авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ БИБЛИОТЕКА РОССИИ

КОНФЕРЕНЦИИ, КНИГИ, ПОСОБИЯ, НАУЧНЫЕ ИЗДАНИЯ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ


Pages:     | 1 || 3 | 4 |

«РОССИЙСКАЯ АКАДЕМИЯ НАУК НАУЧНЫЙ СОВЕТ ПО ПРОБЛЕМАМ МАШИНОВЕДЕНИЯ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ПРОЦЕССОВ ИНСТИТУТ ПРОБЛЕМ ...»

-- [ Страница 2 ] --

1.5. Программно-аппартаный комплекс (SHC) предназначен для опера тивной обработки сигналов, разработки моделей, отслеживания их эволюции, управления приводными устройствами при помощи обратных связей. Он же выводит оперативную информацию на экран S.

2. Идентификация "... ещё долго будут безрезультатными попытки предсказать износ кон кретной системы в терминах свойств материалов и условий работы это ска зал крупнейший специалист в области трибологии Тейбор Д, автор известной книги [7] по трению и износу. Действительно, междисциплинарная наука тре бует системного подхода к проблеме и развития соответствующей исследова тельской базы. Наши разработки позволяют в определенной степени внести ясность в решение ряда вопросов. Что несомненно является заметным вкла дом в задачу предсказания износа конкретной системы.

Проблемы точности при создании машин и приборов 2.1. Проведение эксперимента и построение модели процесса. Для испы таний были подготовлены образцы пластин (сплав CuAl10Ni) с характери стиками: твердость по Бринеллю HB=200;

плотность = 7.6 со сформи рованной микрогеометрией, обработанная интерферрогамма которой пред ставлена на верхней части рис.5а. Здесь состояние поверхности отобража лось с помощью датчика W, затем производилась оцифровка и далее сред ствами ППП MATLAB (SHC-рис.1) построено вейвлет-преобразование Добе ши (нижняя часть рис.5а). Здесь мы представляем результаты испытаний за время 0-45-90 минут ( 0 минут-это начальная информация),-соответственно рисунки 5б и 5в представляют измененные интерферрограммы с их вейвлет преобразованиями после 45 и 90 минут испытаний. Обработка осуществляется в реальном режиме времени,на рисунках показаны выбранные фрагменты. В соответствии с этими фрагментами ниже представлены обработанные паке том идентификации MATLAB сигналы U = u(t) - вход и F = y(t) - выход.

Данные обрабатывались по АRХ-модели [A(q)y(t) = B(q)u(t) + e(t)],- получе ны полиномы: в начале процесса через 45 минут через 90 минут 58 Труды шестой сессии международной научной школы Рис. 5. Рис. 6.

2.2. Частотные характеристики процесса изнашивания.

Используя идентификационные модели, мы получили приведенные на ри сунках 6 частотные характеристики (амплитуда и фаза) процесса. На на чальной стадии (рис.6-а) процесса амплитуда процесса сначала убывает до частоты около 1 Гц (такую частоту имеет график колебательного выходного процесса),а затем постепенно возрастает. Далее (рис.6-б и 6-в) амплитуды изменяются без появления особенностей - постепенно убывают с ростом ча стоты. Фазы во всех случаях имеют схожие характеристики. Из приведенных графиков видно, что установка (на начальной стадии эксперимента) все же влияет на динамику процесса на частотах около 1Гц и вносит (хотя и незна чительные) экспериментальные ошибки при оценке АЧХ процесса.

Проблемы точности при создании машин и приборов Литература 1. Чихос Х. Системный анализ в трибонике. -М.: Мир, 1982.

2. Chichos H Experimentelle Methoden zur Untersuchung tribologichser Eekte im Mischreibungsgebiet, VDI-Berichte, 156, 5(1970) 3. Справочник по триботехнике/Под общ.ред.М. Хебды 4. А.С. №1821689. Устройство для испытания материалов трение, 1993.

5. Мусалимов В.М., Ларичкин М.П., Аникеенко А.Д., Супрун Н.А., Исмаилов Г.М., Струк А.Н. Компьютерные технологии оцифровки экспериментальных данных. В кн.Труды пятой сессии меж дународной научной школы "Фундаментальные и прикладные пробле мы теории точности, процессов, машин, приборов и систем". -СПб.: ИП Маш РАН, с.151-156 с.

6. Дьяконов В., Круглов В. MATLAB, Анализ, идентификация и мо делирование систем. -СПб.: Питер, 2002.

7. Боуден Ф.П. Дейбор Д Трение и смазка твердых тел. -М.: Машино строение, 1968.

60 Труды шестой сессии международной научной школы 4.9. НАЗРЕВШИЕ ПЕРЕМЕНЫ В НОРМИРОВАНИИ ТОЧНОСТИ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС И ПЕРЕДАЧ.

Тимофеев Б.П. (СПбГУ ИТМО) Поставлена задача разработки новых стандартов для регла ментации норм точности зубчатых колес и передач.

В настоящей работе сосредоточимся на тех недостатках действующих стандартов, регламентирующих параметры точности зубчатых колес и пе редач, которые, на наш взгляд, мешают повышению качества продукции оте чественных предприятий и ее конкурентоспособности не только на внутрен нем, но и на внешнем рынке. При этом сосредоточимся главным образом на недостатках ГОСТ 1643-81 "Основные нормы взаимозаменяемости. Переда чи зубчатые цилиндрические. Допуски" и ГОСТ 21098-82 "Цепи кинематиче ские. Методы расчета точности". Несмотря на различный подход к вопросу об учете монтажных погрешностей, причем авторы ГОСТ 21098-82 учиты вают сложившуюся в производстве практику отнесения погрешностей колес, регламентируемых ГОСТ 1643-81, к базовым осям, противоречивость указан ных основополагающих документов усугубляет путаницу и неразбериху в их понимании и использовании.

Точность является одним из показателей качества, причем для зубчатых передач ввиду ограниченности используемых материалов и термо-химической обработки колес -главным показателем. Проблемы качества не могут сейчас трактоваться только в терминах техники - это проблемы в том числе и эконо мические. Сегодня всем понятно, что проблемы просто качества не существу ет, есть проблема цена - качество. Кроме того, понятие о качестве у каждого свое, и у потребителя оно конечно же другое, чем у производителя. Потре битель судит о качестве передач по показателям надежности, долговечности, ремонтопригодности и т.д., зачастую не умея учитывать реальные нагрузки (и перегрузки),и периоды работы под той или иной фиксированной нагрузкой, число включений в час (сутки) и т.д. Показатели загруженности, в том числе и пресловутый "сервис-фактор" у зарубежных фирм, непривычны для наших потребителей и зачастую создают ложное впечатление о значительно более высоком качестве их продукции по сравнению с отечественными производите лями. Это прежде всего касается таких известных фирм, как Flender, Hansen, Nord, Sew Eurodrive и ряда других. И здесь бросаются в глаза явные разли чия, во-первых, в стоимости редукторов и мультипликаторов, во-вторых, в точности изготовления прежде всего входящих в них зубчатых колес и, в третьих - в подходе к стандартизации элементов передач.

Попробуем "выстроить" назревшие перемены в нормировании в порядке их значимости, безусловно сознавая степень субъективности подхода к ран жированию проблем, связанную с ролевым поведением автора - проектиров щика, конструктора, изобретателя, производителя, пользователя и т.д.

1. Среди наших стандартов базовым для регламентации норм точности Проблемы точности при создании машин и приборов зубчатых колес и передач является ГОСТ 1643-81, которому "исполнилось" на сегодня 22 года. Излишне говорить о том, сколь велики произошедшие в экономике и просто в нашей жизни изменения. А ведь в прошлые годы стандарты (даже в годы "застоя") менялись существенно достаточно часто, а именно в 1956, 72, 81 годах. Итак, наша нормативная документация просто устарела.

2. Главное во взаимозаменяемости - определение объекта стандартизации.

Главный недостаток ныне используемых стандартов - нечеткое определение объекта: колесо, пара или передача. Фактически все, что в стандарте напи сано о передаче, относят к колесам, причем не на рабочих, а на базовых, технологических осях. Нужны документы, четко определяющие требования, предъявляемые к зубчатым колесам. Такие документы могут иметь и обще государственный характер, в то время как требования к передачам, ввиду их необозримого многообразия, следует определять даже не стандартами отрас ли, а стандартами предприятия (СТП).

3. Зарубежная практика состоит в том, что нормы ISO в части точности зубчатых колес и передач воспринимаются как минимально возможные. От раслевые нормы (в США стандарты ассоциации) значительно более жесткие.

А стандарты предприятий еще более ужесточают отдельные нормы, связан ные с особенностями назначения передач. Таким образом, для наших пред приятий ГОСТ был некоторой вершиной, а практика получения отсрочек по внедрению того или иного ГОСТа была весьма распространенной,особенно в первые годы после введения в действие новых стандартов. За рубежом об ратная картина - ужесточение норм точности инициируется именно предпри ятиями. Введение нового ГОСТа означало всегда повышение качества (точ ности) колес и передач, т.е. существовала практика "подтягивания"качества к мировому уровню. Предприятия "заставляли"повышать качество теми ме рами, которые были тогда наиболее действенны. Нам представляется, что и в нынешних условиях ужесточение норм точности, хотя и не обязательное для частных предприятий, создает предпосылки повышения качества колес и передач.

4. Заглянем в классификацию зубчатых механизмов по М.Л.Ерихову [1].

Она предусматривает два основных типа простых зубчатых механизмов - с одной и двумя степенями подвижности. В механизме с одной степенью по движности 3 звена и 3 кинематические пары (КП) - высшая и две низших, причем стойкой может быть как зубчатое, так и незубчатое звено. В 4-х зве ном зубчатом механизме с двумя степенями подвижности, два зубчатых и два незубчатых звена и 4-ое КП - высшая и 3 одноподвижных низших. Из этих простых механизмов состоят все передачи, в том числе планетарные и диф ференциальные, включая волновые, прецессирующие и т.д. Следовательно, в основе стандартизации точности должно быть суммирование погрешностей перечисленных элементов простых зубчатых механизмов, а затем погреш ностей простых - в погрешность редуктора (мультипликатора). Особенности такого суммирования и его методика - предмет гордости отечественной нау 62 Труды шестой сессии международной научной школы ки [2]. Представление погрешностей производства в функции угла поворота стола зубообрабатывающего станка - последовательно проводимый принцип большинства исследователей процесса перехода погрешностей технологиче ской системы станка на зубчатое колесо в процессе огибания в станочном зацеплении. В то же время у многих зарубежных ученых подход к пробле ме переноса погрешностей чисто стохастический. Учет режимов обработки и жесткости элементов технологической системы станка при определении пара метров точности колес - тоже заслуга наших ученых. Автор настоящей статьи был пионером в этой области [2-4] и потому считает себя вправе настоятель но рекомендовать разработку стандартов на методы суммирования погреш ностей обработки и их переноса на зубчатое колесо. Качественно всем уже ясно: за счет "силового" и "скоростного" резания уже на первых заготови тельных операциях точного колеса получить не удается. Остается воплотить уже известные зависимости в четкую методику расчета.

5. В процессе суммирования есть специфические проблемы использования теории вероятностей [5]. Остановимся лишь на двух, но очень важных осо бенностях производства зубчатых колес. Ни один технологический процесс не обеспечивает производство колес только заданной степени точности по то му или иному показателю, зона рассеяния показателя обычно имеет верхюю границу, а нижней нет. Законы или хотя бы характеристики распределения для большинства первичных погрешностей недостаточно изучены, а вопро сы их суммирования решены для некоторых частных случаев (сошлемся на работы автора данной статьи и его учеников [2-4], П.К. Попова и Л.О. Штрип линга [6,7]. Здесь имеющиеся сложности усугубляются изменением характера производства. Мы до сих пор интересовались в основном закономерностями массового производства, а ныне оно единичное да мелкосерийное.

6. В основе построения базового стандарта на зубчатые колеса лежит ме тод огибания в процессе производства, но сейчас щироко распространены и другие методы -литье под давлением, горячая и холодная накатка, прессова ние и т.д. Современное состояние вопросов идентификации требует наличия независимых показателей качества (точности), используемые сегодня показа тели взаимосвязаны и взаимозависимы.

7. Стыковка нашей документации с ISO абсолютно необходима и согла ситься с ISO в имеющихся разночтениях следует как можно скорее. Во первых, в ISO регламентируются параметры точности колес. Для передач только отдельные показатели, например, бокового зазора, причем нормиро вание последнего в ISO сделано значительно лучше, чем в ГОСТ 1643-81.

Далее в ISO нет понятия о мелкомодульных колесах и передачах. Все пере дачи с m 0,5 считаются специальными и регламентируются СТП. У нас нынешний мелкомодульный ГОСТ был задуман как стандарт на кинемати ческие несиловые передачи. Отечественный ГОСТ 21098-82 содержит грубую терминологическую ошибку уже в названии. Никаких показателей точности у кинематической цепи нет и быть не может, точность - показатель качества механизма. Но главное не в этом, а в вопросе об использовании кинематиче Проблемы точности при создании машин и приборов ски точных последовательных и параллельных цепей зубчатых (и винтовых) механизмов. Задача возникла в период господства счетно-решающих прибо ров. Затем произошел переход к электромеханическим элементам, соединен ным точными передачами. Следующим этапом стало появление мехатронных устройств, которые, однако, существуют параллельно с цикловыми маши нами - машинами-автоматами. Наличие обратных связей, следящих систем сделали подход к точности передаточных механизмов во многом другим, из менились и сами механизмы (как по числу звеньев, так и особенно сильно по числу и виду кинематических пар). Поэтому, несмотря на многочислен ные достоинства этого стандарта, резкое уменьшение и изменение сферы его применения очевидны.

8. Напрашивается построение стандарта точности зубчатых колес по чи сто геометрическим принципам, ведь это просто детали, некоторая совокуп ность физических и геометрических параметров стандарта точности пере дач - по функциональным признакам. Пример - мы достигли необходимых функциональных свойств редуктора в результате приработки в штатном кор пусе. Объектом взаимозаменяемости будет не отдельно взятое колесо и не пара колес, а только весь редуктор, и потребителю это очень важно, как, впрочем, и производителю. Такое положение ГОСТ 1643-81, как, например, "2.1.2. При соответствии кинематической точности окончательно собранной передачи требованиям настоящего стандарта контроль кинематической точ ности зубчатых колес не является необходимым" ставит, по крайней мере, два важных вопроса. Первый: каким образом производить контроль зубчатых ко лес этой передачи? Да и как организовать производство элементов передачи?

Второй, наиболее важный вопрос для потребителя. Удастся ли в случае необ ходимости заменить отдельно взятое колесо, и каким образом его изготавли вать и контролировать? Как производитель, так и потребитель отлично знает, что чаще всего наиболее уязвимым местом редуктора в смысле долговечности является шестерня быстроходной передачи. Производитель, гарантирующий полную взаимозаменяемость любого элемента редуктора, безусловно получит преимущество в конкурентоспособности продукции. Но и затраты в произ водстве возрастут. Подобные положения стандарта устарели, они из арсенала "диктата производителя".

9. Объективная реальность сегодняшнего дня - резкое уменьшение мас штаба производства, поскольку ни СССР, ни СЭВ больше не существует. А ведь ГОСТ 1643-81 имеет подзаголовок: СТ СЭВ 641-77, СТ СЭВ 643-77 и СТ СЭВ 644-77. Специалисты помнят, что документ явился результатом компро миссов между технически продвинутыми и технически отсталыми странами участниками СЭВ. Сегодня упор на индивидуальное и мелкосерийное про изводство. Грядут перемены в технологии, оборудовании, производстве ин струмента и т.д. Измениться должна стандартизация параметров точности, причем не в отдельных деталях, а в принципах, в подходе к решению технико экономических вопросов.

10. Здесь речь пойдет о тенденциях, противоположных перечисленным в 64 Труды шестой сессии международной научной школы предыдущих пунктах. Наши стандарты - сборник существующих, во многом устарелых средств и методов контроля. Наиболее одиозные - двухпрофиль ный контроль, блестяще раскритикованы Б.А.Тайцем еще в 1975 году [8]. Од нако эти методы просты, удобны и будут еще долго применяться на предпри ятиях. Поэтому создание новых, производительных и эффективных средств контроля - задача важная и актуальная, но при всех изменениях принципов построения стандартов параметров точности нельзя игнорировать сегодняш ний уровень производства и контроля. Задачи производителей и науки не могут противоречить друг другу.

Суммируя вышесказанное, можно констатировать: все в мире меняется и довольно динамично, кроме наших стандартов, консервирующих низкое ка чество производимых в стране зубчатых передач. Реализация нашего неоспо римого преимущества - высокого уровня научных разработок, квалификации инженеров и рабочих - производителей передач зависит не только от решения перечисленных в данной работе задач, но связано с переоснащением произ водства, переменами в технологии, контроле и т.д. При этом, несомненно, не решая эти задачи, мы уменьшаем свои шансы в конкурентной борьбе за отстаивание своего (внутреннего) рынка и выхода на внешние.

Литература 1. И.И. Вульфсон, М.Л. Ерихов, М.З. Козловский и др. Под ред.

Г.А. Смирнова Механика машин. -М.: Высшая школа, 1996.

2. Тимофеев Б.П., Комаров А.А. Влияние жесткости зубообрабаты вающих станков на качество обработки изделий и производительность процесса. Станки и инструмент, №9, 1984.

3. Тимофеев Б.П., Комаров А.А. Влияние параметров жесткости зу бофрезерных станков на погрешность направления зуба. Известия ву зов. Машиностроение, №3, 1980.

4. Тимофеев Б.П., Комаров А.А. Влияние направления вращения за готовки при зубофрезеровании на погрешность профиля зуба. Станки и инструмент, №12, 1985.

5. Тимофеев Б.П. Прогнозирование точности зубчатых колес и передач.

Вибродиагностика качества механизмов и приборов. Выпуск18. - Л.:

ЛИАП, 1987.

6. Попов П.К., Штриплинг Л.О. Предпосылки пересмотра норматив ной документации по расчету точности зубчатых передач. Вестник ма шиностроения, №6, 1998.

7. Попов П.К., Штриплинг Л.О. Концепция создания нормативной документации по точности зубчатых передач. Конверсия и машиностро ение, №4, 1998.

8. Тайц Б.А. Точность и контроль зубчатых колес. -М.: Машиностроение, 1975.

Проблемы точности при создании машин и приборов 4.10. ПОСТРОЕНИЕ УНИВЕРСАЛЬНОЙ МОДЕЛИ ЗУБЧАТЫХ ВЕНЦОВ ДЛЯ ОЦЕНКИ ТОЧНОСТИ ИХ ИЗГОТОВЛЕНИЯ Медунецкий В.М., Порошин А.Н. (СПбГУ ИТМО) Рассмотрен вариант методики расчета эвольвентных зубчатых венцов формообразующих матриц.

При проектировании зубчатых венцов колес для расчета профиля зуба и дальнейшего контроля после его изготовления целесообразно иметь достаточ но универсальную вычислительную модель, позволяющую варьировать в ши роких пределах задаваемые конструктором параметры. Также важно иметь возможность эффективно анализировать полученные результаты, в том чис ле, путем их визуализации и анимации на экране компьютера.

В данной статье кратко описана универсальная вычислительная модель расчета геометрических параметров и предложен алгоритм его реализации в среде современного специализированного математического пакета MathCAD, а также рассмотрен один из вариантов методики расчета эвольвентных зубча тых венцов формообразующих матриц. Особенность предложенной методики заключается в том, что при расчете не используется понятие исходного конту ра. Вместо этого расчет производится на основе ряда описываемых ниже па раметров модели, совокупность которых достаточна для получения заданного результата. Обозначения некоторых параметров отличаются от стандартных в связи с чисто геометрическим подходом к решению задач синтеза зацепляю щихся звеньев. Результатом расчета является двухмерный массив декартовых координат модульного сектора зубчатого венца, включающий в себя точки, принадлежащие левому и правому профилям зуба, а также точки переходной кривой и точки кривой, соединяющей профили по вершине зуба. Центр систе мы координат совпадает с центром делительной окружности, а ось ординат проходит через точку начала эвольвенты на основной окружности.

Для расчета введен так называемый модульный сектор зубчатого венца, состоящий из двух симметричных участков эвольвенты (левого - M0, X 1, Y и правого - M1, X1, Y11 замкнутых по дуге Y 1, Z 1, Y11 окружности вершин 1 зубчатого венца, и переходной кривой M1, F 1, M0, которой (в качестве упро 1 щенного варианта) в рассматриваемом частном случае является дуга окруж ности. При расчете следует использовать прием переноса осей из локальной системы координат (ЛСК) в глобальную (ГСК), а также вычислять симмет ричные участки эвольвенты относительно оси ординат ЛСК. Расчет коорди нат центра и радиуса переходной окружности выполняется на основе коор динат трех точек, две из которых принадлежат профилям соседних зубьев, а третья находится на пересечении окружности впадин и луча, проведенно го из начала координат в центр дуги на основной окружности, соединяющей первые две точки.

При необходимости можно получить полный профиль зубчатого венца, 66 Труды шестой сессии международной научной школы который рассчитывается путем многократного дублирования координат пер вого зуба, пересчитанных с учетом углового шага p.

Можно кратко рассмотреть основные этапы разработанной методики с учетом ранее введённых обозначений. Все углы в рабочих формулах обозна чаются буквой с индексом, соответствующим точке зубчатого венца, к ко торой проведен луч из начала координат. Углы отсчитываются по часовой стрелке относительно оси ординат глобальной системы координат. В обозна чении точек профиля верхний индекс указывает порядковый номер модуль ного сектора зубчатого венца, а обозначения симметричных точек профиля отличаются значением нижнего индекса.

Расчет начинается с вычисления координат фрагмента исходной левой эвольвенты (L-эвольвенты), расположенной в I квадранте на участке от точ ки начала эвольвенты на основной окружности (предельной точки M0 ) до точки Y 1 ее пересечения с окружностью выступов зубчатого колеса. Значе ния координат L-эвольвенты формируются в матрице эвольвенты ME(2,nt), где nt - количество точек ломаной, аппроксимирующих контур. Координаты X и Y эвольвенты записываются соответственно в первую и вторую стро ки матрицы и рассчитываются на основе известных радиусов делительной (r) и основной (rb = r cos ) и угла профиля y, изменяющегося в преде лах от y b=0 до ya = arccos(rb /ra ), где ra - окружность выступов, с шагом = (ya yb )/(nt 1) по следующим формулам:

X = rb (siny y cosy );

Y = rb (cosy + y siny ) (1) здесь y = tgy - угол развернутости.

Получение профильной кривой, симметричной L - эвольвенте относитель но оси зуба (далее её следует называть R - эвольвентой), выполняется путем отражения исходной эвольвенты относительно оси ординат локальной систе мы координат, в которой эта ось совпадает с осью зуба. При этом ординаты точек вычисляемой R - эвольвенты остаются неизменными, а абсциссы за писываются в результирующую матрицу ME(2,nt) с обратным знаком, после чего повторным преобразованием координат получаем R - эвольвенту.

Таким образом, первоначально выполняется перенос исходной L - эволь венты в ЛСК в соответствии со следующими формулами:

xL = xcos(z1 ) + ysin(z1 )yL = ycos(z1 ) xsin(z1 ) (2) где x и y - координаты точек исходной L - эвольвенты;

xL и yL - координаты точек L - эвольвенты после переноса ее в ЛСК с поворотом на угол z относительно начала координат.

Затем инверсией знаков чисел в первой строке матрицы ME1(2, nt) вы полняется преобразование L - эвольвенты в R-эвольвенту с последующим пе реносом их координат в исходное положение.

Далее необходимо осуществить замыкание L- и R - эвольвент по дуге окружности выступов ra. Координаты профиля рассчитываются по форму Проблемы точности при создании машин и приборов лам x = ra sinA ;

y = ra cosA (3) где угол A изменяется в пределах от Y 1 до Y Количество точек аппроксимации принимается таким же, как и при рас чете эвольвентных участков зуба. Вычисленные координаты точек записы ваются в матрицу MА(2, nt) и объединяются с содержимым матриц ME и ME1. Таким образом, получается результирующая матрица M (2,3nt) = augment (ME, MA, ME1), где функция augment (встроенная функция пакета MathCAD) обозначает "конкатенацию" содержимого матриц соответственно раздельно по 1-й и 2-й строкам. После выполнения перечисленных операций необходимо произвести расчет переходной кривой с получением полного про филя модульного сектора.

Как уже упоминалось, в качестве переходной кривой, соединяющей нож ки соседних зубьев, используется дуга окружности. Построение этой кривой также выполняется за три шага. На первом шаге вычисляются координаты центра переходной окружности и ее радиус, затем рассчитываются коорди наты n точек, аппроксимирующих требуемый фрагмент кривой, и, наконец, рассчитанные значения добавляются в матрицу M.

Координаты центра окружности вычисляются по трем ее точкам, одна 1 из которых F1 находится на окружности впадин, а две другие - M1 и M0, принадлежащие профилям соседних зубьев, - на основной окружности. Фор мулы вычисления координат центра окружности (x0,y0 ), проходящей через три указанные точки, имеют вид [(x2 x2 + y1 y2 )(y3 y1 )] [(x2 x2 + y1 y3 )(y2 y1 )] 2 2 2 1 2 1 x0 = (4) 2[(x2 x1 )(y3 y1 )] [(x3 x1 )(y2 y1 )] [(x2 x2 + y1 y3 )(x2 x1 )] [(x2 x2 + y1 y2 )(x3 x1 )] 2 2 2 1 3 1 y0 = ;

(5) 2[(x2 x1 )(y3 y1 )] [(x3 x1 )(y2 y1 )] где (x1, y1 ), (x2, y2 ), (x3, y3 ) - координаты указанных выше точек, а радиус переходной окружности определяется как (x1 x0 )2 + (y1 y0 ) R0 = (6) Расчет координат точек, аппроксимирующих дугу переходной окружно сти, начинается с переноса окружности в локальную систему координат и определения начальной и конечной точек дуги. Их координаты вычисляют ся по формулам, аналогичным уравнениям (2), где в качестве угла поворота локальной системы координат подставляется угол C, а под x и y понима 1 ются координаты точек профиля M1 и M0. После этого выполняется расчет координат точек дуги в пределах от угла до угла, которые рассчитывают ся с помощью встроенной функции MathCAD angle (т.е. вычисления углов в полярной системе координат) и определяют соответственно начальную и 68 Труды шестой сессии международной научной школы конечную угловые координаты точек дуги. Формулы вычисления координат точек дуги имеют вид xd = R0 cos[1 + (i 1)];

yd = R0 sin[1 + (i 1)];

i = 1, nt, (7) где =(2 -1 /(nt-1)) Далее, на основе рассчитанных координат точек дуги в матрице M фор мируется результат - полный профиль модульного сектора зубчатого венца.

Для формирования матрицы полного зубчатого венца с заданным чис лом зубьев колеса необходимо воспользоваться средствами встроенного языка программирования системы MathCAD, поскольку только с его помощью воз можно рационально реализовать явный цикл объединения требуемого числа матриц с координатами модульного сектора в одну. Одновременно на этом этапе производится поворот очередного сектора на величину углового шага p.

Таким образом, вся задача реализуется с помощью двух функций:

makevec(M, p, z) и convec(MM, z).

Можно привести фрагменты программы реализации этих функций:

Функция makevec(M, p, z) получает в качестве аргументов матрицу ко ординат модульного сектора M угловой шаг p и число зубьев z, возвращая массив (то есть одномерную матрицу) MM двухмерных матриц, каждая из ко торых содержит координаты профиля j-го модульного сектора (j =1...z). Вто рая функция convec выполняет объединение полученных матриц-профилей в одну результирующую матрицу, содержащую координаты точек профиля для заданного количества зубьев z.

В частности следует отметить, что для обеспечения технологического про цесса изготовления оболочковых зубчатых венцов необходимо вычислить дли ну развертки модульного сектора и соответственно длину развертки внеш ней оболочки. С этой целью введена написанная на языке программирования Проблемы точности при создании машин и приборов пакета MathCAD пользовательская функция dist, возвращающая значение суммарной длины полигональной кривой аппроксимирующей контур. Един ственным аргументом функции является матрица М, содержащая декартовы координаты необходимого количества модульных секторов, образующих зуб чатый венец (либо его фрагмент):

Таким образом, можно показать (в том числе и визуально) профиль рас считанного модульного сектора зубчатого венца. В качестве примера следует отметить, что расчет полного контура зубчатого венца с минимальным коли чеством контрольно-опорных точек проводился на персональном компьютере Pentium-2/300 в операционной среде Windows 98 и потребовал около 2 с ма шинного времени, при этом, исходные данные для расчета были следующими:

ra =11 мм;

r=10 мм;

=20 ;

m=1 мм;

nt= Предложенная методика реализована в удобном для пользователя виде в качестве документа, содержащего математические выражения в общепри нятой нотации с комментариями на русском языке. Результаты вычислений изменяются в зависимости от значений исходных параметров и наглядно по казывают особенности рассчитанного профиля в требуемом масштабе.

70 Труды шестой сессии международной научной школы 4.11.

РАСЧЕТ ДОЛГОВЕЧНОСТИ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ, СОСТАВЛЕННЫХ ИЗ КОЛЕС С НЕСИММЕТРИЧНЫМ ПРОФИЛЕМ ЗУБЬЕВ.

Тимофеев Б.П., Кириченко А.И. (СПбГУ ИТМО) Несимметричными называют зубья, у которых на делительной или любой другой окружности углы профиля на правой и левой стороне неодинаковы.

Зубчатая пара, составленная из колес с такими зубьями, работает при ревер сировании с различными углами зацепления. Применение таких зубчатых пар выгодно в передачах, в которых крутящий момент в основном направлении значительно больше, чем в обратном или вращение в основном направлении гораздо более продолжительно по времени. Примером такой передачи может служить привод буровой установки. Моменты на валах привода при различ ных направлениях вращения существенно отличаются.

Использование зубчатых колес с несимметричным зубом позволяет по высить несущую способность зубчатых передач по контактной и изгибной прочности в основном (рабочем) направлении вращения за счет увеличения угла зацепления [1].

Существует определенная зависимость контактных напряжений, действу ющих в зубчатых передачах от параметров этих передач. Было произведе но исследование зависимости контактных напряжений от угла профиля зуба рейки, угла наклона линии зубьев и коэффициентов смещения x1 и x2.

Зависимость контактных напряжений от коэффициентов смещения x1 и x рассмотрена для двух случаев: 1) x1 = 0, x1 = x2 ;

2) x1 0, x1 = x2.

В то время как один и тот же исходный контур может использоваться для изготовления зубчатых колес с разными, x1 и x2, при варьировании используются разные исходные контуры с различным углом профиля зуба.

Поэтому зависимость контактных напряжений от угла профиля зуба рейки рассматривается отдельно.

Расчет контактной прочности производился для трех зубчатых передач.

Исходные данные для расчета приведены в табл. 1. Входная мощность состав ляет 81 кВт на каждом из двух ведущих зубчатых колес, а частота вращения на входе равна 2160 об/мин.

Расчет на прочность прямозубых и косозубых цилиндрических передач стандартизован [2]. При этом контактные напряжения определяют по фор муле 2 FtH KHE (u + 1) H = ZE ZH Z bw d1 u где ZE - коэффициент, учитывающий материал зубьев, MПа0,5 ;

ZH - коэф фициент, учитывающий форму соприкасающихся поверхностей;

Z - коэффи циент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

FtH - окружная Проблемы точности при создании машин и приборов составляющая силы, действующей на шестерню, Н;

KHE - коэффициент на грузки;

d1 - делительный диаметр шестерни, мм;

bw - рабочая ширина венца зубчатой передачи, мм;

u - передаточное число.

Проведенные исследования показали что, увеличение угла профиля зуба ведет к уменьшению контактных напряжений в зубчатых передачах (рис.

1).

Рис. 1. Зависимость контактных напряжений от угла профиля зуба рейки (1-ая передача) Увеличение угла наклона линии зуба также ведет к уменьшению кон тактных напряжений (рис. 2). При этом для разных углов минимальные контактные напряжения действуют при различных углах. Таким образом можно подобрать такие и, при которых контактные напряжения будут минимальными. Для каждой зубчатой передачи эти и разные. Наиболее оптимальное значение угла находится около 40° (рис. 3).

При суммарном коэффициенте смещения, равном нулю (x = 0), уве личение по модулю коэффициентов смещения x1 и x2 ведет к увеличению контактных напряжений. Поэтому использование зубчатых колес с такими 72 Труды шестой сессии международной научной школы Рис. 2. Зависимость H от углов и (1-ая передача) коэффициентами нецелесообразно. При суммарном коэффициенте смещения, большем нуля (x 0), увеличение коэффициентов смещения x1 и x2 ведет к уменьшению контактных напряжений. При этом увеличение x1 и x2 эффек тивно только в диапазоне от 0 до 0,20 - 0,25, а далее эффективность резко снижается. Применение таких коэффициентов эффективно только при углах 30°.

Таким образом, еслиподобрать оптимальные параметры зубчатой переда чи, такие как угол профиля зуба рейки, угол наклона линии зубьев и коэффициенты смещения x1 и x2 можно уменьшить действующие контактные напряжения, а, следовательно, повысить долговечность зубчатой передачи.

Для всех трех зубчатых передач привода были рассчитаны действующие контактные напряжения при угле профиля на рабочей поверхности зубьев = 20° и угле наклона линии зубьев = 10°, а также при оптимальных,, x1 и x2. Результаты расчетов, а также оптимальные параметры передач приведены в табл. 2.

Далее были рассчитаны допускаемые контактные напряжения для каж дой зубчатой передачи из условия, что долговечность передач должна состав лять 4500 часов. Допускаемые контактные напряжения находятся по формуле [2, 3]:

Hlimb ZN Hj = ( )j ZR ZV ZL ZXj SHmin Предел выносливости Hlimb рассчитывается в зависимости от материала зуб чатых колес. В передачах привода использовались колеса из легированной стали марки 18ХГТ и применена цементация с закалкой. Так как в чертежах указана твердость в пределах HRC3 = 57-63, то за расчетное было принято Проблемы точности при создании машин и приборов Рис. 3. Зависимость H от угла при постоянном равном 35°(1-ая передача) среднее значение: HRC3 = 60. Таким образом, предел выносливости Hlimb определяется по формуле [3]:

Hlimb = 23HRC3 = 23 60 = 1380m a Минимальные значения коэффициента запаса прочности для зубчатых колес с поверхностным упрочнением SHmin =1,2.

Значение коэффициента ZR, учитывающего влияние исходной шерохо ватости поверхностей зубьев и коэффициента ZV, учитывающего влияние окружной скорости приняты равными 1.

Коэффициент ZL, учитывающий влияние вязкости масла, в ГОСТ 21354 87 принят ZL = 1. Коэффициент ZX, учитывающий размеры зубчатого колеса при d 700 мм принимают также равным 1.

Коэффициент долговечности ZN при постоянной нагрузке рассчитывают по следующим формулам:

NHlimj, если Nj NHlimj ZN j = Nj 74 Труды шестой сессии международной научной школы NHlimj, если Nj NHlimj ZN j = Nj 2, При этом NHlimj определяется по формуле NHlimj = 30HHB 12 Допускаемое контактное напряжение зубчатой передачи принимают рав ным минимальному из значений [H1 ] и [H2 ].

В таблице 3 приведены рассчитанные допускаемые контактные напряже ния [H ] для всех трех передач, а также долговечности D этих передач при использовании обычных и оптимальных параметров этих передач.

Результаты показывают, что применение зубчатых колес с подобранными оптимальными параметрами,, x1 и x2 позволяет значительно увеличить долговечность зубчатых передач (особенно наблюдается во 2-ой передаче).

Литература 1. Вулгаков Э. Б., Капелевич А. Л. Возможности несимметричных зубчатых передач. - Вестник машиностроения, 1986, № 4, с.14-16.

2. ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внеш него зацепления. Расчет на прочность.

3. Кудрявцев В. Н., Расчет и проектирование зубчатых редукторов:

Справочник. - СПб.: Политехника, 1993.

Проблемы точности при создании машин и приборов 4.12. КОНТРОЛЬ ТОЧНОСТИ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС С НЕСИММЕТРИЧНЫМ ЗУБОМ Тимофеев Б.П., Фролов Д.А. (СПбГУ ИТМО) В ГОСТ 9178-82 [1] в качестве норм бокового зазора используют размер по роликам. В настоящей работе предполагается использование для колёс с модулем m1 аналогичного метода контроля норм бокового зазора и ради ального биения с помощью шариков (роликов). При контроле колёс с несим метричными зубьями предлагается использовать измерительные шарики (ро лики).

В работе [2] рассмотрен метод определения хорды зуба на произвольной окружности, однако, измерение размера по роликам позволяет проконтроли ровать коэффициент смещения точнее, чем при измерении хорды, так как оно не связано с какой-либо базой [3].

Для всех этих измерений главным является установление размера от цен тра колеса до центра ролика. Рассмотрим рис.1.

Рис. 1.

На рис.1:

- D - диаметр шарика;

- db1, db2 - диаметры основных окружностей;

- 1,2- центральные углы в радианах;

- dD =2rd, где rd - размера от центра колеса до центра ролика;

- 1, 2 - углы профиля зуба;

- D1, D2 - эвольвентные углы, соответствующие концентрической;

Диаметры основных окружностей левого и правого профилей:

db1 = mz cos 1 db2 = mz cos 76 Труды шестой сессии международной научной школы Диаметр ролика обычно принимают равным D=1,8[2] или D=1,7[4].

Определим углы D1 и D2, решая систему трансцендентных уравнений:

cos D1 cos 1 db = = (1) cos D2 cos 2 db 2x(tg D1 + tg D2 ) D D invD1 invD2 = inv1 + + inv2 + (2) db1 db2 z z Зависимости получены методом, отличным от метода использованного в работе[5].

Результаты вычислений по формулам системы (1) и (2) для углов профи лей 1 = °20 и 2 = 40°, 1 = 20° и 2 = 38°, 1 = 20° и 2 = 35° и изменении коэффициентов смещения от x=-0,5 до х=+0,5 и числе зубьев z=29, приве дены в Таблице 1.

Определим углы D1 и D2 при коэффициенте смещения х=0 для различ ных значений чисел зубьев z=13,15,16,29,31,50,100,150,200 и для углов профи лей 1 = °20 и 2 = 40°, 1 = 20° и 2 = 38°, 1 = 20° и 2 = 35°. Значения углов D1 и D2 приведены в Таблице 2.

Диаметр концентрической окружности зубчатого колеса, проходящей че рез центр ролика равен[6]:

mZ cos 1 mZ cos dD = = cos D1 cos D Если использовать измерительный наконечник в виде шарика, и поме стить его во впадину между зубьями таким образом, чтобы точки касания шарика и боковых сторон зубьев располагались вблизи делительной окруж ности, то можно контролировать радиальное биение (см. рис.2).

Проблемы точности при создании машин и приборов Рис. 2.

Таким образом, мы получили необходимые расчётные формулы для опре деления параметров кинематической точности и норм бокового зазора для колёс среднего и крупного модуля с несимметричным профилем зуба при контроле с помощью шариков (роликов.) 78 Труды шестой сессии международной научной школы Литература 1. ГОСТ 9178-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубча тые цилиндрические мелкомодульные. Допуски.

2. Справочник по геометрическому расчёту эвольвентных зубчатых и чер вячных передач / Под ред. И.А. Болотовского.-2-е изд., перераб. и доп.

М.: Машиностроение, 1986. 448с., ил.

3. И.А. Болотовский, Б.И. Гурьев, В.Э. Смирнов, Б.И. Шенде рей. Цилиндрические эвольвентные зубчатые передачи внешнего за цепления. Расчёт геометрии. Справочное пособие. М., "Машинострое ние", 1974, 160 с.

4. Куцоконь В.А. Точность кинематических цепей приборов.- Л.: Ма шиностроение, Ленингр. отд-ние, 1980.-221 с., ил.

5. Болотовский И.А., Васильева О.Ф., Котельников В.П. Эволь вентные зубчатые колёса с несимметричными зубьями. Вестник маши ностроения, 1984, №4, с.15-17.

6. ГОСТ 16532-70 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внеш него зацепления. Расчёт геометрии.

Проблемы точности при создании машин и приборов 4.13. СИСТЕМА АВТОМАТИЗИРОВАННОГО ПРОЕКТИРОВАНИЯ ПЛАНЕТАРНОГО РЕДУКТОРА ДЛЯ ПРИБОРА "СКАНЕР-2003" Сенькин Д.С., Ларин А.С. (СПбГУ ИТМО) Работа выполняется при финансовой поддержке Комитета по науке и высшей школе Санкт-Петербурга Конкурсного цен тра фундаментального естествознания Минобразования России по гранту № М03-3.5Д-277, категория гранта - Дипломный проект, научное направление - Приборостроение, тема проекта - "Сква жинный прибор СКАНЕР-2003".

Системы САПР (системы автоматизированного проектирования и расче та) незаметно стали частью общего производственного процесса, и сегодня мы уже не мыслим новых конструкторских разработок или высокотехнологично го производства без программно-аппаратного комплекса, обеспечивающего и поддерживающего информационное направление проекта в процессе его жиз ненного цикла.

Процесс внедрения компьютерного проектирования, который начался в России, коснулся прежде всего оформления графической документации. Од нако вопросам анализа различных параметров машин, механизмов и кон струкций по сей день не уделяется должного внимания. Подобный подход к проектированию неизбежно приводит к принятию непродуманных и не про считанных решений. Это сказывается на качестве выпускаемой предприятия ми продукции. А выпуск не только дешевой, но и высококачественной продук ции возможен только при использовании современных компьютерных систем расчета и анализа.

В большинстве случаев, при создании всевозможного механического обо рудования различного назначения, используется блочная схема проектируе мого объекта, которая представляется как цепь последовательно соединенных устройств. В состав такой цепи обязательно входят двигатель, вызывающий вращение либо линейное перемещение, и исполнительный механизм, выполня ющий те или иные операции, для которых это оборудование проектируется.

Между ними, как правило, устанавливается передаточный механизм. Этот механизм преобразует выходные энергетические и кинематические парамет ры двигателя до величин, требуемых исполнительным механизмом на входе.

Такова схема работы большинства машин, неотъемлемой частью которого является передаточный механизм или просто передача.

В этой статье речь пойдет о передачах, которые миллионами изготавли ваются во всем мире и производители которых, жестко конкурируя на рынке, создают все новые и новые образцы такой техники, применяя новые техно логии, как проектирования, так и производства. Ниже мы остановимся на вопросах автоматизированного проектирования передач вращения в части 80 Труды шестой сессии международной научной школы проектирования планетарных передач.

С использованием программных продуктов можно спроектировать приво да произвольной структуры, в том числе передачи с подвижными осями или планетарные передачи. Под проектированием понимается процесс выполне ния всех необходимых в этом случае расчетов и автоматическая генерация чертежей, как сборочных, так и деталировочных.

Планетарные передачи это наилучшие объемно - весовые характеристи ки среди передаточных механизмов. Они оказываются легче, по сравнению с обычными передачами, и занимают по отношению к ним минимальный объем.

По этой причине их применяют в тех случаях, где проблема веса и габаритов является определяющей. Особенно часто их можно встретить в конструкциях авиационной и другой транспортной техники, робототехники и станкострое ния. Включение планетарных передач в современные конструкции повышают его конкурентную способность за счет улучшения технических характеристик и их эстетических свойств.

В виду ограниченности по времени рассмотрим проблему на уровне общих понятий и определений.

Планетарными передачами называются механические передачи враще ния, некоторые колеса которых не только вращаются относительно собствен ной оси, но и параллельно перемещаются в пространстве. Под перемещением понимается вращение относительно центрального колеса, которое называется центральным или "солнечным". Колеса, оси которых подвижны, называются сателлитами.

Сателлиты вращаются относительно центральной оси подобно спутникам, которые перемещающимся относительно солнца. Такая аналогия дала назва ние этой группе механизмов, которые получили название планетарных. Са теллиты при вращении удерживаются в требуемом положении в подвижном корпусе, который называют водилом.

Кинематически, передачи с подвижными осями могут быть разных ис полнений, но в практике проектирования используется не более трех-пяти наиболее употребительных схем, которые охватывают весь диапазон переда точных чисел и моментов при достаточно больших коэффициентах полезного действия. Те схемы планетарных передач, которые не входят в описанный вы ше перечень не имеют преимуществ в передаточных числах и самое главное имеют достаточно низкий коэффициент полезного действия, что не стиму лирует их практическое использование. В целом передачи такого типа могут обеспечить большое передаточное число, которое в отдельных случаях мо жет доходить до 300. Правда при этом к.п.д редуктора может уменьшаться по сравнению с обычными передачами.

Проблемы точности при создании машин и приборов В этой связи при разработке САПР планетарных передач мы ограничи лись тремя схемами:

- однорядный редуктор;

- двухрядный редуктор;

- редуктор Давида.

Следует отметить, что планетарные механизмы являются одной из моди фикаций зубчатых передач, и методы их геометрического прочностного рас четов совпадают. Такое совпадение возможно, когда планетарная передача сводится к передаче с неподвижными осями, используя при этом специаль ные методы приведения.

Тем не менее кинематические и энергетические характеристики плане тарных передач и передач с неподвижными осями различны. Они зависят от выбранной схемы и рассчитываются с использованием метода обращенно го движения, согласно которому, если сателлиту сообщить противоположную скорость вращения, то он остановиться, а передача с подвижной осью пре вращается в передачу с неподвижными осями.

Методы расчета планетарных передач Процедура их проектирования в системе сводиться к расчету и автома тической генерации сборочного чертежа планетарного редуктора и к авто матической генерации чертежей наиболее ответственных деталей. Процедура выполнения расчета включает расчет необходимого числа зубьев колес, выбор величины смещений инструмента, проверку прочности передачи по контакт ным напряжениям и по напряжениям изгиба, а также подробный геометри ческий расчет зубчатых колес с учетом параметров инструмента и допусков.

Откровенно говоря, проектирование планетарных передач это работа, ко торая требует от конструктора глубоких знаний и опыта. Может быть по этому в России передачи такого типа применяются не так часто, как это при нято за рубежом. Не хватает квалификации конструкторов и технологической культуры. Имея инструменты, программы САПР, можно проектировать со временные планетарные передачи, не имея ни достаточно высокой квалифи кации, ни опыта проектирования подобных объектов.

В основе методики расчета планетарных передач лежит метод, который называется "Метод обращенного движения", и который позволяет свести пла нетарную передачу к передаче с неподвижными осями. Расчет планетарной передачи начинается с подбора чисел зубьев колес и смещений инструмента при их изготовлении. Это оказывается возможным, если метод обращенного движения дополнить системой ограничивающих уравнений, которые обеспе чивают выполнение ряда условий:

- соосности;

- симметричного расположения сателлитов или условие сборки;

- соседства.

82 Труды шестой сессии международной научной школы Условие соосности требует равенства межосевых расстояний раз личных пар зацепляющихся колес.

Условие симметричного расположения сателлитов. Каждое зубчатое колесо можно представить в виде многоугольника с гра нью, равной окружному шагу. Чтобы многоугольники собирались по граням, число зубьев (граней) центральных колес должно быть кратно числу сателлитов.

Условие соседства требует, чтобы внешние окружности сателли тов не пересекались.

Эти условия следует дополнить еще рядом ограничений, так как с гео метрической точки зрения при проектировании зубчатых колес необходимо исключить подрез основания зубьев, заострение их вершин, и возможные ва рианты интерференций зубьев в процессе работы. Выходными параметрами на первом этапе являются величины чисел зубьев и величины смещений ин струмента при нарезании зубчатых колес.

Затем выполняется расчет усталостной прочности. Отметим, что расче ты на прочность планетарных передач не отличаются от расчетов прочно сти обычных зубчатых передач, к которым, методом обращенного движения, приводиться планетарная схема. Он выполняется при установленных огра ничениях, на числа зубьев и на величины смещений. Программа позволяет выполнить расчеты всех имеющихся в передаче зубчатых зацеплений, а имен но:

- расчет контактной выносливости;

- расчет усталостной прочности зубьев на изгиб;

- расчет геометрических параметров и параметров контроля;

- подбор инструментов для обеспечения процедуры нарезания зубча тых колес;

- проверка всевозможных условий существования зацепления (подрез, интерференция, заострение и т.п.);

- расчет силовых факторов в контакте зубьев;

- расчет и выбор величин допусков для обеспечения необходимой точ ности изготовления;

- выполнение чертежей зубчатых колес.

Кроме зубчатых передач, расчеты которых являются центральными все го комплекса выполняемых процедур, выполняются расчеты подшипников и валов планетарных передач. Проектирование подшипников и валов сводиться к генерации их чертежей.


В завершении всего комплекса необходимых расчетных процедур можно получить сборочный чертеж привода за исключением корпуса редуктора Проблемы точности при создании машин и приборов Технология проектирования планетарных передач Что касается процедуры проектирования передач, то она достаточно про ста. Из предлагаемого набора необходимо выбрать тип передачи и тип под шипников. В качестве числовых параметров расчета запрашивается:

- Момент на выходе;

- Частота вращения на выходе;

- Передаточное число редуктора;

- Долговечность в часах.

Кроме основных данных для планетарных передач требуется дополни тельная информация, которая доступна для редактирования, а именно:

- Число сателлитов;

- Минимальное число зубьев солнечного колеса;

- Максимальное число зубьев солнечного колеса.

По умолчанию принимается некоторый набор данных, который в даль нейшем можно корректировать.

Кинематическая цепь может состоять из нескольких планетарных пере дач, либо из нескольких ступеней таких передач. В каждом из описанных случаев, выполняется автоматическая разбивка передаточных чисел, кото рая может быть откорректирована вручную.

В результате выполнения программы расчета получаем геометрические размеры передачи, обеспечивающие необходимую долговечность при задан ных материалах, термообработке, кинематике и моменте на выходе. Затем, как отмечено ранее, программа выполняет расчет валов и подбор подшипни ков.

Что в результате Анализ реальных возможностей САПР предназначенных для расчета, и конструирования планетарных передач говорит о том, что это современное программное обеспечение практически важное. С его помощью можно:

- Существенно сократить сроки проектирования;

- Снизить требования к квалификации исполнителя проекта;

- Выполнить расчет по самым современным на настоящий момент ме тодикам;

- Автоматически оформить конструкторскую документацию.

Можно также утверждать, что спроектированные в модуле планетарные передачи, соответствуют лучшим мировым аналогам. Такой вывод напраши вается потому, что при разработке программного обеспечения реализованы в полном объеме самые совершенные алгоритмы в области расчета и проекти рования передач такого типа.

84 Труды шестой сессии международной научной школы Литература 1. Григорьев С., Андриенко Л., Савченко Ю., Автоматизирован ное проектирование приводов составленных из планетарных передач. Москва.

2. Литвин Ф.Л. Теория зубчатых зацеплений. -М.: Наука, 1968, 584 с.

Проблемы точности при создании машин и приборов 4.14. КОНСТРУКЦИИ ПЬЕЗОСЕНСОРОВ СИЛОВОГО ВОЗДЕЙСТВИЯ ДЛЯ СКАНИРУЮЩЕЙ СИЛОВОЙ МИКРОСКОПИИ Голубок А.О., Дюбарев А.А., Керпелева С.Ю., Чуркина А.К.

(СПб ГУ ИТМО) Работа выполняется при финансовой поддержке Министерства Образования Российской Федерации научно-технической програм мы "Научные исследования высшей школы по приоритетным на правлениям науки и техники", код проекта/НИР: 208.04.01. № 016, тема № 20158 "Нанотестер для диагностики и модификации микро- и наноструктур: создание и исследование методики, изго товление и испытание макетного образца".

В основе сканирующей зондовой микроскопии (СЗМ) лежит детектиро вание локального взаимодействия, возникающего между твердотельным на нозондом и поверхностью исследуемого образца при их взаимном сближении до расстояния, где - характерная длина затухания взаимодействия "зонд образец". В зависимости от природы взаимодействия "зонд-образец" различа ют: сканирующий туннельный микроскоп (СТМ, детектируется туннельный ток), сканирующий силовой микроскоп (ССМ, детектируется силовое взаи модействие), оптический микроскоп ближнего поля (ОМБП, детектируется электромагнитное излучение в видимом диапазоне длин волн) и т.п. Отме тим, что сканирующая силовая микроскопия в свою очередь подразделяется на атомно-силовую микроскопию, микроскопию магнитных сил, микроско пию электростатических сил, фрикционную микроскопию и т.п.

В области локального контакта могут возникать достаточно большие ме ханические давления, напряженности электрического поля и плотности элек трических токов. Раздельное или совместное действие этих факторов может приводить к заметной локальной модификации поверхности образца и зонда.

То есть, повышая уровень взаимодействия между зондом и образцом, можно перевести СЗМ из диагностического режима работы с нулевым или мини мальным уровнем разрушения исследуемой поверхности, в режим зондовой литографии, обеспечивающий создание на поверхности образца заранее за данных структур с нанометровым уровнем пространственного разрешения.

Традиционным датчиком силового взаимодействия является кремниевая микробалка (кантилевер) с оптической схемой регистрации величины прогиба балки, возникающего вследствие силового взаимодействия между образцом и зондом, расположенным на краю балки. Различают контактный, бескон тактный и полуконтактный способы измерения силового взаимодействия. В контактном режиме, зонд упирается в образец и отталкивается от него. Воз никающий при этом прогиб кантилевера измеряется оптическим способом.

В бесконтактном режиме зонд удален от поверхности и находится в обла сти действия притягивающих сил. Силы притяжения и их градиенты слабее 86 Труды шестой сессии международной научной школы отталкивающих сил. Поэтому для их детектирования обычно используется модуляционная методика. Для этого, с помощью пьезовибратора кантилевер раскачивается на резонансной частоте. Вдали от поверхности амплитуда ко лебаний кантилевера имеет максимальную величину. По мере приближения к поверхности амплитуда колебаний, вследствие действия сил притяжения, уменьшается, при этом изменяется частота и фаза колебаний. В полукон тактной моде также применяется модуляционная методика измерения сило вого взаимодействия. В этом режиме зонд постукивает по поверхности, нахо дясь как в области притяжения, так и в области отталкивания. Контактный режим наиболее удобен с точки зрения детектирования силового взаимодей ствия, т.к. силы отталкивания и их градиенты могут значительно превышать соответствующие величины, возникающие на притягательной ветви силового взаимодействия. Однако в контактном режиме происходит разрушение по верхности образца и зонда. В бесконтактном режиме разрушение отсутствует, однако малы измеряемые сигналы. Поэтому наиболее часто при силовой визу ализации поверхности используется полуконтактный режим детектирования взаимодействия. При этом вследствие кратковременности контакта воздей ствие зонда на поверхность минимально, а измеряемые сигналы достаточны для их надежного детектирования.

Для повышения точности исследования объектов методом сканирующей силовой микроскопии, были использованы другие, более простые, способы детектирования силового взаимодействия, когда происходит прямое преоб разование силового взаимодействия в электрический сигнал. Один из таких способов основан на использовании прямого пьезоэффекта, когда прогиб пье зоматериала под действием силового взаимодействия приводит к появлению электрического напряжения.

Известно, что силовое взаимодействие между поверхностью и вибрирую щим с небольшой амплитудой зондом смещает его резонансную частоту, а, следовательно, уменьшает амплитуду колебаний. Производя синхронное де тектирование сигнала, пропорционального амплитуде колебаний зонда, мож но получить сигнал, являющийся функцией величины приложенной к зонду силы, т.е. регистрировать силу взаимодействия в системе зонд-образец.

Для реализации сканирующей силовой микроскопии (ССМ) был разра ботан чувствительный элемент пьезосенсор (ПС) силового взаимодействия.

Были использованы ПС трех типов. На рис. 1 представлена схема ПС перво го типа - составной пьезосенсор.

К пьезокерамической трубке-вибратору (1) прикреплен пьезодатчик силы (2) в виде биморфной пластины, на свободном конце которой закреплен зонд (3) из электрохимически заточенной вольфрамовой проволоки. Пьезодатчик силы имеет длину L=3 мм, толщину h=1 мм, резонансную частоту 5-16 кГц.

Жесткость датчика 200-1000 н/м, чувствительность по перемещению свобод ного конца с острием S=0,5 В/мк. Пьезоматериалом являлась пьезокерамика ПКР-19. Жесткость определялась по перемещению острия при приклады вании калиброванного силового воздействия к концу пьезосенсора. Чувстви Проблемы точности при создании машин и приборов Рис. 1. Составной пьезосенсор. 1 - вибратор, 2 - пьезодатчик силы (биморфная пластина), 3 - зонд в виде W -острия тельность определялась путем прикладывания напряжения к пьезодатчику и измерения величины смещения конца датчика с острием. Пьезодатчик и вибратор закрыты заземленным проводящим экраном.

На рис. 2 представлена схема ПС второго типа - на основе одной биморф ной пластины.

Рис. 2. Пьезосенсор на основе одной биморфной пластины Он представляет собой треугольник из биморфной пластины, закреплен ный на жестком основании. Такой пьезодатчик силы аналогичен ПС первого типа. В этом случае он составляет одно целое с вибратором. Расположение электродов и их подключение показано на рис.3.

Средний электрод биморфа заземлен. К электродам припаяны тонкие проводники диаметром 0,1 мм для уменьшения демпфирования. Противоле жащие внешние электроды электрически соединены. Длина консоли ПС 5- мм. Пьезосенсоры второго типа имеют резонансные частоты 7-23 кГц. На рис.

4 представлен ПС третьего типа - на основе композитного пьезоэлемента. Его 88 Труды шестой сессии международной научной школы Рис. 3. Подключение электродов пьезосенсора конструкция аналогична ПС второго типа. В этом случае пьезокерамика тол щиной 0,25 мм приклеена к металлической пластине такой же толщины, эта пластина является заземленным экраном. ПС припаян со стороны металли ческой основы к стальной пластине толщиной 2-3 мм (как изображено на рис. 4). Это обеспечивает жесткость и хороший теплоотвод для устранения возможного теплового дрейфа системы металл - клей - керамика. Расположе ние электродов, показанное на рис. 4, дает лучшую чувствительность ПС к приложенной силе, по сравнению с ПС на основе одной биморфной пластины.


Рис. 4. Пьезосенсор на основе композитного пьезоэлемента на основе одной биморфной пластины.

Схема измерений в режиме ССМ с пьезосенсором представлена на рис. 5.

Генератор настраивается на частоту резонанса пьезодатчика по макси Проблемы точности при создании машин и приборов Рис. 5. Схема измерений силового взаимодействия в режиме ССМ.

мальной амплитуде напряжения на выходе синхродетектора (СД). Амплиту да сигнала генератора 10-20 мВ. Амплитуда сигнала с пьезодатчика около 1 мВ. Система ПС - зонд имеет несколько резонансов, из них выбирается не тот, что имеет наибольшую амплитуду в свободном состоянии ПС, а тот, который соответствует наибольшей амплитуде выходого сигнала СД при при кладывании калиброванного силового воздействия к ПС. На описанных выше пьезосенсорах силы было достигнуто пространственное разрешение примерно в 200 ангстрем в плоскости X-Y.

Работа с пьезосенсором в режиме силового взаимодействия имеет свою специфику:

1. Система склонна к самовозбуждению даже при узкой полосе сле дящей системы. Для устранения автоколебаний следящей системы выбиралась минимально возможная опорная сила.

2. Условие самовозбуждения зависит от свойств поверхности образца.

В некоторых случаях удается работать без автоколебаний с больши ми силами в одной области образца, но они возникают при прохож дении зонда над другой областью образца.

3. Чувствительность метода и пространственное разрешение тем выше, чем меньше амплитуда колебаний пьезодатчика. Исследования пока зали возможность работы с пьезосенсорами на высших гармониках до 120 кГц, что способствует эффективной фильтрации от низкоча стотных электрических помех, однако эти гармоники индивидуаль ны для каждого пьезосенсора.

90 Труды шестой сессии международной научной школы Литература 1. Alexander O. Golubok and Vladimir A. Timofeev. STM combined with SEM without SEM capability limitations.

Ultramicroscopy 42-44 (1992), P.1558-1563.

2. Е.В. Булаенко, С.В. Тузенко, П.А. Фридман. Устройство цифро аналогового ввода данных и управления на основе ЦСП. ПТЭ N 2, 1997, с. 160.

3. А.О. Голубок, И.Д. Сапожников, А.М. Соловьев, С.Я. Типи сев. Комбинированные методики сканирующей туннельной (СТМ) и силовой (ССМ) микроскопии. Микроэлектроника, 1997, том 26, № 4, с.

291-296.

4. A.O. Golubok, I.D. Sapozhnikov, A.M. Solovyev, and S.Ya.

Tipisev. Scanning tunneling force microscope unit in scanning electron microscope. Novotel, Hammersmith, London, 2-4 July 1996 V.31/ Proceedings, Royal Microscopical Society, June 1996, p. 141.

Проблемы точности при создании машин и приборов 4.15.

ПРОБЛЕМЫ СТОЙКОСТИ ШТАМПОВ ДЛЯ ЧЕКАНКИ ИЗДЕЛИЙ В УСЛОВИЯХ МАССОВОГО ПРОИЗВОДСТВА Орлов С.В. (СПбГУ ИТМО) В работе изложены факторы, влияющие на стойкость штам пов, конструктивные особенности штампов для чеканки изделий, показаны практические методы оценки конструкции штампов и направления работ по увеличению их стойкости.

Термины и определения Чеканка - операция, при которой происходит образование выпукло вогнутого рельефа на поверхности изделий за счет местного изменения тол щины материала и заполнения им рельефной полости штампа. В большинстве случаев чеканка производится в закрытых штампах без вытеснения металла из рабочей полости штампа. Для чеканки крупных изделий с высоким релье фом применяется открытая поверхностная чеканка.

Стойкость инструмента - это число деталей, отчеканенных до полного износа его рабочих элементов, когда эти детали перестают соответствовать эталону (чертежу) и техническим условиям приемки.

Общие положения Современное производство чеканки изделий является высокоавтоматизи рованным и высокопроизводительным. Важной составляющей этого процесса является рабочий инструмент - штампы. От стойкости штемпелей напрямую зависит эффективность производства. Поэтому усилия многих научных ор ганизаций направлены на решение проблемы повышения их стойкости. Тем более, что в массовом производстве даже незначительное улучшение этого показателя дает большой экономический эффект.

Схематично процесс чеканки изделий можно показать следующим обра зом (см. рис.1):

Процесс чеканки хоть и сопровождается небольшим перемещением метал ла, но для получения четкого рельефа требует большого давления.

92 Труды шестой сессии международной научной школы Рис. 1. 1-верхний штамп;

2-нижний штамп;

3-кольцо;

4-изделие Для изготовления таких изделий применяются специальные кривошипно коленные чеканочные пресса (см. рис.2).

Характерным признаком чеканочных прессов является то, что за один рабочий ход ползун проходит два раза через нижнюю мертвую точку. Это позволяет избежать перегрузки пресса при работе в упор.

Факторы, влияющие на стойкость штампа Стойкость штампов в большинстве случаев зависит от следующих факто ров:

- материала, формы и размеров детали;

- смазочно-охлаждающих технологических средств;

- материала штампа;

- конструкции штампа;

- технологии изготовления штампа.

Проблемы точности при создании машин и приборов Рис. 2.

Материал, форма и размеры детали в нашем случае задаются заказчиком и оказать влияние на эти факторы не представляется возможным. В большин стве случаев отрабатывается оптимальная технология подготовки заготовок перед чеканкой (термообработка, химическая обработка, полировка, смазка и т.д.) и эта технология строго выдерживается.

Подбор смазочно-охлаждающих средств тоже происходит на этапе отра ботки технологии. Сейчас выпускается широкий спектр этих средств. Име ются рекомендации по применению различных средств для различных спла вов. Современное оборудование оснащено различными системами распыления смазки. Однако, при малейшем сбое этих систем материал заготовок "зали пает" в рельефе инструмента и, практически сразу, штамп выходит из строя.

Наличие широкого спектра инструментальных сталей позволяет подо брать соответствующую марку и с учетом специфики конкретного предпри ятия (наличия определенного термического оборудования) ее использовать.

Важным фактором, влияющим на стойкость штампа, является его кон струкция. Проектирование штампов для таких изделий в большинстве слу чаев основывается на опыте конструктора и некоторых эмпирических форму лах. Обоснованной и стройной теории пока не существует. Хотя определенные технологические, качественные оценки конструкции штампов все-таки есть.

Рассмотрим те основные критерии, которыми руководствуется конструк тор при определении характеристик штампа (см. рис.3).

94 Труды шестой сессии международной научной школы Рис. 3. Схема изделия Основные параметры штампа При правильно заданных параметрах сферы, площадки и рельефа процесс чеканки будет происходить с равномерным течением металла в элементы ре льефа и формированием канта. При этом дочеканка самой высокой точки ре льефа и заполнения канта должны происходить одновременно. В этом случае обычно достигается min усилие чеканки. Кант играет большую роль в про цессе чеканки, так как его различная заполненность в зависимости от объема заготовки позволяет избежать разрушения штампа при чеканке заготовок с параметрами верхнего поля допуска по объему. Неправильно заданные пара метры сферы или площадки приводят обычно к появлению так называемых "мертвых зон", которые препятствуют течению металла от центра к канту и при этом даже значительное увеличение усилия не позволяет заполнить рельеф, а лишь приводит к разрушению инструмента.

Проблемы точности при создании машин и приборов Рис. 4. Схема изделия где c - сфера штампа, h - высота площадки, D - d - ширина площадки.

Рельеф рисунка также требует определенной конструкторской проработ ки, а именно:

- рельеф на периферии должен быть меньше, чем в центре;

- Не должно быть острых углов - концентраторов напряжения;

- На лицевой и оборотной стороне изделия не должно быть max ре льефа на одной вертикальной оси.

Оценку изготовленных опытных штампов проводят так называемым ме тодом "легких оттисков". Первый оттиск чеканится с минимальным усилие.

Затем усилие чеканки увеличивается, а последний оттиск чеканится с пол ным заполнением рельефа. Анализируя при этом процесс течения металла, можно сделать выводы о конструкции штампа.

Последний важный фактор, влияющий на стойкость штампа, это техно логия его изготовления. И здесь очень важную роль играет придание особых свойств рабочей поверхности штампа, так как процесс чеканки происходит в очень жестких условиях. Во время эксплуатации происходит искажение рисунка штампа, что является основной причиной его замены. Замена осу ществляется в соответствие с эталоном.

В последнее время находят применение упрочнение поверхностного слоя штампа различными твердыми покрытиями (хромирование, нитриды тита на и др.), что позволяет значительно увеличить ресурс штампов. Основным недостатком этих процессов является их дороговизна, что недопустимо в мас совом производстве.

96 Труды шестой сессии международной научной школы Выводы 1. Увеличение стойкости рабочего инструмента имеет огромное прак тическое и экономическое значение.

2. Прочностные характеристики штампа играют важную роль в каче ственных показателях изделия.

3. Поверхностное упрочнение штампа - наиболее важное направление по увеличению его стойкости.

4. Необходима разработка научных методов проектирования чеканоч ных штампов.

5. Практические методы оценки необходимо увязать с прочностными и пластическими характеристиками инструмента.

Литература 1. Романовский В.П. Справочник по холодной штамповке. Л.: Маши ностроение, 1979.

2. Богданов В.М. Штамповка деталей по элементам в мелкосерийном производстве. М.-Л.: Машгиз, 1963.

3. Аверкиев Ю.А., Аверкиев А.Ю. Технология холодной штамповки.

М.: Машиностроение, 1989.

4. Малов А.Н. Технология холодной штамповки. М.: Машиностроение, 1969.

5. Зубцов М.Е., Корсаков В.Д. Стойкость штампов. Л.: Машиностро ение, 1971.

Проблемы точности при создании машин и приборов 4.16. СКВАЖИННЫЙ ПРИБОР СКАНЕР- Кругликов В.К. (БГТУ ВОЕНМЕХ), Ноздрин М.А., Кузмина Н.А., Ларин А.С. (СПбГУ ИТМО) Описывается метод и прибор для обследования подземных хранилищ и камер, образующихся при скважинной добыче соли.

Приводятся результаты измерений одной из подземных камер.

Скважинные приборы Сканер-2000, предназначены для определения раз меров, формы и пространственного положения подземных камер растворе ния. Область применения - подземные камеры в солевых пластах, используе мые для добычи соли, захоронении химических отходов, хранения нефтепро дуктов, сжиженного газа и т. п.

Скважинный прибор Сканер-2000, используя принцип ультразвуковой эхолокации, позволяет производить измерения расстояний до стенки или дна подземной камеры и угловые положения этих измерений относительно маг нитного поля земли. Пространственное положение камеры определяется сово купностью горизонтальных сечений, зарегистрированных прибором для раз личных глубин погружения.

Прибор позволяет оперативно проводить измерения геометрических раз меров подземных камер без прямого контакта в диапазоне рабочих темпе ратур от плюс 5 до плюс 60 при различных условиях эксплуатации, в том числе и без демонтажа колонн. Результаты измерений одной из камер приведены на рис.1, рис.2 и рис.3.

Расстояние до стенки камеры пропорционально интервалу времени от мо мента излучения эхолокационного импульса до момента приема отраженно го сигнала. Для определения коэффициента пропорциональности измеряется интервал времени, необходимый для приема отраженного от торцевой поверх ности калибровочной трубы сигнала. При фиксированной базе калибровочной трубы расстояние до стенки камеры равно:

R = T /T o B, (1) где T - интервал времени от момента излучения до момента приема отражен ного сигнала от стенки камеры, T o - интервал времени от момента излучения до момента приема отраженного сигнала от торцевой поверхности калибро вочной трубы, B - базовое расстояние калибровочной трубы.

Скважинный прибор представляет собой цилиндр диаметром 76 мм. и длиной 1,3 м., который через скважину опускается в исследуемую камеру на нескручиваемом геодезическом кабеле. Подвижная часть скважинного при бора равномерно вращается относительно неподвижной части прибора. Рав номерность вращения обеспечивается шаговым двигателем, частота питаю щего напряжения которого стабилизирована. На вращающейся части сква жинного прибора расположен датчик магнитного поля, сигнал которого ме няет полярность при изменении направления магнитного поля. Угол поворота 98 Труды шестой сессии международной научной школы излучателя-приемника эхолокационных импульсов регистрируется в момен ты изменения полярности сигнала магнитного датчика и таким образом осу ществляется ориентация регистрируемых сигналов в горизонтальном сечении камеры.

Скважинный прибор Сканер-2000 через кабель соединен с персональным компьютером. который с помощью программного обеспечения, установлен ное фирмой-изготовителем, обеспечивает сбор, обработку, хранение и выдачу информации как на дисплей, так и принтер. Программное обеспечение поз воляет осуществлять калибровку измеряемых данных, вводя в случае необ ходимости поправки на отклонение размера калибровочной базы от проект ного значения и/или компенсировать угловые ошибки крепления магнитного датчика относительно подвижной части прибора. В процессе поверки попра вочные значения уточняются и фиксируются в памяти компьютера.

Сканер является мехатронным устройством, в котором синергетические объединены узлы точной механики с электронными, электротехническими и компьютерными компонентами.

Учитывая многообразие производимых измерений и ограничение на воз можность связи с компьютером, система управления (СУ) излучателями и датчиками находится в измерительной части скважинного прибора. Конфи гурация основных узлов прибора может меняться, поэтому удобно СУ прибо ром сделать распределённой: каждым узлом управляет свой микропроцессор и все они связаны между собой общим микропроцессором и общим алгорит мом управления верхнего уровня.

Система управления реализована на нескольких микроконтроллерах се рии AVR фирмы Atmel. СУ прибора имеет модульную структуру, отвечаю щую следующим требования:

- лёгкая наращиваемость модулей;

- реализация основных функций прибора;

- компактность;

- обеспечение заданной точности измерений;

- организация связи прибора с наземной станцией с использованием стандартных средств и протоколов.

Блок управления шаговым двигателем построен на 8 - выводовом мик роконтроллере ATiny12, управление ферродатчиком и термодатчиком осу ществляет другим микроконтроллер ATiny12, а на главный 20 - выводо вый контроллер AT90S2313 возложены функции взаимодействия с назем ной станцией посредством интерфейса RS-232, управления излучателями приемниками и взаимодействия с подчинёнными контроллерами. Микрокон троллеры серии AVR - высокопроизводительные 8 - разрядные RISC - кон троллеры для встраиваемых приложений. Они отличаются наилучшим со отношением показателей быстродействие/энергопотребление, удобными ре жимами программирования, доступностью программно-аппаратных средств поддержки и широкой номенклатурой выпускаемых кристаллов.

Проблемы точности при создании машин и приборов Все AVR имеют Flash-память программ ROM объемом 1K... 8К, кото рая может быть загружена с помощью обычного программатора или посред ством SPI интерфейса, и внутреннюю оперативную память SRAM (кроме AT90S1200) объемом 128... 512 байт. Число циклов перезаписи ROM - не менее 1000. Два программируемых бита секретности позволяют защитить па мять программ от несанкционированного считывания. Все AVR имеют также блок энергонезависимой электрически стираемой памяти данных EEPROM объемом 64... 512 байт. Этот тип памяти, доступный программе микрокон троллера непосредственно в ходе ее выполнения, удобен для хранения проме жуточных данных, различных констант, таблиц перекодировок, калибровоч ных коэффициентов и т. п. EEPROM может быть загружена извне как через SPI интерфейс, так и с помощью обычного программатора. Число циклов перезаписи - не менее 100000.

AVR микроконтроллеры имеют широкий набор встроенных периферий ных устройств:

- таймер/счетчик, разрядность 8 бит;

- n таймер/счетчик, разрядность 16 бит (кроме AT90S1200 и AT90S2323) с возможностью организации функций ШИМ и захва та/сравнения;

- аналоговый компаратор (кроме AT90S2323);

- скоростной последовательный интерфейс SPI;

- встроенная система сброса микроконтроллера;

- последовательный асинхронный дуплексный порт UART;

- контроллер прерываний;

- внутренний тактовый генератор;

- сторожевой (WATCHDOG) таймер.

Температурные диапазоны работы - коммерческий (0... 70 ) и инду стриальный (-40... +85 ).

С точки зрения программиста AVR представляет собой 8 - разрядный RISC микроконтроллер, имеющий быстрый Гарвардский процессор, память программ, память данных, порты ввода/вывода и интерфейсные схемы. Гар вардская архитектура AVR реализует полное логическое и физическое раз деление не только адресных пространств, но и информационных шин для обращения к памяти программ и к памяти данных. Способы адресации и доступа к ним также различны. Такое построение уже ближе к структуре скоростных цифровых сигнальных процессоров и обеспечивает существенное повышение производительности за счет:

- одновременной работы центрального процессора как с памятью про грамм, так и с памятью данных;

- расширения до 16 бит разрядной сетки шины данных памяти про грамм.

100 Труды шестой сессии международной научной школы В микроконтроллерах AVR используется технологии конвейеризации, вследствие чего цикл "выборка-исполнение"команды может быть заметно со кращен, повышая тем самым производительность процессора. Система ко манд AVR весьма развита и насчитывает 120 различных инструкций (89 для AT90S1200). Почти все команды имеют фиксированную длину в одно слово (16 бит), что позволяет в большинстве случаев объединять в одной команде и код операции, и операнд(ы). Различают пять групп команд AVR: условного ветвления, безусловного ветвления, арифметические и логические операции, команды пересылки данных, команды работы с битами. По разнообразию и количеству реализованных инструкций AVR больше похожи на CISC, чем на RISC процессоры. Например, у PIC-контроллеров система команд насчиты вает от 33 до 58 различных инструкций, а у MCS51 она составляет 111.

По командам микропроцессора в соответствии с управляющей програм мой при помощи специализированных микросхем осуществляется силовое управление основными узлами скважинного прибора: шаговым двигателем, ултьтразвуковыми излучателями, приемником сигналов с возможностью вре менного регулирования коэффициента передачи детектора, датчиком изме рения напряженности магнитного поля - феррозондом и т.д. Приемник от раженного акустического сигнала, при отсутствии генерации локационного сигнала, подключается к выходу одной из антенн, усиливает электрические колебания, возникающие на выходе антенны при поступлении на нее отра женного сигнала, детектирует этот сигнал по уровню и формирует цифровой сигнал на выходе.

Горизонтально-ориентированная антенна используется для измерения рас стояния до стенок камеры;



Pages:     | 1 || 3 | 4 |
 





 
© 2013 www.libed.ru - «Бесплатная библиотека научно-практических конференций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.