Шпиндельные узлы - это наиболее ответственные механизмы станков. От совершенства конструкции, а также от качества изготовления и сборки шпиндельных узлов во многом зависит точность обработки.
В настоящее время в практике станкостроения наметилась тенденция к созданию жестких конструкций шпинделей относительно небольшой длины. Повышение жесткости шпинделей достигается за счет увеличения диаметра или площади поперечного сечения, применения дополнительных опор, повышения жесткости опор качения за счет создания предварительного натяга и т.д.
Шпиндельный узел токарного станка и его техническое состояние напрямую влияет на стабильность показателей качества поверхности деталей, обрабатываемых на токарных станках. Особое влияние имеет передняя опора шпинделя, которая в наибольшей степени испытывает воздействие динамических составляющих силы резания.
При эффективном диагностировании технического состояния станка и своевременных профилактических мероприятиях затраты на его техническое обслуживание и ремонт, достигающие 6-8 % совокупных производственных затрат, могут быть сокращены на 20-25 %. Таким образом, разработка методик и средств диагностирования технического состояния (особенно его экспресс-оценки) наиболее важных узлов станка, в первую очередь шпиндельных узлов токарного станка, является важной и актуальной научно-технической задачей.
С точки зрения информативности диагностических сигналов о техническом состоянии узлов станка, наиболее предпочтительны спектральные характеристики (СХ), так как они позволяют не только оценить техническое состояние конкретного узла, но и дать заключение о состоянии его элементов. Однако традиционные методики предполагают использование набора эталонных спектров (образов) Дефектных узлов, что связано с необходимостью обширных предварительных экспериментальных исследований. Кроме того, методики обработки СХ (анализ огибающих, вычисление эксцессов, кепстров и т.д.) достаточно сложны для практической реализации. Они не позволяют учитывать режимы функционирования станка, что снижает информативность и достоверность диагностирования его технического состояния.
Анализ динамических характеристик токарных станков показал, что они представляют собой сложную нелинейную систему взаимосвязанных элементов и узлов с упруго-диссипативными перекрестными связями и воздействием неконтролируемых динамических возмущений.
Для выявления узлов токарного станка, техническое состояние которых наиболее существенно влияет на показатели процесса обработки, создана обобщенная структура динамической системы механического узла, учитывающая следующие факторы: инерционные массы вращающихся валов и движущихся элементов; жесткость опор валов и ходовых винтов; жесткость элементов, передающих движение (зубчатых зацеплений, направляющих), а также износ элементов, т. е. отклонение от их нормального технического состояния. При этом динамические возмущения представляют в виде обобщенного вектора F = W[G(∆)], где W - оператор преобразования; G(∆) - функция, описывающая проявление дефектов элементов узла в параметрах его структуры; ∆ - износ элементов узла.
Динамические возмущения, воздействуя на инерционную массу этой структуры (корпус), вызывают возникновение в ней вибраций. Контролируемой величиной в данном случае является суммарный уровень вибраций, представляемый в виде обобщенного вектора Z = V[F], где V - оператор преобразования. Тогда можно записать Z = V{W[G(∆)]} = P[G(D)], где P - оператор преобразования.
Таким образом, задача оценки технического состояния станка в общем виде сводится к нахождению оператора Р, который позволяет по результатам измерений вибраций Z определить эксплуатационный ресурс элементов диагностируемого узла.
Для конкретизации постановки задачи примем следующее допущение: спектр контролируемого вибросигнала, характеризуемый в общем случае сложной структурой, имеет конечное множество составляющих, которому поставлено в соответствие множество состояний диагностируемого узла. В этом случае задача сводится к тому, чтобы по результатам сравнения измеренного спектра вибросигналов с определенными диагностическими признаками идентифицировать техническое состояние узла станка.
В основу диагностической модели станка положена известная модель динамических связей его основных элементов, учитывающая качественные и количественные показатели процесса обработки, а также входные и возмущающие воздействия (рис. 1). Здесь показаны следующие параметры: fшу(t) и fсп(t) - внутренние динамические возмущения; t - текущее время; ωш(t) и uсп(t) - частота вращения шпинделя и скорость подачи суппорта; Zшу(t) и Zсп(t) - измеряемые уровни вибрации; ∆xш(t), ∆xp(t) и ∆xз(t) - амплитуда вибраций соответственно шпинделя, резца и неравномерной поверхности заготовки.
Рис. 1. Структура диагностической модели токарного станка
Кроме того, на рис. 1 обозначены операторы преобразования, учитывающие следующие факторы: Wшу и Wсп - колебательность соответственно опоры шпиндельного узла и суппорта; Wu(шу) и Wu(сп) - влияние скорости резания на уровень вибраций шпиндельного узла и суппорта; W∆(шу) и W∆(сп) - величину износа; Wр(шу) и Wр(сп) - влияние процесса резания на уровень вибраций; Wz(шу) и Wz(сп) - передачу вибраций на датчики; Wp — собственно процесс резания; Wсл - обработку по следу.
В качестве входных используют тестовые воздействия, определяемые одним из трех технологических режимов, реализуемых на станке: холостой ход (I), точение гладкой (II) и прерывистой (III) поверхностей. Наличие трех тестовых сигналов создает необходимое информационное поле для более точной идентификации дефектов узла. В частности, это позволяет учесть инерционные, демпфирующие и жесткостные характеристики шпиндельного узла токарного станка, а также внутренние возмущения, обусловленные дефектами элементов шпиндельного узла, например износом подшипниковых опор шпинделя.
Вибрационные процессы в таких механических системах носят, как правило, нелинейный характер. Однако при малом износе и невысоком уровне динамических возмущений можно ограничиться рассмотрением линейной модели, так как она позволяет адекватно оценить процессы, протекающие в этих условиях, с минимальными затратами вычислительных ресурсов. Благодаря высокой демпфирующей способности станины станка можно пренебречь также взаимным влиянием шпиндельного узла и суппорта.
Поскольку при таком подходе пространственная структура контролируемого узла выступает в роли передатчика информации или некоторого фильтра для диагностического сигнала, то этот узел можно представить в виде набора динамических звеньев первого и второго порядка. Как показывает практика, при исследовании относительно узкого интервала частот, характерного для таких механических систем, как шпиндельный узел токарного станка, с достаточной для практики точностью можно ограничиться описанием спектра дифференциальным уравнением второго порядка, учитывающим период колебаний с собственной частотой корпуса шпиндельного узла, демпфирующую способность корпуса, внешние возмущения и текущее время.
Для идентификации параметров диагностической модели предлагается метод их поэтапного восстановления при различных режимах функционирования станка.
На первом этапе моделируют тестовую проверку, которую проходит шпиндельный узел токарного станка в режиме I. При этом принято допущение, что основным возмущающим фактором в таком случае являются гармонические колебания с частотой, кратной частоте ωш, вращения шпинделя, что может быть обусловлено, например, эффектом дробления. Тогда fшу(t) = K∆sin(Kпωшt), где K∆ — параметр возмущения, учитывающий износ подшипника; Кп - коэффициент, учитывающий конструктивные особенности опоры (тип дефекта, число подшипников в ряду И число рядов); fшу(t) - см. на рис. 1. Для приближения результатов моделирования к реальным условиям диагностирования шпиндельного узла на выходной сигнал модели искусственно налагают помехи. Моделирование проводят в среде Maple7; для получения СХ используют преобразование Фурье.
При изменении параметров ωш и K∆ модели с применением аппроксимирующей функции в виде полигармонического сигнала получены соответствующие СХ (рис. 2).
Рис. 2. Влияние параметров ωш и K∆ модели возмущения на спектр диагностического сигнала при Кп= 10 (δ - спектральная плотность; ω - текущая частота; ωс - собственная частота; ωш - частота вынужденных колебаний): а - при K∆ = 1; (ωш = 5 Гц (300 об/мин); б - при K∆ = 1; ωш = 15 Гц (900 об/мин); в - при K∆ = 0,5; ωш = 5 Гц (300 об/мин); г - при K∆ = 1,5; ωш = 5 Гц (300 об/мин)
Анализ результатов моделирования тестовой проверки шпиндельного узла в режиме 1 позволяет определить интервал частот, соответствующих подшипниковым опорам шпинделя. Установлено, что при повышении частоты вращения шпинделя амплитуда вынужденной составляющей сигнала уменьшается. Вероятно, это объясняется подавлением высоких частот пространственной структурой шпиндельного узла.
На втором этапе моделируют тестовую проверку шпиндельного узла токарного станка при работе в режиме II. При этом принято предположение о том, что при наличии износа в опоре шпинделя происходит отжатие внутреннего кольца подшипника под действием силы резания, и зазоры в нем перераспределяются. В результате возникает возмущающее воздействие в виде биений, которое можно представить в виде следующей модели:
fp(t) = K∆[1+Kp sin(ωшt)]sin(Kпωш)t,
где fp(t) - динамическое возмущение, обусловленное процессом резания; Кр — параметр возмущения, учитывающий влияние силы резания на биение.
Результаты, полученные на втором этапе, позволяют идентифицировать интервал частот, соответствующий наиболее нагруженной опоре шпинделя. Установлено, что на амплитуду гармонических составляющих вынужденных частот в этом интервале сила резания оказывает большее влияние, чем скорость резания.
На третьем этапе моделируют тестовую проверку в режиме III, т. е. при циклически изменяющейся нагрузке. При этом шпиндельный узел подвергается ударному воздействию с частотой вращения шпинделя с последующим затуханием колебаний и переходом в режим II. Для данного режима предложена соответствующая модель возмущения (здесь не приведена).
Результаты третьего этапа моделирования позволяют выделить гармонические составляющие вынужденной частоты, соответствующие динамическим параметрам проявления дефектов элементов шпиндельного узла. Установлено, что амплитуда указанных составляющих в 2,5 - 3 раза больше, чем при точении гладкой поверхности. Это свидетельствует о высокой информативности диагностического сигнала с точки зрения накопления дефектов и динамики изменения эксплуатационной надежности шпиндельного узла.
Разработанная диагностическая модель и предложенные модели возмущений являются основой имитационного моделирования тестовых проверок шпиндельного узла на различных технологических режимах. Они позволяют использовать СХ диагностического сигнала и параметры моделей возмущений в качестве признаков, качественно определяющих техническое состояние опор шпинделя. Для количественной оценки технического состояния необходимо провести экспериментальную параметризацию диагностической модели с целью получить адекватную количественную оценку износа, который получил шпиндельный узел токарного станка.
