Tiểu luận Phân tích tính năng động của mô hình va cọc xay xát cơ giới để tối ưu hóa hoạt động cắt

Tuy nhiên, cả hai phương pháp đều bị ảnh hưởng bởi một loạt các thông số cắt, chẳng hạn như điều kiện hao mòn công cụ, công cụ hình học, vv… các phương pháp có thể thiết lập so sánh trực

Phân tích tính năng động của mô hình va cọc xay xát cơ giới

để tối ưu hóa hoạt động cắtTóm tắt

Máy công cụ trong tương lai có được hệ thống rất ổn định để duy trì năng suất, độ chính xác và độ tin cậy cần thiết Cả hai hệ thống máy công cụ và hệ thống trục chính

là cần thiết để tối ưu hóa cho khả năng gia công và thực hiện quá trình cắt gọt để đáp ứng yêu cầu về năng suất và những yêu cầu về chất lượng Từ tốc độ cắt của trục chính và độ an toàn của nó Trọng tâm của bài này là để hiển thị một phương pháp thiết kế tối ưu hóa hiệu suất cắt năng động của cọc bằng cách thiết lập mối quan hệ giữa chế độ cắt theo yêu cầu và nguyên tắc thiết kế cơ bản của một hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ Ngoài ra, ảnh hưởng của việc thực hiện cắt trục chính, được xác định bởi các thông số dụng cụ (chẳng hạn như giao diện người giữ trục chính / công cụ, công cụ giữ khối lượng, vv) sẽ được hiển thị trong bài viết này

fz [mm/rev] Chip mỗi răng

G(jω) [mm/N] Chuyển giao chức năng động

P S

2

Giới Thiệu

Hai phương pháp thử nghiệm phổ biến để đánh giá hiệu suất cắt của cọc và các hệ thống máy công cụ đang được áp dụng trong ngành công nghiệp ngày nay [1, 2, 3, 4] Phương pháp đầu tiên xác định sự sẵn có của các quy định liên tục điện PS1 trục chính đánh giá cao nhất trên một phạm vi tốc độ nhất định thông qua việc thực hiện cắt giảm mã lực Phương pháp thứ hai là để dự đoán hoặc thực hiện một loạt cắt giảm thử nghiệm với một công cụ xác định và nguyên liệu phôi để xác định các khu tốc độ nói nhảm miễn phí cắt (lubing sơ đồ) và chiều sâu quan trọng trục của cut [5,

6, 7, 8] Tuy nhiên, cả hai phương pháp đều bị ảnh hưởng bởi một loạt các thông số cắt, chẳng hạn như điều kiện hao mòn công cụ, công cụ hình học, vv… các phương pháp có thể thiết lập so sánh trực tiếp việc thực hiện cắt giữa việc thiết kế trục chính khác nhau và cũng không thể được áp dụng trong khái niệm thiết kế giai đoạn của máy công cụ và / hoặc hệ thống trục chính

Để so sánh thiết kế trục chính phay hoặc khái niệm độc lập từ các yêu cầu ứng dụng của chúng cũng như quyền lực của chúng và đặc điểm tốc độ khác nhau, một

phương pháp đã được thiết lập cho phép xác định tốc độ trục chính có sẵn mà có thể được sử dụng để loại bỏ được tiếng ồn ở bất kỳ tốc độ trục chính nhất định Nói cáchkhác, trục chính cắt Spe hiệu suất có thể được định nghĩa là tỷ số giữa công điện PCR quan trọng mà có thể được sử dụng để loại bỏ vỏ gô bào, không tiếng ồn, tại nBase trục chính tốc độ cơ sở cho một vật liệu phôi nhất định, và nguồn năng lượng

có sẵn trục chính liên tục PS1:

Pc

r peS1The critical machining power Pcr is

determined with:

(1)

Pcr = MRR cr c M

(2)

while the Critical Material Removal Rate (MRRcr) is:

MRRcr = bcr f z z.nBase DToolBảng 1: Ví dụ cho cM và giá trị KCB đối với nguyên liệu thường được gia công

(3)

Hình 1: Ví dụ về các phần tối đa thực tế tiêu cực của một chức năng chuyển giao

năng động cho một hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ

sự ổn định của hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ như là một chức năngcủa tốc độ trục chính cho thấy giá trị này (Xem hình 2) [9, 10, 11] Khu vực gây ra

tiếng ồn được tùy thuộc vào phạm vi tốc độ trục chính được lựa chọn Tuy nhiên,bằng cách chọn một độ sâu trục cắt bằng hoặc nhỏ hơn so với độ sâu trục quantrọng cắt, điều kiện cắt giảm tiếng ồn có thể đạt được Giá trị này được xác địnhcho một cắt xẻ rãnh thông qua mối quan hệ:

Bảng 1 cho thấy giá trị cho kcb cụ thể năng động, hệ số cắt cho vật liệu thườngđược gia công.

Trục chính cắt Spe giá trị thực hiện xác định số tiền của quyền lực trục chính cósẵn, có thể được sử dụng để loại bỏ con chip Nếu Spe là nhỏ hơn 1, liên tục có trụcchính điện PS1 chỉ có thể được sử dụng một phần để loại bỏ chip Hệ thống trụcchính / công cụ chủ / công cụ sẽ gây ra tiếng ồn trước khi đến liên tục tối đa của nóPS1 điện trục chính Nếu Spe bằng / hoặc lớn hơn 1, điện tối đa liên tục trục chính

có thể được sử dụng hoàn toàn để loại bỏ chip theo không có điều kiện gây tiếngồn

Như thể hiện trong các phương trình trên trục chính cắt Spe hiệu suất không chỉ chịu ảnh hưởng bởi các đặc tính thiết kế trục chính và trục chính / công cụ chủ / công cụ cấu hình hệ thống (| Re {G (jω)} neg | max), mà còn bởi cắt các thông số lựa chọn như các chip cho mỗi tốc độ răng trục chính, và các tài sản vật chất của phôi Để tối ưu hóa hiệu suất cắt trục chính tất cả các thông số trên ảnh hưởng phải được xem xét Ví dụ, việc thực hiện cắt với trục chính / công cụ chủ / hệ thống công

cụ có thể được tăng lên từ Spe = 0,7 Spe = 1 bằng cách đơn giản tăng chip mỗi răng

từ 0,13 mm / vòng 0,18 mm / vòng

Hình 2: Ví dụ về một sơ đồ thùy ổn địnhTuy nhiên, bên cạnh việc thay đổi các thông số cắt công nghệ để tăng hiệu suất cắtcủa trục chính/ công cụ chủ/ công cụ hệ thống, bài viết này sẽ thảo luận về nhữngảnh hưởng liên quan đến thiết kế khái niệm xay cọc cũng như cấu hình của trụcchính/ công cụ chủ/ công cụ hệ thống những buổi trình diễn tổng thể cắt trục chính.Điều này được thể hiện trên một ví dụ của một trục cơ giới phay tốc độ cao có thểđược cấu hình với trục chính / công cụ chủ giao diện khác nhau cũng như các loạikhác nhau của độ cứng

Mô hình năng động của các trục xay xát cơ giới tốc độ cao

Để xác định ảnh hưởng của trục chính / công cụ chủ / công cụ cấu hình hệ thống của việc thực hiện cắt trục chính, một mô hình phần tử hữu hạn của một rpm 24.000

cơ giới / PS1 = 30 kW cao tốc độ trục chính được mô hình hóa bằng cách sử dụng ADAMS FEM-Software Hình 3 cho thấy thiết kế khái niệm của trục chính phân tích

Trục chính này có thể được trang bị với các cấu hình khác nhau tùy thuộc vào yêu cầu tốc độ trục chính tối đa và sức mạnh Cấu hình như vậy là các giao diện trục chính / công cụ chủ, trục chính nguồn điện liên tục, loại chịu lực (thép-ball hoặc vòng bi gốm lai) cũng như giao diện công cụ trục chính / máy

Nhìn chung, các trục chính mô hình được thiết kế với 2 70 mm trong cuộc đua vòng

bi phía trước đường kính gắn kết trở về trước, và là một trong 65 mm đường kính bên trong cuộc đua vòng bi đuôi gắn trong ống lót nổi là mùa xuân nạp chống lại hai vòng bi phía trước Ngoài ra, để tăng

Hình 3: Sơ đồ bố trí của 24.000 phân tích rpm, trục chính kW 30 tốc độ cao.Tổng thể trục chính xuyên tâm trục độ cứng cũng như preload trục mang phía trước, một ổ bi phía sau đã được thực hiện ở phía trước, đó là mùa xuân nạp chống lại các vòng bi phía trước hai như Mang tải trước tổng số trục trục chính được thiết lập tại

1800 rotor của một động cơ cảm ứng loại N được gắn trên trục trục chính PS1 giới hạn nguồn điện liên tục là phụ thuộc vào nhiệt, được tạo ra trong stator và rotor Trong khi nhiệt tạo ra trong phần tĩnh có thể được loại bỏ thông qua những chiếc áo khoác nước, sức nóng của rotor có đi qua các vòng bi Do giới hạn nhiệt độ của phenolic bóng lồng cũng như sức mạnh cần thiết của trục trục chính / can thiệp phù hợp với rotor, trục chính công suất tối đa liên tục 30 kW từ 5000 đến 24.000 rpm không thể vượt quá

Mô hình năng động của trục chính với FEA

Dựa trên mô hình cơ học của thiết kế trục chính, thể hiện trong hình 3, một mô hìnhFEA của trục trục chính đã được phát triển bằng cách sử dụng ADAMS phần mềm(xem hình 4) Trục discreted bởi các yếu tố chùm với nhiều hình học phần khác nhauchéo Các vòng bi tiếp xúc góc đã được đại diện bởi các yếu tố mùa xuân xuyên tâm

và trục tuyến tính với độ cứng phù hợp và giảm xóc Giao diện trục chính / công cụchủ đã được trừu tượng hóa bằng hai lò xo ở phía trước và phía sau của bề mặt tiếpxúc cũng như một trong những yếu tố mùa xuân trục giữa trục chính và công cụ chủ,đại diện cho các kẹp móc kéo Các bộ phận trục chính, không góp phần vào độ cứngtrục chính đã được đơn giản là những khối điểm và thêm vào trục trung tâm của lựchấp dẫn Lợi dụng của ADAMS, giảm xóc lò xo và các phần tử hữu hạn có thể đượctính một cách dễ dàng và thay đổi Thông qua việc áp dụng một lực lượng xung ảo ởmũi công cụ mô hình hóa, dữ liệu cần thiết để tính toán việc tuân thủ năng động của

hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ có thể được xác định

Hình 4: FEA mô hình trục chính

XÁC ĐỊNH HỆ THỐNG TRỤC / GIÁ ĐỠ DỤNG CỤ/ BỘ PHẬN GIẢM XÓC

Mỗi hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ bao gồm nhiều thành phần cơ khí, được kết lại với nhau và có thể được đại diện trong một mô hình động như các yếu tố khối lượng, lò xo và giảm xóc Trong khi khối lượng và độ cứng mùa xuân, xác định fn tần số

tự nhiên của hệ thống, các yếu tố giảm xóc, đại diện bởi tỷ lệ giảm chấn , chỉnh tăng cộnghưởng của biên độ dao động và cùng với nó, độ cứng hệ thống năng động Vì vậy, việc xác định tỷ lệ giảm chấn địa phương hoặc địa phương viscose c giá trị giảm chấn của hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ, có nghĩa hết sức quan trọng để mô hình hóa độ cứng tổng thể năng động của một trục chính

Nói chung, tỷ lệ giảm chấn ξ của một hệ thống năng động có thể được xác định bằng cái gọi là √ 2 - phương pháp từ các đường cong tuân thủ năng động của hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ (xem hình 5) [4] Bằng cách xác định việc tuân thủ tối đa của hình chế độ phân tích | 1 / k | FR và nhân với 1 / √ 2 hai tần số f1 và f2 có thể thu được với

R t

f f

2

n f k

c 2  (6)

Phương pháp này thường có thể được sử dụng cho mỗi gia tăng cộng hưởng của một đường cong tuân thủ đo năng động Đối với một điều kiện biên, án phải được thực hiện cho dù sự tuân thủ của các vị trí được kiểm tra, ngoài ra, vật chất bị ảnh hưởng bởi các điểm cộng hưởng lân cận Sự khác biệt tần số cần thiết giữa các tần số cộng hưởng lân cận giảm khi tỷ lệ giảm xóc giảm, tức là với một lây lan hẹp của sự gia tăng cộng hưởng.Việc xác định tỷ lệ giảm chấn ξ cho một hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ từ đường cong tuân thủ năng động của nó bằng cách sử dụng √ 2-phương pháp chỉ có thể cho các điều kiện rõ rệt duy nhất có khối lượng rung, tức là chỉ khi các đỉnh cộng hưởng duy nhất đang xảy ra đến nay từ mỗi khác Để xác định tỷ lệ giảm xóc giữa giao diện trục chính / công cụ chủ, một lan rộng của các đỉnh núi cộng hưởng của các hội đồng tool-holder/tool và hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ đã được thành lập Như là một hội công cụ / công cụ chủ, 2-rãnh carbide rắn cuối cùng nhà máy với công cụ có đường kính 25,4 mm đã được thực hiện vào một CAT # 40-côn shrink-fit loại công cụ chủ với một nhô ra của 76 mm (L / D = 3:1) Giao diện công cụ / công cụ chủ này có một tỷ lệ thấp năng động giảm chấn và độ cứng cao hơn so với các loại collet-chuck công cụ chủ Ngoài ra, tổng khối lượng của công cụ này lắp ráp công cụ chủ / là khoảng 20% ít hơn so với lắp ráp collet chuck công cụ chủ đi, dẫn đến thêm một sự thay đổi tần số cộng hưởng của chế độ công cụ / công cụ chủ đi từ trục chính / tool-holder/tool chế độ tần số cộng hưởng Các chức năng tuân thủ năng động đã thu được thông qua việc đo phần thực (Re {G (jω)}) và một phần tưởng tượng (Im {G (jω)}) FRF (đáp ứng tần số chức năng) bằng cách sử dụng kích thích tác động ở mũi của công cụ này và áp dụng các phương trình các giá trị đo Các kết quả của các phép đo có thể được nhìn thấy trong hình 6.

  2   2

) ) ( (Im )

) ( (Re )

Hình 6: Xác định tỷ lệ giảm xóc ξ của đường cong tuân thủ năng động bằng cách áp dụng

√ 2-phương pháp

Một số chế độ xuất sắc có thể được nhìn thấy ở đây Phân tích thông qua việc tính toán phần tử hữu hạn cho thấy chế độ xung quanh 512 Hz là chế độ trục chính uốn cong, được nhắc đến trong bài báo này là chế độ trục chính / công cụ chủ / công cụ Các chế độ tiếp theo cao nhất tại 1027 liên quan đến việc lắp ráp công cụ / công cụ chủ và được gọi là chế

độ tool-holder/tool Dựa trên các phép đo FRF và √ được hiển thị ở trên 2 phương pháp luận, tỷ lệ giảm xóc ξ cho giao diện trục chính / công cụ chủ có thể được tính là 0,048

Sự Phù Hợp Động Năng

Phương thức lý thuyết thử nghiệm đã được sử dụng thành công để tính toán tần số của cáccấu trúc máy công cụ [12] Một tần số bao gồm các đặc tính biên độ tần số (năng động, tuân thủ) và đặc tính pha tần số của một hệ thống Phân tích tần số đặc trưng quan trọng là

để đạt được một sự hiểu biết về hiệu suất năng động của một hệ thống trục chính / công

cụ chủ / công cụ đặc biệt là khi tốc độ trục chính có một phạm vi hoạt động rộng Chức năng phản ứng năng động hơn nữa có thể được sử dụng để tính toán ổn định, sơ đồ để đánh giá hiệu suất trục chính năng động Toán học, giả sử rằng nếu lực lượng tác động hoạt động trên mũi công cụ là F (t), phản ứng di chuyển của các mũi nhọn công cụ là Y (t), sau đó tuân thủ năng động G (jω) các trục chính được định nghĩa là

(( ))

) (

) ( )

j E e

t F

dt e t Y j

G

F

Y T

(  ) 1 E (j )

T j

S  Y (9) (  ) 1 E (j )

T j

S  F Sau khi mở rộng với liên hợp phức tạp, việc tuân thủ năng động có thể được thể hiện như

S

j S j j S j

G   (10)

SF (jω) là liên hợp phức tạp của SF.(jω), SFF (jω) là phổ điện tự động (thực), SYF.(jω)

là phổ công suất chéo (phức tạp) Độ lớn của G (jω) là việc tuân thủ năng động

Mô hình đánh giá

Để đánh giá các mô hình hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ FEA, đo lường bằngcách sử dụng tác động kích thích ở mũi công cụ đã được thực hiện Hình 7 cho thấy chức năng chuyển động (phần thực và phần ảo) của trục chính phân tích và mô phỏng mô hình FEA Khoảng 10 đến 20% sự khác biệt tồn tại do sự bỏ qua của mô hình hình học chi tiết.Mục đích của mô hình hóa và mô phỏng FEA là không chỉ để xác định xu hướng mà còn ảnh hưởng đến các thông số thiết kế (độ cứng chịu lực, trục chính / độ cứng giao diện công cụ chủ và giảm xóc, công cụ hình học, vv) về việc thực hiện cắt, hiện có sai lệch nhỏcủa mô hình FEA là không đáng kể và sẽ không làm suy giảm kết quả phân tích

KẾT QUẢ VÀ THẢO LUẬN

Nói chung, các yếu tố tính toán phân tích hữu hạn của hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ cho thấy ba hình dạng chế độ thống trị, được minh họa trong hình 8 Với các điềukiện biên cho mô hình (độ cứng, khối lượng và phân phối giảm xóc viscose) chế độ đầu tiên, chế độ trục chính,

Hình 7: So sánh các chức năng chuyển động giữa các kết quả kiểm tra vòi nước và FEM

mô hình mô phỏngxảy ra ở một tần số cộng hưởng của 581 Hz, chế độ thứ hai, trục quay / chế độ công cụ chủ / công cụ, 720 Hz và chế độ thứ ba, tool-holder/tool chế độ, 1005 Hz Những kết quảnày dựa trên một loại CAT shrink-phù hợp với 40 công cụ chủ với đường kính 25,4 mm, carbide rắn, nhà máy cuối cùng của 2-rãnh Các giá trị độ cứng áp dụng cho các vòng bi được lấy từ các nhà sản xuất mang, và các giá trị độ cứng của các giao diện trục chính / công cụ chủ (CAT # 40 HSK 63A và HSK 80F) được dựa trên revues văn học [14, 15,

16, 17 và 18] Độ cứng được lựa chọn và giá trị giảm xóc viscose cho trường hợp này được đưa ra trong Bảng 2

Như đã thảo luận trước đó, hiệu suất trục chính cắt không chỉ được xác định bởi các thiết

kế trục chính mà còn bởi công cụ hình học Hình 9 cho thấy tuân thủ năng động tính toáncủa hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ cho một 25,4 và công cụ có đường kính

19 mm với nhô cùng

76 mm Trong cả hai trường hợp, hình dạng chế độ tool-holder/tool cho thấy việc tuân thủ cao nhất năng động Việc chuyển đổi từ một lớn hơn công cụ có đường kính nhỏ hơn làm tăng tần số cộng hưởng từ 1005 đến 1087 Hz và biên độ tuân thủ của mình Do sự gia tăng tần số cộng hưởng và tỷ lệ liên tục giảm chấn của giao diện trục chính / công cụ chủ (ξ = 0,048), độ rộng của đỉnh cộng hưởng tăng là tốt

Những kết quả này cho thấy đường kính công cụ có ảnh hưởng đáng kể đến việc tuân thủ

hệ thống tổng thể và hiệu suất cắt trục chính Bằng cách áp dụng các phương trình (1 đến4), trục chính cắt Spe hiệu suất là công cụ 19 mm đường kính 0,39 và công cụ đường kính 25,4 mm

0,46 Những tính toán này đã được thực hiện gia công nhôm, với một chip tải FZ =

0.25mm/rev Ngay cả những dự đoán tối đa tiêu cực thực sự một phần của FRF cho các