Динамические процессы в многофункциональном металлообрабатывающем оборудовании тема автореферата и диссертации по механике, 01.02.06 ВАК РФ

На правах рукописи

Гаврилов Виктор Александрович

ДИНАМИЧЕСКИЕ ПРОЦЕССЫ В МНОГОФУНКЦИОНАЛЬНОМ МЕТАЛЛООБРАБАТЫВАЮЩЕМ ОБОРУДОВАНИИ

Специальность 01.02.06 -динамика, прочность машин, приборов и аппаратуры

Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Омск-2000

Работа выполнена в Омской государственном техническом университете

Научный консультант заслуженный деятель науки, доктор технических наук, профессор БЕЛЫЙ В.Д.

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор МАКСАК В.И. доктор технических наук, профессор ТАРАСОВ В.Н. доктор технических наук, профессор МОРГУНОВ А.П.

Ведущая организация - ФГУП ПО "Полет", г. Омск.

Защита диссертации состоится 15 декабря 2000 г. в 7Г СО' часов на заседании диссертационного совета Д 063.23.02 в Омском государственном техническом университете по адресу: 644050, г. Омск, пр. Мира 11, корпус 6, ауд. 340.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ОмГТУ.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные печатью организации, просим направить в адрес диссертационного совета.

Автореферат разослан « /3" иСХс/и'\ 2000 г.

Ученый секретарь диссертационного совета д.т.н., профессор

Е.А. Воронов

Кбзг.0г-5г'01,0

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Особенностью современного машиностроения является значительный рост доли продукции, выпускаемой в условиях многономенклатурных производств: единичного, мелкосерийного и серийного, что составляет 75... 80 % от общего выпуска и такая тенденция продолжается. Для решения проблем, возникающих в производстве, в 70-х годах сформировалось направление - гибкие производственные системы (ГПС). Новизна концепции ГПС состоит в создании высокоавтоматизированного, в перспективе "безлюдного" производства, на основе оборудования и других систем, способных к быстрому переходу на выпуск новой продукции. Качество и количество выпускаемой продукции - функция возможностей машины. Непрерывное возрастание мощности и быстроходности машин, увеличение степени централизации обработки на многофункциональном оборудовании, значительные колебания нагрузок на узлы при черновой и чистовой обработках, гибкость системы вызывают изменения условий взаимодействия инструмента с заготовкой в процессе обработки и в целом характеризуют нестабильность процесса во времени и снижение точности системы. Интенсивность отмеченных процессов зависит от динамических свойств металлообрабатывающего оборудования. Нестабильность процессов, проявляющаяся в механических колебаниях системы, приобретает особую актуальность в условиях автоматизированного производства. Для решения возникающих вопросов необходимо создание эффективного многофункционального металлообрабатывающего оборудования, обеспечивающего высокую производительность, точность, надежность при низкой себестоимости, как самого оборудования, так и продукции, изготовляемой на нем.

В связи с частой сменой объектов производства, оборудование должно обладать технической гибкостью, то есть способностью переходить, в пределах установленных технических возможностей, из одного функционального состояния в другое с целью выполнения очередного производственного задания или новой функции.

Цель работы заключается в разработке основных положений по обеспечению точности принципиально новых поколений станков, обладающих свойствами многофункциональности, гибкости и переналаживаемости, работающих в условиях интенсивных механических воздействий, на основе улучшения их динамических характеристик, путем рационального проектирования узлов несущей системы и оптимизации режимов работы.

Основанием для выполнения работы послужили: Комплексные программы повышения технического уровня производства агрегатов ТРА на 1983 - 1990г.г. (Постановление С.М. СССР № 526); тематический план НИР ОмГТУ, финансируемый из средств федерального бюджета по единому заказ - наряду Министерства Образования РФ, г/б темы № Ф10 - 96 и № Ф1-99.

Общая методика исследования. В теоретических и экспериментальных исследованиях использованы положения и методы механики твердого тела,

теории упругости, теории колебаний, а также численные методы анализа и математического программирования. Для разработки математических моделей использовались результаты исследований динамических характеристик станков различных групп, проведенных автором и другими исследователями.

Объектами исследований являлись станки традиционных компоновок и опытные образцы, созданные на базе механизмов с параллельными структурами типа "Гексопод" и образцов, созданных по изобретениям A.C. № 1349954, № 1815122.

С помощью экспериментальных исследований подтверждена достаточная для инженерных расчетов адекватность разработанных математических моделей.

Научная новизна. Разработаны основные положения по обеспечению точности принципиально новых поколений станков, обладающих свойствами многофункциональности, гибкости и переналаживаемости, работающих в условиях интенсивных механических воздействий, на основе повышения их качества, путем рационального проектирования узлов несущей системы. Предложены основные направления развития металлообрабатывающего оборудования. Разработаны обобщенные физические и математические модели динамики несущей системы станков.

Решена задача повышения виброустойчивости станков на основе использования виброгасящих устройств с тонкостенными упругими элементами с распределенной нагрузкой.

Положения, выносимые на защиту.

1. Обоснование методики комплексной оценки точности многофункционального металлообрабатывающего оборудования на основе учета геометрических, кинематических и динамических погрешностей.

2. Обоснование и разработка обобщенных физических и математических моделей динамики многофункционального оборудования.

3. Разработка математических моделей оценки точности обработки на многофункциональном оборудовании.

4. Разработка математической модели и результаты исследования виброгасящих устройств с тонкостенными упругими элементами с распределенной нагрузкой.

5. Результаты комплексного исследования станков нетрадиционных компоновок на базе механизмов с параллельными структурами.

6. Обоснование основных направлений развития металлообрабатывающего оборудования, обладающего свойствами гибкости и переналаживаемости.

Практическая ценность и реализация результатов работы. Результаты исследований вносят новый вклад в развитие многофункционального металлообрабатывающего оборудования, предложены направления и перспективы развития, сферы практического использования.

Разработанные математические модели, алгоритмы и программы, позво-

ляют решать практические задачи по оценке точности многофункционального оборудования на стадии проектирования и при эксплуатации.

При проектировании и создании опытных образцов реализованы полностью или частично признаки изобретений: A.C. № 1195102, A.C. № 1236242, A.C. № 1244407, A.C. № 1505893, A.C. № 1349954, A.C. № 1337227, A.C. № 1815122, патент РФ № 2015428.

Результаты исследований внедрены на ФГУП им. Баранова, в Омском машиностроительном конструкторском бюро.

Научные разработки диссертации используются при чтении курса "Конструирование, расчет и САПР станков и станочных комплексов", а также в курсовом и дипломном проектировании в ОмГТУ.

Апробация работы. Основные положения и результаты работы докладывались и обсуждались:

- Международная научно-техническая конференция "Динамика систем, механизмов и машин" (Омск, 1995 г.);

- II Международная научно-техническая конференция "Динамика систем, механизмов и машин" (Омск, 1997 г.);

- III Международная научно-техническая конференция "Динамика систем, механизмов и машин" (Омск, 1999 г.);

- Всесоюзная научно-техническая конференция "Автоматизированное проектирование машин, оборудования, приборов и технологических процессов в машиностроении" (Устинов, 1986 г.);

- Всесоюзная научно-техническая конференция "Проблемы создания гибких производственных систем и роль САПР при внедрении "Безлюдной" технологии в промышленности" (Москва, 1986 г.);

- Всесоюзная научно-практическая конференция "Проблемы создания и внедрения гибких производственных и робототехнических комплексов на предприятиях машиностроения" (Одесса, 1989 г.);

- Всесоюзная научно-практическая конференция "Проблемы создания и внедрения гибких производственных и робототехнических комплексов на предприятиях машиностроения" (Москва, 1989 г.);

- Зональная научно-техническая конференция "Проектирование и эксплуатация промышленных гидроприводов и систем гидропнемоавтоматики" (Пенза, 1989 г.);

- Зональный семинар "Состояние, опыт и направление работ по комплексной автоматизации на основе ГПМ, РТК и РР" (Пенза, 1989 г.);

- Зональная научно-техническая конференция "Совершенствование процессов резания и средств автоматизации для повышения производительности гиб-ких станочных систем" (Курган, 1990 г.);

- Региональная научно-техническая конференция "Разработка и внедрение гибких производственных систем для механической обработки" (Омск, 1987 г.);

- Региональное научно-техническое совещание "Прогрессивные методы

проектирования и конструкции механообрабатывающего оборудования" (Омск, 1987 г.);

- Научно-технический семинар "Новая технология, оборудование, оснастка и инструмент для механической обработки и сборки" (Москва, 1990 г.);

- XXX научная конференция "Ресурсосберегающие технологии. Проблемы высшего образования" (Омск, 1994 г.);

- Семинары кафедры "Металлорежущие станки и инструменты" и научные конференции ОмГТУ, проведенные в период 1972-1999 гг.

Публикации. По тематике исследований опубликовано 44 работы, включая 8 изобретений и 2 зарегистрированных отчета по НИР.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, шести разделов, заключения, списка литературы из 179 наименований и приложения.

Основной текст изложен на 319 страницах машинописного текста, содержит 10 таблиц и 129 рисунков.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность проблемы динамических процессов в многофункциональном металлообрабатывающем оборудовании, сформулированы цель, научная новизна, положения выносимые на защиту, практическая ценность и реализация результатов работы, приведены сведения об апробации основных положений диссертации. Рассмотрены общие вопросы, связанные с задачами создания и совершенствования оборудования для многономенклатурного механообрабатывающего производства с часто сменяемыми объектами производства.

1. Состояние вопроса и задачи исследования

Динамические процессы в металлообрабатывающем оборудовании приобретают особое значение в связи с превращением их в сложные системы, обладающие свойствами многофункциональности, гибкости и переналаживаемости, а также повышением требований к точности изготовления деталей. Поэтому при проектировании и эксплуатации металлообрабатывающего оборудования необходимо решить задачи, связанные с погрешностями, вносимыми динамическими явлениями. В первую очередь, это механические колебания.

При металлообработке оборудование испытывает собственные и вынужденные колебания, а также автоколебания. О важности роли динамических явлений в технологическом оборудовании свидетельствует то внимание, которое уделяется исследованию этих явлений отечественными и зарубежными учеными. Значительный вклад в развитие теории динамики технологического оборудования внесли такие ученые, как С.П. Тимошенко, Я.Г. Пановко, А.И. Каширин,

A.П. Соколовский, B.B. Каминская, B.A. Кудинов, C.C. Кедров, З.М. Левина, H.H. Зорев, Л.С. Мурашкин, Д.Н. Решетов, В.Н. Подураев, М.Е. Эльясберг,

B.Л. Вейц, И.С. Амосов, В.В. Заре, И.И. Ильницкий, И. Тлустый, М. Полачек и др.

В работах указанных авторов наряду с теоретическими и экспериментальными исследованиями представлен ряд гипотез об источниках возбуждения колебательного движения. Вынужденные колебания характерны для процессов с периодически изменяющимся сечением срезаемого слоя, а также имеют место при многолезвийной обработке и наличии несбалансированных вращающихся масс.

Возбуждение автоколебаний отличается значительным разнообразием. По литературным источникам известны следующие источники возникновения автоколебаний.

1. Нелинейная характеристика силы резания с одним или двумя падающими участками.

2. Запаздывание (отставание) составляющих силы резания от перемещения при колебаниях.

3. Связанность вертикальных и горизонтальных колебаний вершины резца относительно обрабатываемой детали.

4. Различное деформационное упрочнение обрабатываемого материала при врезании и отталкивании резца.

Каждый из указанных выше источников обычно изучался изолированно, независимо от других. В реальных условиях существует одновременно несколько источников возбуждения автоколебаний. Взаимодействие нескольких одновременно действующих источников возбуждения автоколебаний при резании, исследовано недостаточно, поэтому отсутствуют рекомендации по обеспечению вибро-устойчивости систем и процессов резания.

Вопросам, связанным с исследованием точности и различным методам ее достижения посвящены работы B.C. Балакшина, H.A. Бородачева, Н.Г. Бруевича, Б.М. Базрова, A.C. Бронникова, В.Т. Портмана, Д.Н. Решетова, B.C. Корсакова и других исследователей.

Основы оценки контактной деформации станочных систем заложены в работах В.К. Вотинова и А.П. Соколовского. Вопросы жесткости применительно к технологическому оборудованию и их конструктивным элементам, а также неподвижным и подвижным соединениям, рассмотрены в работах Д.Н. Решетова, В.В. Каминской, З.М. Левиной, В.И. Максака и других.

Гибкость является одним из важнейших свойств ГПС, функционирующих в условиях многономенклатурного производства.

Обобщая существующие в настоящее время определения гибкости, можно сказать, что гибкость - это свойство производственной системы переходить (адаптироваться) в пределах установленных технических возможностей из

одного функционального состояния в другое с целью выполнения очередного производственного задания или новой функции.

Таким образом, главным принципом обеспечения гибкости технической системы является принцип единства функции и структуры. Можно выделить два компонента, определяющие степень гибкости технических средств:

- число различных функциональных состояний, которые система может дискретно или непрерывно принимать в пределах своих технических возможностей;

- время перехода из одного функционального состояния в другое.

Эти показатели влияют на степень гибкости системы в противоположных направлениях. С ростом числа функциональных состояний гибкость увеличивается, а с ростом времени перехода из одного состояния в другое, гибкость уменьшается. В то же время, как увеличение количества состояний системы, так и быстродействие увеличивает вероятность возникновения в ней опасных динамических явлений.

Иод многофункциональным оборудованием понимается такое оборудование, которое может дискретно или непрерывно в пределах заданного диапазона характеристик переходить из одного функционального состояния в другое с целью выполнения очередного производственного задания или новой функции.

Многофункциональное оборудование решает главную задачу - создание современного высокоэффективного многономенклатурного производства, с быстро сменяющимися объектами производства. На них осуществляется как интеграция, так и концентрация значительного числа простых операций в одну сложную операцию обработки в одной позиции и за одну установку, чем достигается высокая производительность. Концентрация и интеграция - это различные формы общего явления централизации обработки на станках.

Работ, посвященных исследованию динамики многофункционального металлообрабатывающего оборудования на настоящий момент нет. Частично этот пробел восполняется исследованиями многоцелевых, многооперационных станков, широко используемых в ГПС.

Динамическая система многофункционального металлообрабатывающего оборудования образуется взаимодействием упругой системы и рабочих процессов. Упругая система включает механическую часть станка, приспособление, инструмент и деталь. Станок является основной составляющей упругой системы. Механическая часть станка, в основном, определяет точность и качество обработки деталей. Наибольшее влияние на динамику станка оказывает несущая система, которая представляется совокупностью элементов (станина, корпусные детали и т.д.), механизмов станка, несущих инструмент и заготовку.

Несущая система составляет 80-85 % массы станка, определяет компоновку, технологические возможности.

В первом разделе предлагаемой работы проведен обзор гибких автоматизированных систем, определены основные элементы, обеспечивающие их эффективную работу.

Исследование гибкости и псрсналаживаемости металлорежущих станков проводилось по основным группам классификации станков, включая станки с ЧПУ, "Обрабатывающие центры" и сталки нетрадиционных компоновок. За исходную гипотезу принято утверждение, что станок предназначенный для обработки одной поверхности, обладает нулевой гибкостью. Траектория любой сложности формообразующего движения может быть составлена не более чем из шести простых элементарных движений: трех поступательных вдоль ортогональных осей координат и трех вращательных относительно тех же осей (при малых углах поворота).

Исследования конструкции и компоновок станков фрезерной группы (рис. 1,2) показали, что серийно выпускаемые станки обладают от 3 до 8 степеней подвижности, без учета главного движения (вращения шпинделя). Структура станка принята состоящей из одного стационарного (неподвижного) и нескольких подвижных блоков, соединенных в два механизма, кинематическая схема которых чаще всего представляет собой разомкнутую цепь, образованную последовательным соединением вращательных и поступательных кинематических пар пятого класса. Один механизм перемещает резец, а другой обрабатываемую заготовку. Подвижный блок реализует определенное координатное движение, в соответствии со схемой резания и в него могут входить несколько узлов, не имеющих относительных движений (см. рис. 1). При раскрытии содержания структур механизмов станка важным вопросом является выявление характера сопряжения блоков - последовательного или параллельного. Характерным свойством последовательного сопряжения блоков является усложнение движений конечного блока, то есть увеличения числа степеней свободы. Каждый промежуточный, последовательно сопряженный блок, помещенный между стационарным и конечным блоками, обеспечивает дополнительную степень свободы заготовки или инструмента и перемещает вместе с собой все блоки, расположенные за ним до конечного. Расположение стационарного блока и структура механизма непосредственно влияют на абсолютную подвижность (потенциальную гибкость) всех остальных блоков и станка в целом, поскольку эту подвижность рассматривают относительно стационарного блока.

Характерным признаком параллельного сопряжения блоков является разветвление движений без их усложнения, что присуще специальным и агрегатным станкам. В данном случае обработка производится одновременно несколькими инструментами (многошпиндельные и многопозиционные станки). Движения при параллельном сопряжении разветвляют, как правило, в направлении от стационарного блока к концевым. Агрегатные станки относятся к группе специальных станков, поэтому при изменении номенклатуры производства осуществляется перекомпоновка оборудования. Этот недостаток в настоящее время устраняется за счет обеспечения возможности регулирования элементов агрегатного станка (рис. 2).

И (В,)

3(П,ПзП4)

хугос

4

11

И(П3ПаВ,),3(П4В5П6)

И0У5,) 3 (Пзп4) хуогс

- Л/

и (ПЛВ,) 3(П4П5) хуогшс

г А

* Г 1

^С

Г У

Ж

и (П4в3в2в,), з (И5п6п7) и (а4в5в,в,), з (п5п6в7в8)

Рис. 1. Компоновки станков и их подвижность: X, У, г, - перемещение блоков вдоль осей; С - вращение шпинделя; И - инструмент; 3 - заготовка; П - поступательное перемещение; В - вращательное перемещение; О - неподвижный блок

С.3>

Головка шпиндельная однокоординатная

Головка шпиндельная поворотная

Рис. 2. Регулируемые агрегатные узлы

В технологическом оборудовании, именно механическая его часть, определяет верхнюю границу гибкости и точности системы. Все остальные подсистемы, включая и систему управления, могут только в большей или в меньшей степени снизить гибкость системы. Поэтому наиболее важной проблемой создания современного многофункционального оборудования является разработка, исследование и совершенствование его механической части, как основы для дальнейшей автоматизации. Опыт внедрения станков с ЧПУ и ГПС показывает, что наиболее удачные варианты получаются при использовании станков с современной механической частью.

Исследование реальных механизмов станков с позиции обеспечения заданных траекторий формообразующих движений исполнительными узлами, имеющими первичные погрешности и, находящихся под воздействием, различных внешних и внутренних факторов, включая динамические, обеспечивают научную основу для развития теории создания гибких переналаживаемых станков и станочных комплексов.

В любом станке независимо от его типа (токарный, фрезерный и т.д.) наиболее важными являются механические характеристики, такие как жесткость, точность направляющих, стабильность характеристик при изменении температуры, виброустойчивость. Эти качественные характеристики необходимы для обеспечения точности относительного положения детали и инструмента и ими должен обладать каждый механизм системы. Усилия конструкторов по повышению точности, жесткости и виброустойчивости станков за счет применяемых в узлах материалов, массы и точности изготовления не всегда дают ожидаемых результатов. Значительные возможности повышения технических характеристик станков находятся в совершенстве конструкций за счет оптимизации структуры, кинематики и адаптивности системы. Перспективным направлением в совершенствовании оборудования является адаптация его узлов и системы в целом к увеличивающимся нагрузкам. В последнее время в отечественном и зарубежном машиностроении развитие получили станки нетрадиционных компоновок.

Станки нетрадиционной компоновки - это новый вид станочного оборудования на основе механизмов параллельной структуры (действия), с расположением рабочего органа на пространственно-ориентируемой платформе (например, шпиндельного узла), положение которой в пространстве определяется за счет изменения длин шести опор. Один из конструктивных вариантов такого станка показан на рис. 3.

Основным назначением данного станка является выполнение черновых и чистовых сверлильных, расточных и фрезерных операций при обработке сложных фасонных поверхностей. Кроме того, возможно размещение станка в любом удобном для обработки месте (потолочное, настенное и угловое расположение - рис. 4).

Рабочий орган станка

Рис. 3. Станок нетрадиционной компоновки

т

Рис. 4. Варианты исполнения станков нетрадиционной компоновки

На основе вышеприведенного анализа можно сделать следующие выводы.

1. Гибкость производственной системы в значительной степени зависит от техно-логического оборудования (станков).

2. Гибкость системы можно обеспечить технологическим оборудованием следующих типов:

- агрегатно-модулыше станки, которые за счет изменения компоновки обеспечивают новые состояния станка, т.е. его гибкость;

- станки традиционных компоновокуниверсальиой группы, которые за счет изменения положения узлов обеспечивают новые состояния станка;

- агрегатные станки с возможностью регулировки положения узлов, которые за счет изменения компоновки (как станки 1 -ой группы) и регулирования положения узлов обеспечивают гибкость станка;

- станки нетрадиционной компоновки на базе механизмов с параллельными структурами.

При оценке точности станка, важным является комплексный подход, обеспечивающий учет геометрических, статических, кинематических, жесткостных и динамических параметров, который возможен на основе исследования соответст-вующих процессов, протекающих в станках.

Под динамическом процессом многофункциональных станков понимается изменение параметров системы, в тш числе и параметров, характеризующих рабочие процессы, под влиянием того или иного внешнего воздействия (разгон, торможение, колебания, переход из одного состояния в другое и т.д.).

Вопросы жесткости применительно к металлорежущим станкам и их конструктивным элементам рассмотрены в работах Д.Н. Решетова, В.В. Каминской, З.М. Левиной.

Процесс обработки детали на станке характеризуется сложными взаимосвязями между действующими факторами, свойствами станка, его динамическими характеристиками, режимами обработки и выходными показателями технологического процесса.

На основе анализа состояния проблемы, сформулированы задачи исследования.

1. Разработать направления развития металлообрабатывающего оборудования, обладающего свойствами многофункциональности, гибкости и перенала-живаемости для многономенклатурного производства.

2. Обобщить принципы и методы построения физических моделей.

3. Разработать обобщенные математические модели.

4. Разработать технические средства для повышения виброустойчивости.

5. Разработать математические модели оценки точности обработки.

6. Исследовать многофункциональное металлообрабатывающее оборудование нетрадиционных компоновок с целью определения их перспективы.

7. Разработать экспериментальные установки и методики исследований.

2. Систематизация технологического оборудования и направлений обеспечения точности. ; Математическая модель оценки точности обработки

С учетом общих тенденций развития современного станкостроения, таких как специализация и централизация обработки и основных технических характеристик оборудования (производительность, точность), создается возможность направления развития станков, обладающих свойствами гибкости и перенала-живаемости разбить на четыре группы.

Первое направление объединяет оборудование, имеющее наибольшую специализацию и предназначенное для обработки строго определенных поверхностей (агрегатные и специальные станки), практически не обладающее гибкостью. Для придания свойств гибкости станкам этой группы необходимо использовать возможности перекомпоновки узлов. Перспективность этого направления обеспечивается использованием агрегатно-модульного принципа построения станков.

Второе направление - это универсальное оборудование с централизацией обработки, проявляющейся в увеличении числа последовательных операций, выполняемых на станке за одну установку заготовки или с наименьшим числом перестановок. Компоновки таких станков отличаются наличием устройств для кантования (поворотов) заготовки с целью обработки ее с разных сторон увеличением числа осей координат, по которым осуществляются точные управляемые движения, наличием устройств для последовательного ввода различных режущих инструментов (револьверных головок, магазинов инструментов). Под это направление попадают многооперационные станки с ЧПУ.

Третье направление объединяет оборудование первого направления, с приданием ему дополнительных возможностей изменять положение (состояние) узлов за счет поднастройки (регулирования) параметров в определенных пределах.

Четвертое направление объединяет станки нетрадиционных компоновок с ЧПУ, обладающие высокими свойствами пространственной ориентации

Можно выделить три основных направления в исследовании точности: первое носит преимущественно геометрический характер и базируется на теории размерных цепей; второе связано с исследованиями жесткостных характеристик (деталей станков) и их влияния на погрешности системы станка; третье рассматривает весь комплекс факторов, в том числе геометрических, жеспсостных, кинематических и динамических.

Математическая модель оценки точности при обработке на мнооперацион-ном станке представлена в следующем виде:

{?}д = П' См к, * [м к„ х [м к,,х [мк, )х (?1и (1) ¡-1

где {г}д - координаты вершины инструмента в системе координат детали; {г}и - координаты вершины инструмента в системе координат инструмента;

п - число систем координат, участвующих в расчете; [ М . - матрица перехода от системы координат, построенной на основных базах блока ¡-1 к системе координат, построенной в основании поля допуска на отклонение от параллельности (перпендикулярности) вспомогательных баз блока ¡-1. Данная матрица определяет взаимное положение основных и вспомогательных баз блока, обусловленное компоновкой станка, без учета погрешностей изготовления; [ М ] п, - матрица перехода от системы координат, построенной в основании поля допуска на отклонение от параллельности (перпендикулярности) вспомогательных баз блока ь 1 к координатной системе, построенной на вспомогательных базах блока 1-1. Данная матрица учитывает погрешность положения (изготовления) вспомогательных баз блока относительно его основных баз; [ М ]ф1, 1 - матрица перехода от системы координат, построенной на вспомогательных базах блока ¡-1 к системе координат, построенной на основных базах блока! без учета упругих деформаций в стыке между ¡-1-м и ¡-м блоком. Данная матрица задает движение формообразования ¡-ого блока относительно ¡-1-гоблока; [ М ]Д]; -матрица перехода от системы координат пост роенной на вспомогательных базах И -го блока к системе координат, построенной на основных базах ¡-го блока без учета движения формообразования. Данная матрица учитывает упругие перемещения в стыке между М-м и ¡-м блоками станка.

При рассмотрении динамических процессов для формирования матриц, задающих упругие перемещения в стыке, необходимо определить амплитуды колебаний опорных точек блоков станка и микроперемещения в пределах зазоров.

3. Обобщенные физические и математические модели многофункционального металлообрабатывающего оборудования

Обобщенная физическая (расчетная) модель станка представляется в виде дискретной модели реальных конструкций узлов, пространственно ориентированных. Узлы несущей системы представляются стержнями и массивами, соединенными невесомыми упругими и диссипативными элементами при некотором фиксированном положении узлов станка.

Такое представление расчетной модели позволяет обобщить результаты исследований, проведенных на различных станках и других технологических машинах.

Предложенная расчетная модель обладает универсальностью, гибкостью и комплексностью. Модели реальных станков могут быть получены как более простые модели из более сложных, то есть имеет место принцип "вложенности" моделей. В свою очередь, простая модель оказывается типовым ядром обобщенной модели, полученной наращиванием на нее элементов, приданием новых свойств, нагрузок и усложнением структуры.

Точный расчет сложной обобщенной системы практически невозможен.

Поэтому, при решении конкретных задач целесообразно путем введения тех или иных допущений сократить количество элементов расчетной схемы и степеней свободы системы. Естественно, что допущения должны быть обоснованы путем тщательного анализа физических особенностей конструкций и влияния различных факторов на состояние колебательной системы.

В связи с вышеизложенным рассмотрим возможные варианты математических моделей упругой системы станка.

В работе рассмотрена обобщенная математическая модель на примере токарного станка, расчетная схема которого представлена на рис. 5.

Рассматриваемая колебательная система имеет 21 степень свободы.

Обобщенные координаты:

ч,=х,; ч2=у,; ч3 = ©1; = ч3 = ч21у; я6 = ©21;

я,»=я19х; %=я20у; я21 = ®76

Среди этих обобщенных координат X,; У,; 0, - перемещения станины и ее малые повороты относительно неподвижной системы координат; q q -относительные перемещения узлов станка (левой 2 и правой 3 тумб, передней 5 и задней 4 бабок, продольного 6 и верхнего 7 суппортов); ©^ - относительные повороты узлов станка.

Кинетическая энергия системы определяется выражением:

Т = 0,5{п,...(Ч12 +Ч22) + Мз2+т2(<Ь2 + Ь24з<Ь + + Я4Ч2 + Ь24зЧ2 + Ь224З2 + 44Ь24з +<М4 +

+ Ь24ЗЧ4 +Ч42)-ьт2(Ч12 + Я42) +

2 2 2 2 2 2 + Ъ(4з +2язЧб+я6 ) + т3(42 +Ьз qз + 2ч2Ь3я3 +

+ 2С[248 + Ьз4з48) + .1з(4з2 + 24зЧб + 4б2) + + т3(4|2 + <172 + 24,4?) + ... + т7[(422 + Ь6^з2 + 4)72 + <Ь02 + ^ + 242Ь6с[з + 2^2417 + 2 42420 + 2Ь6<Ь4п + 2Ь643420 н-24п420 + + Я12 +Ч1б2 +Ч192 + 24,41б + 24,4,9 +24!6419] +

+ Ы4з2 +Ч182 + 4г12 + 24з418 +24з42, + 24,842,), где т. и I - массы и моменты инерции узлов станка.

Квадратичная форма представления потенциальной энергии имеет вид:

или 1 м ^

1

(СП Ч,2+С22ЧЦ+-- + СИЧ52 +

+ 2Спч1Ч2 + ... + 2С.,,Ч,Д). (3)

Приводим выражение потенциальной энергии (3) к квадратичной форме:

Пи = 0,5 {2СМу [Ч/ + (Ц + Ч52 +■ + - 2Ч( ЦЧз +

+ 2я2 Я5 - 2Ь2 Ч] ч5] + С02х [Ч,г + + Ьу2> ч32 + Ьу22 Чб2 + 2х]ч4 + 2Ч,уЛ + + 2Ч,Ьу2 Чб + 2<цЬуА + 2ч4Ьу1 Чб + 2 Ьу/яА]5 П03 = 0,5{2СЮу [Ч/ + (Ь/ + Ь,2г) Чз2 + + ^ V + 2 ,Ц ч,+ + + 2ЬзЧз ч8] + С03х [Я,2+ Ч31х2 + + Ъу}\> + 2Ч,Ч7 + 2ч,Ьу3 ч + + 2^ ч9 + 2ч,Ьу3 ч3 + 2Ч?Ьу, ч, + 2Ьу32ЧзЧ,]; П12 = 0,5{2С12у[ч/ + Ьх22^] + С12)1[Ч/-(-Ь^ч62 -Ьу2 2ч4Ч6]}.

П„ = 0,5{2С,у[Ч|1/ + Чг21 + С,„ [Ч,ьг -н у ч,2 + 2Ь . ч, Ч,ь]}, где I = 4; 5; 6. П76 = 0,5{2С76у[ч2/ + Ь / Я212] + С76х [я|9г + Ьу7г Ч2|2 + 2ч19 Ь 7 ч2,]}, где С1 -коэффициенты жесткости.

Уравнения колебаний запишутся в виде:

anqi + a12q2 + ... + a,sqs + bnq, + b)2q2 +-+ b,sqs + cnqi +ci2q2 +... + c,sqs = Q,; a2Iq, + a22q2 + +a2sqs + b21q, + b22q2 + ... + b2sqs + c2iqi + c22q2 +-... + c2sqs = Q2; (4)

asiqi + as2q2 + - + assqs + bsiq, + bs2q2 +... + bssqs +-csiqi + cs2q2 +... + cssqs = Qs,

rues = 21.

Обобщенные силы Qj соответствующие обобщенным координатам q. определены с учетом всех возможных схем закрепления заготовки. Для определения сил действующих на узлы станка использовали функции влияния (функции Грина). При определении сил выявлено положение точки приложения силы резания, при котором момент, передающийся на переднюю бабку принимает максимальное значение:

-|-(М(ОД)) = -6\£ + З^2),

где \ - координата точки приложения силы резания.

При % = 0,423/ максимальный момент будет М = 0192 •/■ Ру , а поперечные силцдействующие на переднюю бабку Q, (0, ^)Ру =0,769Ру . На заднюю бабку поперечная сила будет -Q(0,£)Py = -0,231 Ру . Горизонтальная сила, действующая на переднюю бабку будет Pix = 0,577Рх,на заднюю бабку - Р2х = 0,423Рх . Обобщенные силы определяли как отношение элементарной работы действующих сил на

перемещении механической системы,вызванной элементарным приращением координаты Qi = аА(1ИСл "

- ® qi

Используя обобщенную модель токарного станка, проанализированы расчетные схемы суппортной группы одномассовой с одной степенью свободы, двухмассовой с двумя степенями свободы встречающихся в работах различных авторов, а также разработанная математическая модель суппортной группы в виде двухмассовой системы имеющей, четыре степени свободы.

Исследования проводились численными методами при помощи пакета MathCad 8.0 Plus. Исследовались системы уравнений свободных и вынужденных колебаний элементов суппортной группы.

В качестве исходных данных при математическом моделировании использовались результаты эксперимента. Так как в математической модели элементы суппортной группы представлены в виде параллелепипедов, а в реальной модели

имеют более сложные формы, для приведения в соответствие массовых характеристик модели и реальных образцов, используются следующие способы.

1. Массы элементов в математической модели представлены в виде функций габаритных размеров элементов.

2. Введен коэффициент заполнения объемов параллелепипедов Кг. Применение данного коэффициента в диапазоне 0,7—0,85 позволяет принять допущение, что параллелепипеды являются равномерно заполненными объемами.

Так для исследуемого токарного станка получены зависимости собственных частот, амплитуд вынужденных колебаний суппортной группы от различных ее параметров. Результаты исследований представлены в виде графиков, на основе анализа которых предложены практические рекомендации по увеличению виброустойчивости суппортной группы на данной операции, что приведет к улучшению качества обработки.

В проведенных исследованиях было установлено, что устойчивые колебания могут возникнуть при обработки статически и динамически уравновешенных валов на вполне исправном станке и при отсутствии каких бы то ни было внешних периодических нагрузок. Колебания имеют иную физическую природу, чем вынужденные, и по своему характеру значительно ближе к собственным колебаниям, то есть являются автоколебаниями.

Поэтому в работе была поставлена задача по исследованию автоколебаний в процессе резания.

Предварительные исследования и практика производства свидетельствуют о том, что при обработке деталей пониженной жесткости доминирующей подсистемой станка является подсистема детали. Поэтому при разработке математиче ской модели предполагалось, что неуравновешенность обрабатываемого вала отсутствует, процесс резания происходит при скоростях, соответствующих падающему участку характеристики силы резания. Расчетная схема системы представлена на рис. 6.

Эквивалентная приведенная масса (рис. 6 а) находилась из условия соблюдения равенства первой собственной частоты действительной и приведенной системы. Приведенный коэффициент жесткости определялся из условия равенства потенциальной энергии, а приведенный коэффициент демпфирования - из условия равенства рассеянной мощности действительной и приведенной системы. При разработке модели рассматривался наиболее неблагоприятный случай обработки середины вала. Уравнения колебательного движения подсистемы детали записаны в виде:

ту + су + ку = -ДРу (Д^ДБ, ДУ, Дт0), тг + сг+Ы = -ДРг ОН ДБ, ЛУ, Дт0), ^

где т, с и к - приведенные значения массы, коэффициента сопротивления и же-сткости подсистемы детали; ДРу и ДРг - приращения составляющих Ру и Рг силы резания при поперечных колебаниях (переменные силы резания); Д1, Д8,

Рис. 6. Кинематика процесса резания

ДУ - кинематические приращения параметров режимов резания (глубины, подачи и скорости) при поперечных колебаниях с учетом запаздывания т0. Кинематические приращения Д1, Д8, ДУ при колебаниях рис 6 в, г определялись в предположении, что длина / зачищающей режущей кромки равна величине подачи Б, а начальное перемещение 5 совпадает с линией действия равнодействующей Р силы резания (рис. 6 в) то есть угол 0 = 0, что соответствует отсутствию крутильных колебаний в системе.

Выражение для приращения параметров режимов резания примут вид:

Д1=у = = = =|5-у = 2. (6)

"г "у

Переменные силы резания при колебаниях находились путем разложения в ряд Тейлора функции силы при стационарном резании. Р = в, V) в окрестности рабочей точки (10,50,У()) в предположении, что характеристики Р = ед, Р = Р = ^У) силы резания являются симметричными относительно положения равновесия. При выполнении условий I» АХ, Б » ДБ, V » ДУ, после преобразования получим:

3! 3! 3!

^54 Л. ал. у35;!,.*,^

Полагая, что силы резания изменяются через некоторое время (запаздывают) после приращения параметров резания для составляющей ЛРу получим выражение:

дру = р;(1)-у, +р;(8).сеНф-ут + р;(У)-^-ут-

Ру

- Ру'"(1) Р,"(Б) • С18 Зф Ру"'(У) • ~ ~, 6 . 6 Ру 6

(8)

где Ут = У(т - т0); у, = у(т-т0)-

Первое уравнение системы (5) с учетом (8) приводится к уравнению с запаздывающими силами:

У+У= 4'У-е-у-а-ут+ Р-УТ-У-Ут + Ц-УТ

где Ъ = 1-^-; со0 =,/— ; со - собственная частота системы; г = ° - при-©2 V ш т-ш

Ру'ф + Ру'ф-^ср

веденные потери в системе; а = =-----—— - приведенная сум-

т-со

марная крутизна характеристик Ру - I и Ру - Б без учета запаздывания; „ Ру"'(0 + Ру"(8)-с1ё3ф „

Р = ---—~——- - коэффициент нелинеиности характеристик Ру -1

бш-©

Рг

и Ру - 5; у =-— - приведенная крутизна характеристики Ру-У без учета

т-со

- Рг3

запаздывания; ц =-- коэффициент нелинейности характеристики

6т-ю

Ру-V; ^р - сумма внутренних сил системы, действующих на консервативную колебательную систему, выражение которой написано слева.

Полагая, что за время запаздывания амплитуда колебаний изменяется достаточно мало, при £«1, е « 1, а « 1, р « 1,7 « 1, ц « 1, используя принцип

гармонического баланса, находим закон установления автоколебаний в системе в виде:

dyo áx

■ IL

2со

3 2 3 2 -E+a-sir>0+—Р-уо•sinO-y-cos©+—ц-уо cos@

4 4

= Ф(у0) (10)

где 0 = ют0 - фазовый сдвиг (относительное запаздывание). \ Условие устойчивости стационарного положения равновесия системы определяется из (10) методом возмущений в виде неравенства:

ЭФ(У)

ЗУ .

<0

(И)

'У0=0

или

е > a-sin© - ycos©.

С учетом принятых обозначений оно преобразуется к виду:

С > Ру (t) • +ру' (S). ctgcp • - — • Ру'(V) • eos и т0. (12)

ю со Ру

На границе области устойчивости знак "больше" заменяется знаком "равно".

Из выражения (12) следует, что при увеличении величины запаздывания крутизна характеристики Р = f(t) и Р = f(S) увеличивается, Р = f(V) уменьшается.

При t0-> 0 получим частное условие устойчивости:

c>Í£py(V). (13)

Ру

По результатам проведенных исследований автоколебательных процессов разработана методика определения оптимальных режимов резания. Пример расчета представлен на рис. 7.

X,

200

0.05 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,8 1,0 1,5 2,0 3,0 Хг Рис. 7. Область устойчивых режимов при токарной обработке

4. Исследование динамики и точности многооперационных станков

Рассматриваются результаты теоретических и экспериментальных исследований многооперационного станка с позиции обеспечения точности обработки деталей с учетом геометрических, кинематических и динамических факторов.

Особенностью многооперационных станков является широкий диапазон нагрузок при выполнении различных видов черновой и чистовой обработки при высоких требованиях к точности. Проведенный анализ факторов, оказывающих влияние на точность станка, показал, что основными характеристиками, определяющими погрешность обработки, являются: геометрические параметры базовых поверхностей отдельных элементов станка, определяющих их взаимное положение; упругие деформации в стыках; динамические характеристики элементов станка. В основу математической модели положен метод координатных систем с деформирующимися связями.

Согласно разделения рассматриваемого станка на блоки, принятой методики построения на основных и вспомогательных поверхностях блоков соответствующих систем координат, учитывающих отклонения взаимного положения основных и вспомогательных поверхностей, а также исходя из поставленной задачи, составляется граф связей систем координат (рис. 8).

А

Газ

лобр

л

[МЧС, цвет]

1,2,..., 12 - порядковый'номер системы координат Рис. 8. Граф связей системы координат

Вершинами графа являются системы координат, построенные на основных и вспомогательных поверхностях узлов станка, ребрами - матрицы перехода от одной системы координат к другой.

На графе приняты следующие обозначения: - Чз 1"Р " матрица перехода от вспомогательной системы координат го-

ризонтального суппорта к системе координат, построенной на основной установочной базе заготовки;

[Мс3 ч>с2]пр - матрица перехода от системы координат, построенной на основных базах горизонтального суппорта к системе, связанной с его вспомогательными базами;

[М„ чс2]пр - матрица перехода от вспомогательной системы координат вертикального суппорта к основной системе координат горизонтального суппорта;

[М^, чвс, ]пр - матрица перехода от основной системы координат вертикального суппорта к вспомогательной системе координат вертикального суппорта;

[Мч<ст , ]°р - матрица перехода от вспомогательной системы координат станины к основной системе координат вертикального суппорта;

[Мчет Т* - матрица перехода от основной системы координат станины к вспомогательной системе координат станины;

[Мчш^11]°5р - матрица перехода от основной системы координат инструмента к основной системе координат шпинделя;

[Мчшг ]с6р- матрица перехода от основной системы координат шпинделя к основной системе координат шпиндельной головки;

[М!и чшг]°б1> - матрица перехода от основной системы координат шпиндельной головки к системе, построенной на плоскости б станины;

[Мр „ 5 „ ]о6р - матрица перехода от системы координат, построенной на плоскости Б к системе, построенной на плоскости р станины;

[Мчсг рст]°6р - матрица перехода от системы р к системе координат, построенной на основной установочной базе станины;

гДи - радиус - вектор вершины расточного резца в системе координат инструмента;

гАз- радиус - вектор точки А в системе координат заготовки.

Тогда координаты вершины расточного резца, заданные в системе координат инструмента, в системе координат заготовки найдутся по формуле:

ХАЗ ХАИ

{г} Аз = ■ ^Аз 1 • = [М]Суи ^Аи 1

где [М] - суммарная матрица преобразования координат размерностью 4x4

при переходе от системы координат инструмента к системе координат заготовки, определяемая как произведение последовательных матриц преобразования координат;

[М] [М , 1"» [М , , Г [М , , [М , , у [М , ]п" [М

-,сум*= ч вс2 qз чс2 чвс2 ч вс! чс2 л цвс! -1 »- я вст^с! <1 стц вст •»

[М Т^ГМ ]<*р [м Iе6' [М I06" ГМ Т"*.

^ астост-» о ст $ ст -1 1 5 ст а 1пг -* ошгаш-1 аш ся л

(15)

Чстрсг-1 ретвет-1 $ ст ч шг чшгчш-1 и qIIlqнJ

В целях автоматизации расчета точности технологического оборудования разработана программа ЗУБКООШ).

В качестве исходных данных для работы программы составлены таблицы координат опорных точек в соответствии с геометрией описываемых узлов станка, учитываемых зазоров и погрешностей изготовления деталей.

В соответствии с экспериментальными данными шпиндельная головка как упругая система представлена в виде одномассовой системы с четырьмя степенями свободы (рис. 9), то есть как частный случай физической модели, рассмотренной в разделе 3. При этом прежде всего учитывается: прямолинейное перемещение центра тяжести шпиндельной головки вдоль оси ОХ; вращение вокруг оси О У; прямолинейное перемещение центра тяжести вдоль оси ОУ; вращение вокруг оси ОХ.

А

-Ж-

1е

У

О

--------

г

Рис. 9. Схема колебаний шпиндельной головки в плоскости УОг

Рассматриваются колебания шпиндельной головки в горизонтальной (ХОг) и вертикальной (УОЯ) плоскостях. Колебания в плоскости ХОУ не оказывают существенного влияния на точность обработки при растачивании отверстий и поэтому здесь не учитываются.

Корпус шпиндельной головки считаем недеформируемым. Жесткости упругих связей в точках А и В принимаются равными с и определяются расчетно-экспериментальным путем. Радиус инерции шпиндельной головки р относительно оси У, проходящей через ее центр тяжести С, определяется исходя из допущения равномерного распределения массы по принятой в схеме модели шпиндельной головки:

2 , и2 \ Шг. ил „ _ л*

(17)

= 0. (18)

Согласно составленным матрицам коэффициентов инерции и жесткости, процесс колебаний шпиндельной головки можно представить состоящим из двух взаимно несвязанных процессов: колебаний в горизонтальной и вертикальной плоскостях. В этой связи, дифференциальные уравнения колебаний в плоскости принимают вид:

шу + 2С-у-С(а-Ъ)0х =РУ, -<ЭХ + С(а2+Ь2)-©х-С(а-Ь)-у = М

где 1х = шр2.

Получаем следующее уравнение свободных частот колебаний системы: 2с-тю2 с(Ь-а) с(Ъ-а) с(а2 +Ь2)-1ю

Аналогичное уравнение составляется для колебаний в плоскости XOZ.

Численное решение уравнения (19) для колебаний в обеих плоскостях осуществлялось на ЭВМ при следующих значениях параметров системы: а = 0,34 м; в = 0,14 - 0,24 м ;/= 0,1 - 0,2 м ; ш = 92кг.

Для колебаний в плоскости ХС^

с = 52 300 000 Н/м; р = 0,21 м ; /= 0,2 м.

Для колебаний в плоскости У02

с = 75 600 000 Н/м ; р = 0,20 м;/=0,16 м.

В результате проведенных исследований выявлено:

- собственные частоты угловых и линейных колебаний существенно зависят от величины вылета шпиндельной головки и уменьшаются с увеличением вылета;

-различие в радиусах инерции и жесткости подвижных стыков в плоскостях ХОг и У ОХ приводит к отличию собственных частот колебаний в данных плоскостях;

-частоты угловых колебаний в обеих плоскостях имеют численно большие значения, чем собственные частоты линейных колебаний.

Анализируя точность различных видов обработки на станке МС12-250М1, необходимо подчеркнуть, что наибольший интерес представляют вынужденные колебания шпиндельной головки под действием сил резания при растачивании отверстий. Так как данный вид обработки требует высокой точности, и на этих операциях вектор результирующей силы резания Р постоянно меняет свое направление, оставаясь неизменным по величине. Изменение направления действия силы резания вызывает вынужденные колебания шпиндельной головки. Частота этих колебаний при установившемся движении будет равна частоте вращения шпинделя. При растачивании отверстий в условиях несвободного резания равнодействующая сила сопротивления резанию Р раскладывается на три взаимно перпендикулярные составляющие силы, действующие на резец.

Рт - силу резания, или тангенциальную силу, касательную к поверхности

реза ния и совпадающую с направлением главного движения станка;

Р0 - осевую силу, или силу подачи, действующую параллельно оси обрабатываемого отверстия в направлении, противоположном движению подачи;

Рр - радиальную силу действующую перпендикулярно оси обрабатываемого отверстия и направленную в сторону этой оси.

Равнодействующая Р, как диагональ параллелепипедаí

Р = 7Рт2+РО2+РР2 • (19)

На соотношение между силами Рт, Рр и Ро влияют элементы режима резания, геометрические элементы режущей части резца, материал обрабатываемой заготовки, износ резца и др. Начиная со скорости около 50 м/мин отношения Рр/ Рг иР0/Рт уменьшаются с увеличением скорости резания. Относительная величина Рр и Р0 возрастает с увеличением отрицательного значения переднего угла и с увеличением износа резца по задней поверхности. С увеличением глубины резания и главного угла в плане отношение Р0 / Рт возрастает, а Рр / Рт убывает.

Так как осевая составляющая сил резания практически не оказывает влияния на точность диаметра и формы обрабатываемого отверстия при рассмотрении колебаний шпиндельной головки она не учитывается. Ввиду сравнительно небольших диаметров отверстий, обрабатываемых на станке МС12-250М1, условно считается, что точкой приложения результирующей силы является пересечение оси вращения инструмента (ось X) и плоскости параллельной ХОУ, проходящей через вершину инструмента.

Таким образом вектор результирующей силы резания вращается в плоскости параллельной ХОУ, проходящей через вершину инструмента, с частотой, равной частоте вращения шпинделя.

Раскладывая силу Р на составляющие по осям X и У, можно записать:

Рх = Рсоб^ + а), Ру = РбшОШ + а), (20)

где а - угол между Р и Рр, определяемый из отношения

Рт Рр

Анализ технологических процессов, содержащих различные виды обработки на многоцелевом станке МС12-250М1 и статистические данные эксплуатации данного оборудования, позволили определить среднее значение результирующей силы Р, которые используются при определении амплитуд вынужденных колебаний шпиндельной головки.

Численные значения амплитуд вынужденных колебаний при различных параметрах настройки (вылет шпиндельной головки, величина и частота возмущающей силы) были получены с использованием ЭВМ . В результате проведенных исследований выявлено: -амплитуды линейных и угловых колебаний шпиндельной головки увеличиваются с увеличением возмущающей силы;

-величины амплитуд угловых колебаний шпиндельной головки оказывают доминирующее влияние на точность обработки;

- с увеличением вылета шпиндельной головки амплитуды линейных и угловых колебаний возрастают вследствие перераспределения давлений в направляющих и увеличения податливости системы;

- с увеличением частоты возмущающей силы в пределах рабочих режимов станка амплитуды угловых и линейных колебаний монотонно возрастают;

- частота вынужденных колебаний шпиндельной головки при расточных операциях с максимальной частотой вращения шпинделя (2000 об/мин.) значительно меньше низшей собственной частоты колебаний шпиндельной головки, поэтому явления резонанса не наблюдается.

С целью проверки адекватности математической модели колебательной системы шпиндельной головки были проведены экспериментальные исследования. Исследовались: жесткость подвижного стыка станина - шпиндельная головка в различных направлениях. Типовая схема деформаций при нагружении по оси ОХ "влево", представлена на рис. 10.

-Нагружение при 1_=200 —о—Разгружение при 1=200 Р Кн

—х—Нагружение при1_=100 —ь—Разгружение при 1=100

-Х=18,1Р+6,7 ----Х=8Р+5,1

Рис. 10. Деформации при нагружении вдоль оси ОХ, "влево"

Результаты проведенных исследований жесткости подвижного стыка шпиндельной головки и станины позволили сделать следующие выводы:

- наибольшую податливость данный узел имеет в плоскости XOZ•,

- наименьшую - в плоскости У ОХ, при нагружении сверху - вниз;

- с увеличением вылета жесткость узла шпиндельной головки уменьшается вследствие увеличения плеча прилагаемого усилия и уменьшения площади контакта в направляющих;

- существенное влияние на характер упругих перемещений оказывают зазорь в подвижном стыке.

Для исследования вынужденных колебаний было разработано специальное

нагрузочное устройство, позволяющее смоделировать реальные нагрузки при расточке. Для исследования динамических характеристик шпиндельной головки использовался серийно выпускаемый станок модели MC 12-250М1 и необходимая измерительная и регистрирующая аппаратура. Обработка полученных осциллограмм производилась по методикам, предложенным A.C. Пронниковым.

Результаты эксперимента позволили не только определить амплитуды колебаний шпиндельной головки относительно станины станка, но и построить траек-торию движения вершины инструмента в системе координат детали. Для этого была использована программа расчета на ПЭВМ координат вершины инструмента в системе координат детали и координаты опорных точек шпиндельной головки.

Последовательное задание положения шпиндельной головки в системе координат станины позволило определить координаты вершины инструмента в системе координат детали в зависимости от угла поворота шпинделя и параметров настройки.

По результатам проведенных исследований с использованием стенда для определения динамических характеристик шпиндельной головки были сделаны следующие выводы:

- с увеличением величины возмущающей силы амплитуды колебаний опорных точек шпиндельной головки возрастают в обеих плоскостях;

- колебания опорных точек передней части шпиндельной головки имеют большую амплитуду, чем задней;

- максимальную амплитуду колебания шпиндельной головки имеют в плоскости XOZ;

- с увеличением вылета амплитуды колебаний монотонно возрастают;

- увеличение частоты возмущающей силы в пределах рабочих режимов станка приводит к уменьшению амплитуд колебаний опорных точек шпиндельной головки.

5. Теоретические и экспериментальные исследования тонкостенного упругого элемента (ТУЭ), обеспечивающего гашение вибраций

Исследования, проведенные в главах 1-3, показывают, что расширение технологических возможностей станков достигается за счет увеличения количества звеньев в кинематических цепях механизмов, несущих инструмент и заготовку. Следовательно, увеличивается число подвижных и неподвижных стыков в станке, каждый из которых вносит свой вклад в погрешность обработки. Очевидно, что точность деталей, обработанных на станке, зависит, главным образом, от точности его направляющих - наличия зазоров, прямолинейности перемещения.

Одним из направлений снижения интенсивности колебаний или полного их исключения является обеспечение беззазорных сопряжений подвижных и непод-

вижных соединений станка во время обработки. Отсутствие зазоров может быть обеспечено только путем сборки с натягом. Предварительный натяг играетеще однупе менее важную роль - повышает жесткость системы. Однако при посадке с натягом, перемещение узлов связано со значительными потерями мощности, нагревом поверхностей и возможностью заклинивания соединений. Поэтому, совершенствование и создание конструкций, способных обеспечить постоянное беззазорное соединение и лишенных отмеченных недостатков, является важной задачей повышения виброустойчивости системы. С этой целью было предложено соединение с упругими регулируемыми элементами, обеспечивающими необходимый натяг. В основу предложения положена способность тонкостенного упругого элемента (ТУЭ), являющегося частью одной из сопряженных поверхностей, к перекрытию зазора.

Перекрытие зазора осуществляется за счет деформации упругого элемента под действием избыточного давления. Избыточное давление в рабочей камере создается двумя способами:

1. Подводом жидкости под давлением от индивидуального источника.

2. Подводом части рабочей жидкости из полости высокого давления во внутреннюю камеру устройства с ТУЭ.

В зависимости от степени перекрытия зазора тонкостенный упругий элемент может работать в режиме устойчивого контакта с поверхностью сопряженного узла в режиме наличия зазора между сопряженными поверхностями. При деформации ТУЭ больше величины первоначального зазора XV > 8 соединение будет работать как контактное (рис. 11).

Г

а) б)

в)

Рис. 11. Расчетные схемы а), б) и образцы в) ТУЭ

Величина давления, обеспечивающая контакт в соединении определяется натягом А равным Д = \V-S-

Поэтому определение величины и характера деформации тонкостенного элемента, а также площади контакта является необходимым для определения компенсирующей способности ТУЭ при отклонении узла от своего идеального положения.

Ширина зазора определяется диаметром сопряжения и равна Длина зазора зависит от геометрических параметров элемента и характера деформации. В качестве ТУЭ представляют интерес упругие элементы с длиной в пределах до 0,1м, диаметром для поршней 0,04-0,25м, толщиной от (0,1-1)10 3 м и несколько выше. Значит упругий элемент имеет одно из измерений (толщину) значительно меньше двух других. Поэтому упругий элемент при дальнейшем рассмотрении можно считать цилиндрической оболочкой с осе симметричной нагрузкой.

Для поддержания избыточного давления во внутренней камере необходимо надежно ее герметизировать. Обычно тонкостенный упругий элемент является звеном, ограничивающим внутреннюю камеру по периферии. Сама камера выполнена в виде кольцевой проточки в корпусе одной из сопряженных деталей соединения, и герметизация ее обеспечена. Поэтому герметизация камеры полностью зависит от надежности крепления ТУЭ.

Уравнение профиля деформированной поверхности ТУЭ, согласно схеме (рис. 11), имеет вид:

^^(х)^, (21)

ах4 о

где величина прогиба оболочки; Р = Р2 - Р ( - избыточное давление;

„ Л3(1-у2) Е53 „ 5 ,

(3 0 '; Б=--цилиндрическая жесткость; Я ,о, / - соответственно

V Я2б2 12(1—V )

радиус, толщина и длина оболочки; Е - модуль упругости материала ТУЭ; V - коэффициент Пуассона.

Общее решение этого уравнения имеет вид:

Ъ = С,У,(Рх) + С2У2((Зх) + С3УДх) + С4У4(рх) + (22)

где - частное решение уравнения

рх р

\У= | -т-^(Рх-1)Л; (23)

1 о Р4о

V,, у2, уз, V, - фундаментальные функции Крылова, которые имеют следующие выражения:

V(Px) = chpxcospx; V2(Px) =^[chpx sin Px+shPx cos Px}

V3(px)=ishpxsinpx; (24)

V4(px)=i[chpx sin px-chpx cosPx J

Для определения величины деформации ТУЭ в любом сечении по длине, при граничных условиях,

при X = О, W(0)=0 и —=0;

dx

при X = 1, W(/) = 0 и —=0, dx

получаем выражение:

WE ?Л[1-у,(р/)К(Р^4У(Р0„ фх)+ SP V7(P/)V (P0-V 2(Р0

з

+4У1(р/)У4(р/)-[1-У,(Р/)]У?(Р^ (Рх)+Г1-У1(Рх)1)' (25)

У2(Р0\(Р/)-У32(Р0 4 |

л }

где , у=--безразмерные параметры.

8 К

Аналитические исследования зависимости (26) проведены в области параметров А. = 50... 400; у = 0,2 ... 1,0. Исследования ТУЭ с линейным распределением давления со стороны зазора было проведено по выведенному уравнению деформации с безразмерными параметрами

6Ро' П '

Зависимость XV* оту, X, р* в исследуемой области представлены на рис. 10. Анализ способов крепления ТУЭ позволил прийти к двум расчетным схемам для цилиндрической оболочки с жестким и шарнирным креплением торцев. При этом принимались следующие граничные условия: - шарнирное закрепление:

=р^ = 0 и ^=0; 2 ¿12

- жесткое закрепление:

^,=(4; w = o и ^=о.

1 2 сЩ

Рис. 12. Зависимость относительной деформации относительной длины у, толщины X и давления р* в исследуемой области

Результаты теоретических исследований хорошо согласуются с экспериментальными данными (расхождение не более 5...10 %).

Произведенный анализ результатов исследований позволяет сделать следующие выводы.

1. Теоретические и экспериментальные исследования деформации ТУЭ подтвердили научную гипотезу о возможности перекрытия зазора в соединении за счет их деформации и создания необходимого натяга.

2. Рассмотренное виброгасящее устройство позволило уменьшить амплитуду вынужденных колебаний шпиндельной головки на 20...30 % при разных частотах вращения шпинделя. Конструктивные решения по созданию виброгася-щих устройств с ТУЭ имеют перспективу.

3. Исследовано влияние геометрических параметров ТУЭ и давления на компенсационную способность и установлено, что при относительной толщине уплотнения X > 100 ее длина, начиная с у > 0,5, незначительно влияет на компенсационную способность.

4. Выявлен характер образования контактного пояска и его величина в зависимости от первоначального зазора, геометрических параметров и давления. Выявлено влияние условий закрепления тонкостенного упругого элемента на компенсационную способность. Установлено, что при значениях X >: 100 и у > 0,4 условия закрепления торцов элемента практически не влияют на его

компенсирующую способность. При X < 100 и у < 0,4 необходимо учитывать характер закрепления торцов оболочки .

6. Исследование многофункционального металлообрабатывающего оборудования нетрадиционной компоновки ,

В оборудовании нетрадиционных компоновок на основе механизмов с параллельными структурами рабочий орган (например, шпиндельный узел) расположен на пространственно-ориентируемой платформе. Она имеет шесть степеней свободы и ее положение в пространстве определяется за счет согласованного изменения длин шести опор, на которых она расположена. Один из конструктивных вариантов такого станка показан на рис. 3.

Предварительные исследования такого оборудования показали, что рабочая зона является функцией геометрических параметров (размеров платформы, длин опор и пределов их регулирования, величины угла наклона опор и их расположения, ограничений накладываемых узлами крепления опор к основанию и платформе). Статические и динамические характеристики оборудования зависят от геометрических и массовых параметров системы, величины и вида нагрузок, положения платформы в рабочем пространстве. Для каждой точки рабочего пространства собственные частоты системы, жесткость и амплитуды вынужденных колебаний зависят от положения платформы относительно основания.

Поэтому в настоящей работе были проведены теоретические и экспериментальные исследования механизма с параллельными структурами, приведенного на рис. 3, с целью определения его рабочей зоны и возможных положений подвижной платформы. Исследования проводились с учетом граничных условий, накладываемых узлами крепления опор к основанию и платформе (шарнир Гука, сферический шарнир):

по длине опор L > L. > L ;

г nun 1 шах7

по углу отклонения платформы ср. > <pmin.

Угол <р. определяется для каждой опоры по формуле:

(р, = arcsin

(26;

Ц0

где Z2 и Ъ - координаты крепления опор.

Определены зависимости угла поворота опоры относительно основания \ подвижной платформы.

Исследования проводились с использованием специально разработанно{ программы на ПЭВМ в пределах граничных условий. Типовая картина рабочс{ зоны в виде параллельных сечений представлена на рис. 12. А так же был! получены зависимости изменения длин опор при перемещении рабочего орган: вдоль координатных осей.

Рис. 13. Картина рабочей зоны

Для исследования динамических характеристик была разработана математическая модель свободных колебаний системы в форме дифференциальных уравнений Лагранжа Н-го рода, представлено уравнением в виде:

А6 - U5 + 1Д4 - 13Х.3 + I4/l2 - hl +16 = 0,

(27)

где

Ii - В,, +В22 +...+В66,...,16 -

в„ В,2 В2, В22

В16

В26

В66

В61 в62

ИИ* HHHf.

|а|,|с| - матрицы коэффициентов инерции, жесткости системы.

Используя MathCad 8 можно найти все значения корней X., а значит, и собственные частоты к::

ь ^

Проведена экспериментальная проверка параметров свободных и вынужденных колебаний, исследованы жесткосные характеристики системы для разных положений платформы в пределах рабочей зоны.

Жесткость несущей системы рассматриваемых станков зависит от геометрических параметров, от положения подвижной платформы в рабочем прост-

к,

ранстве, чем она дальше от центра рабочей зоны, тем податливость больше. В вертикальном направлении система более жесткая. Величины жесткости по всем направлениям, соизмеримы с жесткостью станков средних и малых габаритов серийно выпускаемых моделей, таких как МС12-250-М1, ИР320ПМФ4.

Исследования свободных колебаний позволили выявить низшие, наиболее опасные частоты исследуемых систем, которые находятся в пределах 60-65 Гц, в зависимости от положения подвижной платформы.

Наибольшие значения амплитуд при вынужденных колебаниях имели место при расположении платформы в крайних положениях рабочего пространства, где величина амплитуды достигала 17 мкм в горизонтальном направлении перпендикулярном плоскости симметрии, наименьшая амплитуда колебаний в горизонтальной плоскости по линии симметрии. В вертикальной плоскости амплитуда колебаний наименьшая в центре платформы в пределах 0,3 мкм. Сопоставимые результаты были получены по амплитуде крутильных колебаний относительно координатных осей.

Проведенные исследования позволяют сделать вывод о перспективности станков на базе механизмов с параллельными структурами. Их целесообразно использовать при черновой и чистовой обработке деталей сложной конфигурации в мелкосерийном производстве.

Вместе с тем целесообразно продолжить исследования кинематики и динамики станков данного типа, направленные на улучшение их амплитудно-частотных характеристик, повышение точности обработки.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Разработаны основные направления развития оборудования, обладающего свойствами гибкости и перенапаживаемости, определены различные способы перехода системы из одного состояния в другое для выполнения заданных функций.

2. Разработаны обобщенные физические и математические модели станков. Предложенные математические модели, алгоритмы и программы позволяют создать научную базу для разработки рекомендаций по проектированию и эксплуатации оборудования.

3. Разработана математическая модель автоколебаний при обработке на токарном станке и исследованы условия безвибрационной работы. Предложена методика определения оптимальных режимов резания и рассмотрен пример оптимизации режимов при токарной обработке.

4. Установлен граф связей систем координат, определяющих положение узлов многооперационных станков с развитыми ветвями механизмов, несущих инструмент и заготовку и предложена методика расчета точности обработки.

5. Разработано виброгасящее устройство на базе тонкостенного упругогс элемента, находящегося под воздействием избыточного давления и обеспе-

чивающего беззазорное соединение сопряженных узлов. Проведены теоретические и экспериментальные исследования данного устройства, которые показали его перспективность.

6. Разработан опытный образец оборудования на базе механизмов с параллельными структурами и проведены исследования по определению рабочей зоны, статических и динамических характеристик при разных положениях подвижной платформы (рабочего узла) в пределах рабочей зоны.

7. Показаны перспективы создания станков на базе механизмов с параллельными структурами, как обладающие высокой гибкостью и переналаживаемо-стью, минимальной металлоемкостью и другими положительными характеристиками.

8. Экспериментально оценена степень достоверности всех разработанных математических моделей.

Основное содержание диссертации отражено в следующих работах:

1. Гаврилов В. А. Аналитические зависимости утечек рабочей жидкости при уплотнении поршней гидроцилиндров металлическими элементами //Сб. науч. работ Сиб АДИ "Гидропривод и системы управления землеройно-транспоргных машин". Вып. 1. Омск, 1973. С. 141-148.

2. Гаврилов В.А. Стенд для экспериментального исследования металлических тонкостенных уплотнений силовых гидроцилиндров // Сб. 2 науч. трудов СибАДИ, "Гидропривод и системы управления землеройно-транспортных машин". Вып. 50. Омск, 1974. С. 82-85.

3. Гаврилов В.А. Металлическое уплотнение с регулируемым давлением на контакте // Матер, обл. науч.-техн. конф. "Улучшение организации, экономики и качества ремонта технического оборудования". 1975. С. 59-61.

4. Гаврилов В.А. Металлические тонкостенные уплотнения для гидравлических систем высокого давления // Межвуз. сб. "Гидропривод и системы управления". Новосибирск, 1976. С. 9-15.

5. Гаврилов В.А. Миронов А.И. Экспериментальное исследование тонкостенных целендрических уплотнительных элементов // Сб. науч. трудов ОмПИ "Динамика систем". Вып. 4. Омск, 1977.

6. Гаврилов В.А., Миронов А.И. Прочность тонкостенных уплотнительных оболочек // Межвуз. сб. "Расчеты на прочность в машиностроении". Новосибирск, 1977. С. 139-146.

7. Гаврилов В.А., Миронов А.И. Применение ЭВМ для расчета оптимальных геометрических параметров на примере тонкостенных уплотнительных элементов // "Автоматизациятехнической подготовки производства". Вып. 4. АН БССР. Минск, 1977. С. 125-130.

8. Гаврилов В.А., Сергеев В.А. Аналитическое исследование деформации тонкостенного металлического уплотнения возвратно-поступательных пар // ОмГТУ. Библиограф, указ. ВИНИТИ. Деп. науч. раб. 1985, № 2. С. 137.

9. Гаврилов В.А., Сергеев В.А. Определение восстанавливающей силы гидро-статической опоры поступательного действия. Библиограф, указ. ВИНИТИ. Деп. науч. раб. 1986, № 5. С. 116.

10. Гаврилов В.А. Агрегатно-модульный принцип построения ГПС // "Разработка и внедрение гибких производственных систем для механической обработки": Тез. докл. регион, науч.-техн. конф. Омск, 1987.

11. Гаврилов В .А., Попов П .Е., Сергеев В .А. ГАУ на базе многооперационных станков модели MC 12-250М1 // "Проблемы создания и внедрения гибких производственных и робототехнических комплексов на предприятиях машиностроения": Тез. докл. всесоюз. науч.-практ. конф. М, 1989. С. 47-48.

12. Исследование производственного процесса и разработка технологических модулей ГАП для сложных корпусных деталей ТРА и ГТД: Отчет о науч.-исслед. работе (заключ.) / Рук. темы № 404 В.А.Гаврилов. Омск, 1989.99 с.

13. Гаврилов В .А., Мордвинов Б.С., Савкин B.C. Обеспечение точности деталей при проектировании многовариантных малооперационных техпроцессов обработки на станках с ЧПУ // "Совершенствование процессов резания и средств автоматизации для повышения производительности гибких станочных систем": Тез. докл. зон. науч.-техн. конф. Курган, 1990. С. 93-95.

14. Гаврилов В.А., Шамутдинов А.Х. Исследование структурных кинематических схем многоповодковых узлов станков // "Ресурсосберегающие технологии. Проблемы высшего образования": Тез. докл. XXX науч. конф. Омск, 1994. С. 30.

15. Гаврилов В.А., Назаров Д.А. Исследование переналаживаемых пространственно-ориентируемых узлов станков // "Ресурсосберегающие технологии. Проблемы высшего образования": Тез. докл. XXX науч. конф. Омск, 1994. С. 29.

16. Гаврилов В.А. Пространственно-ориентируемый стол // Межвуз. сб. науч. тр. ВОЛГГТУ. Волгоград, 1994. С. 5-12.

17. Лазариди Н.М., Гаврилов В.А. Исследование влияния конструктивных па-рам етров станка на его динамические характеристики // "Динамика систем, механиз-мов и машин": Тез. докл. междунар. науч.-техн. конф. ОмГТУ, 1995. С. 33.

18. Гаврилов В.А., Лазариди Н.М. Аналитические исследования динамических процессов суппортной группы токарного станка // "Динамика систем, механиз-мов и машин": Тез. докл. II междунар. науч.-техн. конф. Кн. 1. ОмГТУ. Омск, 1997. С. 43.

19. Белый В.Д., Гаврилов В.А. , Лазариди Н.М. Разработка элементов математи-ческой модели суппортной группы токарного станка. ОмГТУ. Омск, 1997. 8 с. Деп. в ВИНИТИ 05.06.97. N1804-B97.

20. Гаврилов В.А., Дехнич A.A. Стенд для исследования динамических характеристик шпиндельной головки многоцелевого станка//Тез, докл. Омск, 1997. Кн. 1.С. 43.

21. Белый В.Д., Гаврилов В.А., Дехнич A.A. Разработка математической

модели точности обработки на многооперационных станках. ОмГТУ. Омск, 1998. 15 с. Деп. в ВИНИТИ 05.10.98. N2284-B98.

22. Белый В.Д., Гаврилов В.А., Лазариди Н.М. Исследование математической модели суппортной группы токарного станка с использованием пакета MathCad 5.0 Plus. ОмГТУ. Омск, 1998.17 с. Деп. в ВИНИТИ 20.07.98. N2268-B98.

23. Гаврилов В.А., Гребень В.Г., Губкин Н.И. Оптимизация режимов резания при многопроходной обработке // Информ. листок. Омск, 1998. № 62-98. ЦНТИ.

24. Гаврилов В.А., Гребень В.Г., Губкин Н.И. Расчет оптимальных режимов резания при токарной обработке на ЭВМ // Информ. листок. Омск, 1998. № 60-98. ЦНТИ.

25. Гаврилов В.А., Гребень В.Г., Губкин Н.И. Определение оптимальных режимов резания при токарной обработке // Информ. листок. Омск, 1998. №61-98. ЦНТИ.

26. Белый В.Д., Гаврилов В.А., Дехнич А.А. Определение собственных частот колебаний шпиндельной головки многоцелевого станка. ОмГТУ. Омск,

1998. 11 с. Деп. в ВИНИТИ 30.10.98. N3114-B98.

27. Белый В.Д., Гаврилов В.А., Дехнич А.А. Нагрузочное устройство для моде-лирования процесса растачивания на многооперационных станках. ОмГТУ. Омск, 1998. 6 с. Деп. в ВИНИТИ 30.10.98. N3112-B98.

28. Белый В.Д., Гаврилов В.А., Спиридонов Д.А. Разработка стенда для исследования рабочей зоны и динамических параметров станков на базе платформы Стюарта // "Динамика систем, механизмов и машин": Матер. Ш Междунар. науч.-техн. конф. Омск, 1999. Кн. 1. С. 50-51.

29. Белый В Д., Гаврилов В. А., Кольцов А.Г. Стенд для исследования рабочей зоны и динамических параметров станков с многоповодковой структурой II "Динамика систем, механизмов и машин" : Матер. III Междунар. науч.-техн. конф. Омск, 1999. Кн. 1. С. 51-52.

30. Белый В Д., Гаврилов В. А., Шамутдинов А.Х. Исследование и разработка структур многоповодковых механизмов технологических машин // "Динамика систем, механизмов и машин": Матер. III Междунар. науч.-техн. конф. Омск,

1999. С. 52-53.

31. Гаврилов В.А., Гаврилов А.В. Синтез и анализ кинематических схем станков: Учеб. пособие. Омск: Изд-во ОмГТУ, 1999. 124 с.

32. Гаврилов В.А., Гребень В.Г. Расчет режимов резания с использованием ЭВМ // "Динамика систем, механизмов и машин": Матер. III Междунар. науч.-техн. конф. Кн. 2. Омск, 1999.

33. Белый В .Д., Гаврилов В.А., Кольцов А.Г. Разработка технологического переналаживаемого оборудования на основе многоповодковых механизмов. ОмГТУ. Омск, 1999. 12 с. Деп. в ВИНИТИ 29.11.99. N3541-B99.

34. Белый В.Д., Гаврилов В.А., Кольцов А .Г. Исследования кинематики стола с эксцентрико-кулачковыми опорами. ОмГТУ. Омск, 1999.12с. Деп. в ВИНИТИ 28.07.00. N2090-B00.

35. Гаврилов В. А., Сергеев В. А. Повышение точности обработки на многоцелевых станках // "Динамика систем, механизмов и машин": Матер. III Междунар. науч.-техн. конф. Омск, 1999. Кн. 2.

36. A.C. СССР, № 1195102, МКИ, кл.РШ15/48, Устройство для уплотнения поршня / Гаврилов В.А., Финаев П.Г. и ФинаеваИ.П., 30.11.85. Бюл. № 44.6 е.: ил.

37. A.C. СССР, № 1236242, МКИ, кл. F16J15/16, Уплотнительное устройство / Гаврилов В.А., Сергеев В.А. и др., 13.12.84. Бюл. №21.3 е.: ил.

38. A.C. СССР, № 1244407, МКИ, кл. F16C32/06, Опора скольжения /Гаврилов В .А., Рогоза Ю. А. и Орлов И.Л., 15.07.86. Бюл. № 26.3 е.: ил.

39. A.C. СССР, № 1349954, МКИ, кл., B23Q1/04 Поворотное устройство / Гаврилов В.А. и Сергеев В.А., 07.11.87. Бюл. №41.6 е.: ил.

40. A.C. СССР, № 1337227, МКИ, кл. B23Q1/08, Шпиндельный узел / Гаврилов В.А., Малашенко Ю.В. и др., 15.09.87. Бюл. № 34. 8 е.: ил.

41. A.C. СССР, № 1505893, МКИ, кл. В 66F3/24, Гидродомкрат/Гаврилов В.А., Сергеев В.А. и Финаев П.Г., 7.09.89. Бюл. №33.8 е.: ил.

42. A.C. СССР, № 1815122, МКИ, кл. B23Q1/04, 16/02, Поворотное устройство / Гаврилов В.А. и Финаев П.Г., 15.05.93. Бюл. № 18. 5 е.: ил.

43. Патент РФ № 2015428, Способ смазки подшипника скольжения / Гаврилов В.А., Буликян Ш.Р., Финаев П.Г., 30.06.94. Бюл. № 12.6 е.: ил.

44. Разработка теоретических основ проектирования гибких переналаживающих станков и CK на базе платформы Стюарта: Отчет о науч.-исслед. раб (заключ)/Руководитель темы Ф-10 В.А. Гаврилов. Омск, 1999.61 с.

Компьютерная верегка М. Карнажициэй

ЛР№ 020321 от 28.11.96 г.

Подписано к печати 10.11.2000. Формат 60x84 !/1б. Отпечатано на ризографе. Бумага офсетная. Усл. печ. л. 2,5. Уч.-изд. л. 2,5. Тираж 110. Заказ 177.

Издательство ОмГТУ. Омск, пр. Мира, 11. Тел.: 23-02-12