карусельного верстата 1Б502(1Б502С) ця умова може бути виконана, якщо перевести електромагнітну муфту, що розганяє привід, із гранично форсованої на природну динамічну характеристику. На мал.10,в представлений результат моделювання розгону без розкриття зазору, пружна деформація каната майже в 10 разів зменшена.

4. Результати структурного аналізу механізмів колесообробних верстатів на основі універсальної структурної теорії О.Г. Озола

У процесі аналізу всі механізми верстата розглядалися як просторові, а ланки вважалися абсолютно твердими. Виконані дослідження показали, що при проектуванні колесообробних верстатів не приділялося належної уваги структурній будові механізмів.

Механізм головного приводу є механізмом змінної структури із зовнішніми кінематичними зв'язками. Виконаний структурний аналіз головного приводу верстата моделі 1Б502 показав, що його кінематична схема містить 34 шкідливих надлишкових зв'язків(НЗ). З них 27 локальних у розгалужених кінематичних з'єднаннях, 5 структурних у внутрішніх контурах і 2 - у зовнішніх. В приводі є з'єднання з однобічними зв'язками, рівняння котрих виражаються нерівностями. Визначення числа НЗ у розглянутому механізмі без урахування дрібності зовнішніх кінематичних зв'язків приводить до помилкового результату, тому запропоновано вважати однобічні неутримуючі зв'язки в схемах з твердими ланками дробовими.

Виконано структурний аналіз механізму вантажного зрівноважування бічних супортів.

На підставі раціонального структурного синтезу запропонована конструкція вузла вхідного вала приводу без надлишкових зв'язків зі збереженням запобіжної пасової передачі, самоустановлювальна конструкція голівки механізму притиску колеса та статично визначена конструкція врівноважуючих пристроїв бічних супортів.

П'ятий розділ. З метою ідентифікації коливальних систем механізмів колесообробних верстатів були виконані експериментальні дослідження, при яких реєструвалися: головні складових сил різання на всіх чотирьох різцях верстата; крутні моменти на ходовому гвинті й шліцевому валу вертикальних супортів; віброшвидкість противаги бічного супорта; струм електродвигуна головного руху; частота обертання планшайби; електричні сигнали включення електромагнітних муфт робочих подач.

Встановлено, що при обробці поверхні катання й гребеня колеса складові технологічної сили мають змінний бігармонійний характер. Максимальна статична величина головної складової сили різання зафіксована при обробці галтельної ділянки сполучення поверхні катання і гребеня колеса правим бічним супортом (Рz2=35,6...37,5 кН).

Встановлено, що в усталеному русі коливання кутової швидкості обертання планшайби досягають значної величини з коефіцієнтом нерівномірності ходу д=0,28...0,3.

Визначено динамічні параметри пружної підсистеми противаги бічних супортів: логарифмічний декремент коливань д=0,22...0,23 і жорсткість зв'язку між супортом і противагою с2=(4,25...4,27)·106 Н/м. Результати досліджень підтвердили ідентичність розрахункових і експериментальних частотних характеристик вузла врівноважування. Зафіксований, підтверджений результатами імітаційного моделювання на основі нелінійної пружної моделі, значний ріст амплітуди вібропереміщення противаги бічних супортів верстата в несталому режимі настановного відводу(0,5...0,6мм), що викликає збільшення пружної деформації каната і його наступне фрикційне руйнування. Мінімальна динамічність пружної підсистеми противаги бічних супортів може бути досягнута раціональним вибором динамічних параметрів механізму: збільшення демпфірування першої форми коливань; збільшення жорсткості с2 каната; зміною конструкції пристрою, що врівноважує, таким чином, щоб зменшити або виключити фрикційний контакт пружно деформованої ланки.

Висновки

фасонний частотний супорт верстат

1. Встановлено, що навантаженість колесообробних верстатів самим безпосереднім образом пов'язана з технологією гарячого деформування заготовки, тому що саме її спадкоємні геометричні ознаки є джерелом змінного навантаження вузлів і механізмів верстата.

2. Встановлено, що сформована натискними валками колесопрокатного стану реальна зовнішня поверхня ободу й гребеня колеса-заготовка має регулярне відхилення від циліндричної форми у вигляді огранювання третього роду з відхиленням від круглості 1,3...1,6 мм.

3. Амплітуда відхилення форми колісної заготовки може бути знижена, якщо на останньому етапі пластичного деформування швидкість подачі валків колесопрокатного стану буде мінімальною, такою ж вона повинна залишатися і на етапі полірування ободу. Зі зменшенням амплітуди огранювання може бути зменшений і припуск на механічну обробку.

4. Отримані аналітичні залежності для визначення складових сили різання при обробці чашковими різцями залізничних коліс-заготовок різної форми з урахуванням геометрії оброблювального фасонного профілю колеса та змінності режимів обробки на ділянках фасонної поверхні гребеня колеса. Встановлено, що при обробці гребеня колеса складові сили різання, що навантажують супорт і повзун верстата, знакозмінні. Виконано аналіз впливу фасонної геометрії профілю гребеня колеса на зміну фактичних режимів його обробки.

5. Моделюванням встановлено, що особливості навантаження супорта й повзуна, що формують гребінь реального (з бігармонійним припуском) колеса ведуть до виникнення ділянок обробки, на яких можливо багаторазове розкриття зазорів у передачах приводів подач і збільшення помилки копіювання. Визначені якісні й кількісні умови, при яких нестійкий рух з перекладанням зазорів не відбувається.

6. Аналітично встановлено, що в режимі установочних переміщень інтенсивний розгін урівноваженого супорта верстата із зазором у приводі подачі супроводжується його розкриттям. отримані аналітичні залежності по визначенню швидкості, яку придбає врівноважений супорт до замикання зазору в приводі поступового руху супорта для різних умов розгону без урахування пружності зв'язків.

Коливальні деформації пружного елемента врівноважених супортів при розкритті зазору ростуть з його зменшенням і стають максимальними в беззазорной динамічній схемі. Визначені конструктивні і режимні умови безударного розгону супорта.

7. Обґрунтовано, що механізм головного приводу спеціального верстата для обробки залізничних коліс моделі 1Б502 є механізмом змінної структури з зовнішніми кінематичними зв'язками. Запропоновано вважати однобічні неутримуючі зв'язки в схемах із твердими проміжними елементами дробовими; не урахування їх дрібності в структурному аналізі приводить до істотних помилок при проектуванні і модернізації механізмів.

8. Теоретичні дослідження і розробки з достатньої для інженерних розрахунків точністю підтверджені експериментальними дослідженнями в різних режимах експлуатації верстатів.

9. За результатами досліджень розроблені й впроваджені на всіх верстатах ділянки: нова статично визначена конструкція врівноважуючих пристроїв бічних супортів з необхідними пружними-масовими характеристиками, що дозволило повністю виключити обриви каната навіть без зміни режиму розгону супорта; нова самоустановлювальна конструкція голівки механізму притиску, що дозволила в 12 разів збільшити стійкість вузла.

Література

1. Зданевич В.А. Некоторые особенности силового режима механической обработки реального железнодорожного колеса-заготовки/ В.А. Зданевич, Р.П. Погребняк // Металлургическая и горнорудная промышленность.-1991.-№4.-С.62-64.

2. Зданевич В.А. Нагруженность и особенности изменения силовых параметров резания при обточке фасонной поверхности гребня железнодорожного колеса-заготовки / В.А. Зданевич, Р.П. Погребняк // Металлургическая и горнорудная промышленность.-1993.-№4.-С.64-67.

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. Погребняк Р.П. Динамическая точность станков для обработки железнодорожных колес/ Р.П. Погребняк, В.А. Зданевич // Теория и практика металлургии. - 2006.- №1-2(50-51). - С.67-72.

5. Погребняк Р.П. Разгон тяжелого уравновешенного суппорта колесообрабатывающего станка с зазором в приводе подачи/ Р.П. Погребняк // Теория и практика металлургии. - 2007.- №2-3(57-58). - С.152-157.

6. Погребняк Р.П. Упругая динамика ускоренного отвода тяжелого уравновешенного суппорта колесообрабатывающего станка с зазором в приводе подачи / Р.П. Погребняк, Г.Ф. Смирнов// Подъемно-транспортная техника. - 2008. - № 1. - С. 54-61.

7. Погребняк Р.П. Экспериментальное исследование станков для отделки железнодорожных колес резанием /Р.П. Погребняк, Г.Ф. Смирнов // Подъемно-транспортная техника. - 2008. - № 2. - С. 36-47.

Размещено на Allbest.ru