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 |   ...   | 6 | 7 || 9 | 10 |   ...   | 11 |

«МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ НАУЧНЫЙ СОВЕТ РАН ПО ПРОБЛЕМАМ МАШИНОВЕДЕНИЯ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ПРОЦЕССОВ УЧРЕЖДЕНИЕ ...»

-- [ Страница 8 ] --

функциональные возможности и «интеллектуальные» свойства электроприводов серии ЭПВ // Силовая электроника. 2008. №3. С.53-56.

Гуревич Д.Ф. Расчет и конструирование трубопроводной арматуры: промышленная 5.

трубопроводная. Конструирование трубопроводной арматуры. Изд. 5-е. – М.: изд-во ЛКИ, 2008, - 416 с.

Гольдфарб В.И., Трубачев Е.С. Что делать и чего не делать при выборе и 6.

проектировании редукторов ТПА // Арматуростроение. - 2010. - №1. - С. 30–35.

Сидоров П.Г., Пашин А.А., Плясов А.В. Многопоточные зубчатые передачи:

7.

структура, образование, кинематические и силовые связи, классификация и перспективы применения // Приводная техника. 2010. №4. - С.25-30.

Многооборотные электроприводы трубопроводной арматуры // М.В.Грязев, 8.

А.В.Дмитриев, Ю.В.Иванов, В.Д.Кухарь, А.А.Маликов, А.А.Пашин, В.Я.Распопов, С.В.Рогов, П.Г.Сидоров / Под ред. В.Я.Распопова. – Тула: 2011. – 322 с.

Гольдфарб В.И., Главатских Д.В., Трубачов Е.С., Кузнецов А.С., Иванов Д.Е., Лукин 9.

Е.В., Пузанов В.Ю. Спироидные редукторы трубопроводной арматуры / Под общ.

ред. В.И.Гольдфарба. – М.: Вече, 2011. – 222 с.

Прокшин С.С., Шалобаев Е.В. Особенности конструирования крупногабаритного 10.

электропривода на основе волновых зубчатых передач // Научно-технический вестник СПбГУ ИТМО. 2011. №4. – С.64-67.

11. Shalobaev E.V,, Raspopov V.Ya, Starzhinsky V.E., Surikov D.G., Kukhar V.D. Failures of mechtronics Modules of Motion // Proceedings the 7th International conference Research and Development of Mechanical Elements and Systems. 27-30 of April, 2011. Zlatibor, Serbia. Pp. 195-197.

Рисунок 1. Кинематическая схема редукторного многооборотного коаксиального электропривода запорной арматуры трубопровода ЗАСЕДАНИЕ СЕКЦИИ 2.1 – Мехатронные устройства Мини-симпозиум «Точная механика и оптика»»

27 октября 2011 года Председатель Проф. Мусалимов В.М.

УДК 615.47;

621. ИЗМЕРЕНИЕ ИЗГИБНОЙ ЖЕСТКОСТИ ДИСТАЛЬНОЙ ЧАСТИ ГИБКИХ УПРАВЛЯЕМЫХ ЭНДОСКОПИЧЕСКИХ ПРИБОРОВ * В. В. Биндюк, **А. В. Биндюк *(СПбГУ ИТМО), **(ОАО «НПП «Радар-ММС») При эксплуатации дистальная часть (ДЧ) эндоскопа испытывает многократное принуди тельное деформирование, обеспечивающее ориентацию объектива регулярного и конца инстру ментального каналов в исследуемом пространстве. Управление дистальной частью выполняют вращением эндоскопа вокруг геометрической оси и натяжением тросов. Последнее вызывает искривление геометрической оси ДЧ эндоскопа.

В поперечном сечении (рис.1) дистальная часть эндоскопа имеет: концентрически рас положенные относительно друг друга внешнюю полиуретановую (1), металлическую плетёную (2) оболочки и шейку (3). Внутри колец шейки свободно уложены: волоконно-оптические кабели регулярного (4) и осветительных (6) каналов, трубки инструментального (7) канала и омывателя (5). В волоконно-оптических кабелях эндоскопа применено свободное размещение волокна относительно трубки из полимерного материала.

Рис.1 Поперечное сечение ДЧ эндоскопа Стойкость кабелей к повреждениям при управлении ДЧ эндоскопа зависит от их свойств при растяжении и изгибе. При свободной укладке оптического волокна в кабеле его напряжённо деформированное состояние обусловлено в основном деформацией изгиба [1].

Продольная уравновешивающая сила может появляться при свободной укладке оптического волокна в кабеле и кабелей в шейке лишь вследствие касания волокна внутри оболочки кабеля и кабелей совместно с трубками омывателя и инструментального канала о кольца шейки, тросов (8) управления и проскальзывания при искривлении ДЧЭ.

При искривлении ДЧ эндоскопа типа ГД-Б-ВО-3 (ЛОМО СПб) возможно и радиальное смещение оптического волокна в оболочках, а также самих оптических кабелей и трубок омывателя и инструментального канала внутри колец шейки, так как для заполнения про межутков между каналами не применяется кордель. Использование корделя для уплотнения конструкции ДЧ служило бы равномерному распределению механических нагрузок при её деформировании.

Если радиус изгиба концентрической части и кабелей дистального конца эндоскопа мал, то происходит потеря устойчивости внешних оболочек, проявляющаяся, например, в вы пучивании плетёнки и полиуретановой оболочки (так называемое «гусиное горло»), а оптические волокна регулярного и осветительных каналов могут разрушиться.

1    С безопасным радиусом изгиба связан также такой важный параметр, как жесткость поперечного сечения ДЧ при изгибе. У ДЧ с излишней податливостью быстрее достигается критический радиус, что приводит к разрушению волокон, а с чрезмерно жесткой ДЧ трудно работать.

Поэтому для создания надежных и эргономичных эндоскопов необходимо знать параметры, определяющие гибкость и потерю устойчивости оболочек ДЧ эндоскопа.

Анализ изгибных характеристик ДЧ эндоскопа можно выполнить, установив эксперимен тально связь между внешним механическим воздействием (М) и вызванным им искривлением (1/) геометрической оси ДЧЭ. Схема нагружения, реализуемая на приборе [2], соответствует реальной схеме (рис.2,а) деформирования при управлении дистальной частью эндоскопа.

а) б) Рис. 2 а, б. Деформирование ДЧ эндоскопа По схеме нагружения твердого деформируемого тела (рис.2,б) следует, что приложенная сила Р вызывает изгибающий момент М = Р·f. (1) Изгиб на участке ДЧ эндоскопа вблизи вершины петли можно считать «чистым», так как f а, следовательно, и М существенно не меняются. При этом деформации элементов ДЧ при сжатии, обусловленные действием сил Р, существенно малы по сравнению с деформациями изгиба, вызванные  моментом  М.  Поэтому  при  больших  углах  искривления  оси  ДЧЭ  в  вершине  петли  (рис.2,а)  радиус  кривизны  ()  является  почти  постоянным.  Радиус  можно  рассчитать,  зная  хорду  (а) и соответствующее расстояние (S), показанные на рис.3.         Рис.3 Модель изгиба ДЧ эндоскопа    Радиус кривизны  находится как расстояние от центра кривизны до геометрической оси ДЧЭ, т.е.  = r + d/2, (2) где d – диаметр ДЧЭ, r – радиус от центра кривизны до наружной поверхности ДЧ.

Используя теорему Пифагора, получим r = (4S2 + а2)/8S. (3) 2    При исследовании зависимости М – 1/ по методу «хорды» измерения расстояния S выполнялись с длиной хорды а =18мм. Дистальная часть эндоскопа типа ГД-Б-ВО- деформировалась в плоскости n-n (рис.1), для которой, по сравнению с другими, возможен меньший радиус кривизны. При значениях r = 9мм наблюдается потеря устойчивости цилиндрической формы сечения плетенки.

На рис.4 (график «а») представлена зависимость М – 1/ ДЧ эндоскопа по методу «хорды».

Рис.4 Зависимость момента изгиба ДЧЭ от кривизны.

В начальной точке графика М = 3,28·10-3(Н·м) радиус кривизны составил = 208,1 мм. Как и предполагалось, для этой точки относительная приведенная погрешность измерения параметра S составляет 25% (S = 0,2мм), поэтому измерения при меньших значениях момента не проводились. График ограничен значением момента М = 82,38 (Н·мм), при котором = 16,34мм. В этой области зависимости М – 1/ при наличии проскальзывания и смещения оптического волокна в кабелях и самих кабелей в концентрической части дистального конца эндоскопа, малых приращений dS имеем фактически постоянное значение S при резком увеличении момента, что свидетельствует о смыкании колец шейки ДЧЭ.

Для исследования зависимости М – 1/ при малых значениях момента и анализа графика «а»

(рис.4) использован метод измерения жесткости упругих элементов [3].

Рис.5 Продольный изгиб упругого элемента Продольный изгиб упругого элемента (рис.5) описывается системой нелинейных уравнений F(,к)·sin ·cos к = о/2;

(4) sin ·(1 - cos к)/ F(,к)·=, (5) где F(,к)·- обозначение эллиптического интеграла Лежандра первого рода в тригонометрической форме, – модулярный угол, к – эллиптическая амплитуда точек упругой линии, – углы между касательными на концах оси упругого элемента и линией действии сил Р, 3    = f/l– относительная величина, характеризующая степень изогнутости элемента в процессе нагружения.

При изгибе стержней кривизна упругой линии определяется выражением [4] 1/ = М/ЕI + 1/R, где 1/ и 1/R соответственно, кривизна упругой линии в произвольной точке и начальная кривизна оси упругого элемента, Е – модуль первого рода, I момент инерции поперечного сечения элемента.

Для первоначально прямого упругого элемента 1/R = 0, тогда из выражения (6) получим 1/ = М/Н, (7) где Н = ЕI – жесткость поперечного сечения при изгибе упругого элемента.

Из выражений 4,5,7 после преобразований получим 1/ = 4F()·sin ·/ l, (8) где F()·- обозначение полного эллиптического интеграла Лежандра, l – длина упругой линии элемента.

Выражение (8) использовано для построения графика «б» (рис.5). Как следует из 4,5,7 и 8, этот метод исследования изгибных характеристик упругих элементов дает информацию о в зависимости от угла.

…..Результаты исследований по второму методу дополнили зависимость М – 1/ при малых значениях момента деформирования ДЧ эндоскопа типа ГД-Б-ВО-3, откорректировали среднюю и конечную части графика рис.5, б.

На рис.6 представлена зависимость жесткости поперечного сечения композитной структуры ДЧ эндоскопа при изгибе от кривизны. Методика и средства измерения жесткости (Н), использованные для установления зависимости, описаны в работе [5].

Рис.6. Зависимость жесткости поперечного сечения ДЧ эндоскопа от кривизны Кривая зависимости состоит из трех различных участков: а) начальной крутой линейной зависимости, б) значительно более пологого участка, в) длинного конечного отрезка с практи чески нулевым наклоном. Резкое возрастание жесткости Н, наблюдаемое в начальной части графика, до Нс=650·10-6(м2·Н) говорит о достаточной продольной устойчивости композитной структуры ДЧ эндоскопа. Второй участок (700…900)·10-6(м2·Н) характеризуется линейной зависимостью изгибающего момента от кривизны (рис.5, б). При кривизне 1/=18м-1 и выше наблюдается резкое снижение сопротивления изгибу, связанное с относительным проскаль зыванием элементов и потерей устойчивости формы поперечного сечения композитной структуры ДЧ эндоскопа.

Для первоначально прямого композитного элемента изгибающий момент равен М = (1/) EiIi, где EiIi – соответственно модуль первого рода и момент инерции поперечного сечения для каждой составной части композита.

4    Суммарная изгибная жесткость поперечных сечений композитных элементов, объединённых в структуру ДЧ эндоскопа, предстанет в виде (EI)с = EiIi + EjIj + EmIm + … (9) При степени изогнутости = 0,1, характеризуемой отношением стрелы изгиба (f) к (l), из графика (рис.6) получено базовое значение жесткости поперечного сечения ДЧ эндоскопа (EI)с = 880,37·10-6(м2·Н).

Для оценки влияния элементов ДЧ эндоскопа на суммарную жесткость композитной структуры проведены измерения отдельно: а) по симметричной части эндоскопа в дистальном конце, состоящей из концентрически расположенных относительно друг друга, считая от геометрического центра ДЧ эндоскопа, колец, из которых собрана «раковая шейка» с четырьмя тросиками управления и плетенки;

б) по инструментальному каналу;

в) по каналу омывателя;

г) регулярному каналу, имеющему двойную оболочку защиты волоконно-оптического кабеля;

д) по каналам осветителя (два кабеля на изделие).

Результаты измерений по отечественному эндоскопу типа ГД-Б-ВО-3 и комплектующих аналогичного эндоскопа фирмы «ОЛИМПАС» (Япония) приведены в таблице.

ДЧ Изгибная жесткость (ЕI), мм2·Н № Составляющие Расхождение, п/п эндоскопа % ЛОМО ОЛИМПАС 1 Симметричная часть 304,45 - 2 Инструментальный канал 410,56 333,17 23, 3 Канал омывателя 105,68 100,35 5, 4 Регулярный канал 16,05 - 5 Канал осветителя (2шт.) 58,60 - 6 Трос управления (4 шт.) 40,14 38,54 4, При суммировании по формуле (9) получим (EI)с = 304,45 + 410,56 + 105,68 + 16,05 + 58,60 = 895,34(мм2·Н).

Сравнивая полученное значение (EI)с с базовым (рис.6), имеем расхождение H = 1,7%.

Жесткость поперечного сечения инструментального канала составляет 46% от жесткости композитной структуры ДЧ эндоскопа. Превышение изгибной жесткости комплектующих элементов эндоскопа типа ГД-Б-ВО-3 над комплектующими эндоскопа фирмы «ОЛИМПАС»

только по трем составляющим (табл.п.2, 3 и 6) равно 32,7%.

Литература 1. Гроднев И. И., Ларин Ю.Т., Теумин И.И. Оптические кабели. Конструкции, характеристики, производство и применение. – 2 е изд. перераб. и доп. – М.: Энергоатомиздат, 1991.-264с.

2. Биндюк В. В., Гофман С. И., Прибор для механических испытаний материалов методом продольного изгиба // Заводская лаборатория. – Металлургия, 1975. Т.41.№4.

3. Биндюк В. В. Метод определения жесткости упругих элементов // Труды ЛИТМО. Расчет и проектирование приборов точной механики. 1977. Вып.91. –С.27-32.

4. Попов Е. П. Теория и расчет гибких упругих стержней. – М.: Наука. 1986. – 296 с.

5. Биндюк В. В. Средства измерения жесткости сечений при изгибе упругих микроэлементов прецизионных устройств // Изв.вузов. «Приборостроение». 1984. Т.ХХУII. №2.

5    УДК 621. УСТРОЙСТВО ДЛЯ ИЗГОТОВЛЕНИЯ ТОРСИОННЫХ ПОДВЕСОВ ЧУВСТВИТЕЛЬНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ ПРИБОРОВ А.Д. Перечесова (СПбГУ ИТМО) Введение Целью исследования является моделирование в среде Simulink (пакет SimMechanics) динамики исполнительного механизма устройства для изготовления спирально-анизотропных торсионов УИСАТ-1, предназначенного для изготовления торсионных подвесов чувствительных элементов (ЧЭ) приборов.

Устройство относится к технике производства плетеных изделий, главным образом предназначено для изготовления торсионных подвесов ЧЭ приборов, и может найти применение в магнитометрии, сейсмологии, геодезии, метеорологии, электротехнике и др., т.е. использоваться для производства торсионов ЧЭ высокочувствительных магнитометров, акселерометров, сейсмометров, наклономеров, микробарографов, гальванометров, а также в датчиках охранной сигнализации.

Для улучшения характеристик приборов такого типа используются достижения теории спирально-анизотропного тела и торсионный подвес ЧЭ изготавливают в виде «косички», сплетенной из кевларовых волокон.

На сегодняшний день данные торсионные подвесы используются в качестве подвеса магниточувствительного элемента (МЧЭ) торсионного магнитометра (ТМ), входящего в состав геофизического комплекса GI-MTS-1 (СПбФ ИЗМИРАН). Главным достоинством ТМ с таким МЧЭ является регистрация магнитных полей и их вариаций в диапазоне частот 0…15 Гц со среднеквадратичным уровнем шумов не превышающим 1 [ пТл Гц ], при этом приборы менее чувствительны к изменению температуры и климатических факторов, обладают повышенной устойчивостью к динамическим нагрузкам.

Упругий торсионный подвес представляет собой «косичку» из трех прядей (по одной нити в каждой пряди) и служит для создания оси вращения индикаторного магнита. Плотность плетения – 10 узлов/мм. Огибающая поперечного сечения упругого торсионного подвеса представляет собой эллипс с большей осью 0,04 мм и меньшей осью 0,03 мм;

общая длина подвеса – 100 мм. Удельная разрывная нагрузка – 1,5 Н.

Существующая конструкция не всегда обеспечивает необходимую равномерность и скорость плетения. С целью последующей оптимизации работы устройства УИСАТ-1 предлагается исследовать его кинематику и динамику.

Критическим элементом в устройстве является исполнительный механизм, который осуществляет перекидку нитей, поэтому предложено именно его сделать объектом данного исследования.

Принцип работы УИСАТ- Внешний вид и кинематическая схема устройства приведена на рис. 1.

(а) (б) Рис. 1. Внешний вид устройства УИСАТ-1 (а);

кинематическая схема (б) 1..3 – пряди, 4 – переключатель, 5,6 – диски, 7 – шатун, 8 – рычаг стрелки, 9..11 – грузы, 12 – гайка, I..IX – валы, z1.. z3 – зубчатые колеса, d1.. d10 – шкивы Процесс плетения реализован следующим образом: при помощи электродвигателя М через механический редуктор ( d1.. d 4 ) приводятся в движение два диска 5 и 6, в пазы которых пропущены три пряди (1..3) будущей косы. При помощи зубчатых колес z1 и z2 реализовано вращение этих дисков во взаимно-встречном направлении. Синхронно с вращением дисков через коромысловый механизм привода переключателя 4 ( z3,7,8) реализуется его возватно-вращательное движение. Таким образом, переключатель перемещает пряди из пазов одного диска в свободные пазы другого диска. Механизм подачи ( d1.. d10, IX, 12) осуществляет равномерный подъем узла плетения по мере скрещивания прядей механизмом плетения.

В качестве привода устройства выбран электродвигатель с редуктором СД-54.

На рис. 2 изображен эскиз исполнительного механизма, схема одного цикла работы устройства и вид получаемого торсионного подвеса соответственно.

(а) (б) (в) Рис. 2. Исполнительный механизм устройства УИСАТ-1 (а), схема одного цикла его работы (б) и результат работы («косичка») (в).

1..3 – пряди, 4 – переключатель, 5,6 – диски, 7 – шатун, 8 – рычаг переключателя, z1.. z3 – зубчатые колеса Моделирование динамики исполнительного механизма УИСАТ- Для проектирования и анализа механических систем (например, различных кинематических цепей) давно разработан специальный физико-математический аппарат.

SimMechanics - пакет расширения системы Simulink (MATLAB) для Физического Моделирования. Хотя физическое моделирование (в традиционном понимании) подразумевает создание некоторого физического аналога - модели объекта, с развитием компьютерных технологий это представление несколько изменяется. При этом под физическим моделированием понимают симбиоз математического моделирования и проектирования объекта, подчиняющегося основным физическим принципам (например, законам классической механики).

Cледует отметить, что пакет оперирует не с сигналами, а с механическими усилиями. Блоки пакета являются моделями механических устройств, положение которых в пространстве и относительно друг друга может меняться в соответствии с законами механики и в разных системах координат. Входы блоков задают «посадочные места» соответствующих механизмов. В силу третьего закона Ньютона «сила действия равна противодействию», связи между «входами» и «выходами» нельзя рассматривать как однонаправленные. Эти связи служат для передачи силовых воздействий, которыми обмениваются части механизма или механизмы между собой. В связи с этим обозначения входов и выходов в SimMechanics особые – не в виде стрелок, а в виде квадратов с диагоналями.

Моделирование механических систем и устройств осуществляется на основе законов геометрии, физики и механики. Основной целью моделирования является выявление характера движения различных частей механизмов и машин (как в плоскости, так и в пространстве) относительно друг в друга в той или иной системе координат. При этом учитываются связи между отдельными объектами и различные их движения в соответствии с теми или иными ограничениями.

Пакет SimMechanics поддерживает средства анимации для демонстрации работы механизмов в динамике. Анимация строится на основе средств Microsoft Audio Video Interleave® (AVI), и ее видеофайлы имеют расширение.avi. Поддерживаются и средства OpenGL, в частности при рендеринге (функциональной окраске) трехмерных объектов и поверхностей. Виртуальные измерительные средства, как осциллограф и графопостроитель, поддерживаются в моделях (диаграммах) этого пакета.

Исходные данные На рис. 3 представлена кинематическая схема промежуточного передаточного устройства и исполнительного механизма.

Рис. 3. Кинематическая схема промежуточного передаточного устройства и исполнительного механизма устройства УИСАТ-1.

Данные необходимые для моделирования работы исполнительного механизма УИСАТ-1 представлены в табл. 1.

Табл. 1. Исходные данные.

Шкив / d1=0.040 d2=0.053 d3=0.045 d4=0.071 dz1=0.096 dz2=0.096 dz3=0. зубчат.

колесо, (м) Радиус, r1 d1 2 r2 d 2 2 r4 d 4 2 rz1 d z1 2 rz 2 d z 2 2 rz 3 d z 3 r3 d 3 (м) Диск, (м) ddisk1=0.096 ddisk2=0. ad 1d 2 i12 ad 3d 4 i Радиус для ad 1d rd 1 rd 2 rd построения i12 1 i12 1 i34 модели;

m 1 m d z1 m dz a rd 4 d 3d 4 rdz1 rdz i34 1 2 m d z rdz x02 0.1046 y 02 0. Координаты O2 в выбранной системе координат, (м) 5 4 4 3 Углы, необходимые для описания положения звеньев ad 1d 2 0.092 ad 3d 4 0. Межосевое расстояние, (м) a z 2 z 3 rz 2 rz a z1z 2 rz1 rz Длины звеньев (расстояние между двумя LO1A =0.024 LAB =0. шарнирами), (м) LBO2 =0.038 LO2C =0. LSAB 0.053 0. Центры масс звеньев AB, BO2 и O2C, (м) LSBO LSO2 C 0. Массы звеньев, md1=0,0292 md2=0,0451 md3=0, (кг) md4=0,0395 mdz1=0,2937 mdz2=0, mdz3=0,1107 mO1A=0,0817 mAB=0, mBO2=0,0075 mO2C=0,0058 mddisk1=0, mddisk2=0, Моменты m r2 md 2 r22 md 3 r I d1 d1 1 Id 2 Id инерции, 2 2 ( кг м 2 ) m r2 m r2 m r Id 4 d 4 4 I dz1 dz1 z1 I dz 2 dz 2 z 2 2 I O1 A dz 3 I O1 A I dz mO A O1 A m r I dz 3 dz 3 z 3 I O1A 2 1 1 I AB m AB L2 I BO2 mBO2 LBO2 I O2C mO2C LO2C AB 12 12 Матрицы 0 0 0 0 0 0 0 0 I 1 0 0 0 I 2 0 0 0 I 3 0 0 моментов инерции 0 0 I d 1 0 0 I d 2 0 0 I d 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 I 6 0 0 I 4 0 I 5 0 Id 4 0 I dz1 0 0 I dz 0 0 0 0 0 0 0 I 8 0 0 I 7 0 I 9 0 0 0 0 0 I O1 A dz 3 0 0 I ВO 0 0 0 I AB 0 0 I10 0 0 0 0 I O C Передаточные отношения, i1,2=0.755 i2,3=0.634 i3,4=1.000 i4,5=1.500 i1-5=0. d in, n1 n ;

d n iI - V iI,II iII, III iIII, IV iIV, V.

Угловая скорость на валах I и ( I ) 10.94 об мин 1.145 рад с (V ) 1.595 рад с (I ) V: (V ) iI - V Расчет углов поворота звеньев.

Начало координат выбираем в точке О1.

LO1 A L AB LBO2 ;

1 0, lO1 A l AB cos 2 x 02 l BO2 cos 3, l AB sin 2 y 02 l BO2 sin x02 l BO2 cos 3 lO1 A cos 2, l AB y 02 l BO2 sin sin 2 2 l AB A A 2 B 2 C 2 3 2 arctg, 1 1 1 C1 B A1 2 y 02 l BO B1 2 l BO2 x02 lO1 A C1 x02 lO1 A l BO2 y 02 l AB 2 x 02 lO1 A 2 2 2 2 A A 2 B 2 C 2 2 2 arctg 2, 2 2 C 2 B A2 2 y 02 l AB B2 2 l AB x02 lO1 A C 2 x 02 lO1 A l AB y 02 l BO2 2 x02 lO1 A 2 2 2 2 Модель исполнительного механизма На рис. 4 представлена модель SimMechanics исполнительного механизма устройства УИСАТ-1 с кинематическим приводом.

Рис. 4. Модель SimMechanics исполнительного механизма устройства УИСАТ-1.

1 – кинематический привод;

2 – датчик 1;

3 – датчик 2;

4 – датчик 3;

5 – датчик 4.

Результаты расчетов На рис. 5, 6, 7, 8 представлены результаты расчетов моделирования исполнительного механизма устройства УИСАТ-1 в среде SimMechanics.

Угол Угловая скорость Фазовый портрет 0 -1.2962 -1. -1.2962 -1. - -1.2962 -1. 1, рад/с 1, рад/с -1.2962 -1. 1, рад - -1.2962 -1. -1.2962 -1. - -1.2962 -1. -20 -1.2962 -1. 0 5 10 15 0 5 10 15 -20 -15 -10 -5 t, с t, с 1, рад -14 Угловое ускорение Вычисленный полный момент сил Сила реакции по оси примитива x 3 1 0. Fr1x 2 Fr1y 0.5 0 Fr1z Fr1, Н*м 1, рад/c 1, Н*м 0 0 -0. - -0.5 - - -3 -1 -1. 0 5 10 15 0 5 10 15 0 5 10 t, с t, с t, с - Момент реакции относительно оси примитива Момент реакции относительно оси примитива Момент реакции относительно оси примитива x 1 1 0.5 0.5 Mr1x, Н Mr1y, Н Mr1z, Н 0 0 -0.5 -0.5 - -1 -1 - 0 5 10 15 0 5 10 15 0 5 10 t, с t, с t, с Рис. 5. Данные поступившие с датчика 1 (кривошип) исполнительного механизма устройства УИСАТ-1.

Угол Угловая скорость Фазовый портрет 4 1.8 1. 1.6 1. 1.4 1. 2, рад/с 2, рад/с 2, рад 1.2 1. - 1 -4 0.8 0. 0 5 10 15 0 5 10 15 -4 -2 0 2 t, с t, с 2, рад Угловое ускорение Вычисленный полный момент сил Сила реакции по оси примитива 0.6 1 0. Fr2x 0. Fr2y 0.5 0.05 Fr2z 0. Fr2, Н*м 2, рад/c 2, Н*м 0 -0. -0. -0.5 -0. -0. -0.8 -1 -0. 0 5 10 15 0 5 10 15 0 5 10 t, с t, с t, с Момент реакции относительно оси примитива Момент реакции относительно оси примитива Момент реакции относительно оси примитива 1 1 0.5 0.5 0. Mr2x, Н Mr2y, Н Mr2z, Н 0 0 -0.5 -0.5 -0. -1 -1 - 0 5 10 15 0 5 10 15 0 5 10 t, с t, с t, с Рис. 6. Данные поступившие с датчика 2 (шатун) исполнительного механизма устройства УИСАТ-1.

Угол Угловая скорость Фазовый портрет 0.5 1 0 0.5 0. 3, рад/с 3, рад/с 3, рад -0.5 0 -1 -0.5 -0. -1.5 -1 - 0 5 10 15 0 5 10 15 -1.5 -1 -0.5 0 0. t, с t, с 3, рад Угловое ускорение Вычисленный полный момент сил Сила реакции по оси примитива от времени 1.5 1 0. Fr3x Fr3y 0.5 0.05 Fr3z 0. Fr3, Н*м 3, рад/c 3, Н*м 0 -0. - -0.5 -0. -1. -2 -1 -0. 0 5 10 15 0 5 10 15 0 5 10 t, с t, с t, с - Момент реакции относительно оси примитива Момент реакции относительно оси примитива Момент реакции относительно оси примитива x 1 1 0.5 0.5 Mr3x, Н Mr3y, Н Mr3z, Н 0 0 -0.5 -0.5 - -1 -1 - 0 5 10 15 0 5 10 15 0 5 10 t, с t, с t, с Рис. 7. Данные поступившие с датчика 3 (рычаг переключателя) исполнительного механизма устройства УИСАТ-1.

Угол Угловая скорость Фазовый портрет 1.5 1 1 0.5 0. 4, рад/с 4, рад/с 4, рад 0.5 0 0 -0.5 -0. -0.5 -1 - 0 5 10 15 0 5 10 15 -0.5 0 0.5 1 1. t, с t, с 4, рад Угловое ускорение Вычисленный полный момент сил Сила реакции по оси примитива 1.5 1 0. Fr4x 1 0. Fr4y 0.5 Fr4z 0.5 0. Fr4, Н*м 0 0. 4, рад/c 4, Н*м -0.5 0. -1 -0. -1.5 -0. -2 -1 -0. 0 5 10 15 0 5 10 15 0 5 10 t, с t, с t, с - Момент реакции относительно оси примитива Момент реакции относительно оси примитива Момент реакции относительно оси примитива x 1 1 0.5 0.5 0. Mr4x, Н Mr4y, Н Mr4z, Н 0 0 -0.5 -0.5 -0. -1 -1 - 0 5 10 15 0 5 10 15 0 5 10 t, с t, с t, с Рис. 8. Данные поступившие с датчика 4 (переключатель) исполнительного механизма устройства УИСАТ-1.

На рис. 9 представлена модель SimMechanics исполнительного механизма устройства УИСАТ-1 с синхронным двигателем.

Рис. 9. Модель SimMechanics исполнительного механизма устройства УИСАТ-1.

1 – датчик 1;

2 – датчик 2;

3 – датчик 3;

4 – датчик 4;

5 – синхронный двигатель.

Результаты расчетов На рис. 10, 11, 12, 13 представлены результаты расчетов моделирования исполнительного механизма устройства УИСАТ-1 в среде SimMechanics.

Угол Угловая скорость Фазовый портрет 2 0 -0.5 -0. - 1, рад/с 1, рад/с 1, рад -1 - - -1.5 -1. - -8 -2 - 0 1 2 3 4 5 0 1 2 3 4 5 -8 -6 -4 -2 0 t, с t, с 1, рад Угловое ускорение Вычисленный полный момент сил Сила реакции по оси примитива 400 1 1. Fr1x 200 Fr1y 0.5 Fr1z 0 0. -200 Fr1, Н*м 1, рад/c 1, Н*м -400 -0. -600 - -0. -800 -1. -1000 -1 - 0 1 2 3 4 5 0 1 2 3 4 5 0 1 2 3 4 t, с t, с t, с - Момент реакции относительно оси примитива Момент реакции относительно оси примитива Момент реакции относительно оси примитива x 1 1 0.5 0.5 0. Mr1x, Н Mr1y, Н Mr1z, Н 0 0 -0.5 -0.5 -0. -1 - 0 1 2 3 4 5 0 1 2 3 4 5 0 1 2 3 4 t, с t, с t, с Рис. 10. Данные поступившие с датчика 1 (кривошип) исполнительного механизма устройства УИСАТ-1.

Угол Угловая скорость Фазовый портрет 4 2 2 1.5 1. 2, рад/с 2, рад/с 2, рад 0 1 -2 0.5 0. -4 0 0 1 2 3 4 5 0 1 2 3 4 5 -4 -2 0 2 t, с t, с 2, рад Угловое ускорение Вычисленный полный момент сил Сила реакции по оси примитива 800 1 0. Fr2x Fr2y 600 0. 0.5 Fr2z 400 Fr2, Н*м 2, рад/c 2, Н*м 200 -0. -0. 0 -0. -200 -1 -0. 0 1 2 3 4 5 0 1 2 3 4 5 0 1 2 3 4 t, с t, с t, с Момент реакции относительно оси примитива Момент реакции относительно оси примитива Момент реакции относительно оси примитива 1 1 0.5 0.5 0. Mr2x, Н Mr2y, Н Mr2z, Н 0 0 -0.5 -0.5 -0. -1 -1 - 0 1 2 3 4 5 0 1 2 3 4 5 0 1 2 3 4 t, с t, с t, с Рис. 11. Данные поступившие с датчика 2 (шатун) исполнительного механизма устройства УИСАТ-1.

Угол Угловая скорость Фазовый портрет 0.5 1 0 0.5 0. 3, рад/с 3, рад/с 3, рад -0.5 0 -1 -0.5 -0. -1.5 -1 - 0 1 2 3 4 5 0 1 2 3 4 5 -1.5 -1 -0.5 0 0. t, с t, с 3, рад Угловое ускорение Вычисленный полный момент сил Сила реакции по оси примитива от времени 250 1 0. Fr3x Fr3y 0. 0.5 Fr3z Fr3, Н*м 3, рад/c 3, Н*м 50 -0. -0. -0. - -100 -1 -0. 0 1 2 3 4 5 0 1 2 3 4 5 0 1 2 3 4 t, с t, с t, с - Момент реакции относительно оси примитива Момент реакции относительно оси примитива Момент реакции относительно оси примитива x 1 1 0.5 0. Mr3x, Н Mr3y, Н Mr3z, Н 0 0 - - -0.5 -0. - -1 -1 - 0 1 2 3 4 5 0 1 2 3 4 5 0 1 2 3 4 tс tс tс Рис. 12. Данные поступившие с датчика 3 (рычаг переключателя) исполнительного механизма устройства УИСАТ-1.

Угол Угловая скорость Фазовый портрет 1.5 1 1 0.5 0. 4, рад/с 4, рад/с 4, рад 0.5 0 0 -0.5 -0. -0.5 -1 - 0 1 2 3 4 5 0 1 2 3 4 5 -0.5 0 0.5 1 1. t, с t, с 4, рад Угловое ускорение Вычисленный полный момент сил Сила реакции по оси примитива 20 1 0. Fr4x 10 Fr4y 0. 0.5 Fr4z 0. Fr4, Н*м 4, рад/c 4, Н*м -10 - -0. -0. - -40 -1 -0. 0 1 2 3 4 5 0 1 2 3 4 5 0 1 2 3 4 t, с t, с t, с - Момент реакции относительно оси примитива Момент реакции относительно оси примитива Момент реакции относительно оси примитива x 1 1 1. 0.5 0. 0. Mr4x, Н Mr4y, Н Mr4z, Н 0 0 -0. -0.5 -0. - -1 -1 -1. 0 1 2 3 4 5 0 1 2 3 4 5 0 1 2 3 4 t, с t, с t, с Рис. 13. Данные поступившие с датчика 4 (переключатель) исполнительного механизма устройства УИСАТ-1.

Заключение В исследовании выполнено моделирование динамики исполнительного механизма устройства УИСАТ-1, для изготовления особо тонких сверхпрочных торсионов.

Для достижения поставленной цели использованы элементы теории машин и механизмов, методы аналитической механики, а также современные средства компьютерного моделирования – MatLab, Компас.

В работе представлена модель исполнительного механизма устройства УИСАТ- с кинематическим приводом и с синхронным двигателем, выполненная с помощью пакета прикладных программ MatLab (Simulink/ SimMechanics). Получены основные законы изменения во времени угла, угловой скорости, углового ускорения, вычисленного полного момента сил, силы реакции относительно примитива (по осям x, y, z), момента реакции относительно примитива (по осям x, y, z), построен фазовый портрет. Картина, которую образуют замкнутые фазовые траектории на плоскости, свидетельствуют о том, что обе системы замкнутые. На рис. 11-13 модели с синхронным двигателем наблюдается переходной процесс. Колебательные процессы на графиках углового ускорения и момента реакции относительно примитива (по оси z) (рис. 5), момента реакции относительно примитива (по оси z) (рис 7), момента реакции относительно примитива (по оси z) (рис. 8), момента реакции относительно примитива (по оси z) (рис 13) незначительные. Амплитуда не более: угловое ускорение 6·10- рад с 2 и момент реакции относительно примитива (по оси z) 8·10-34 H (рис. 5), момент реакции относительно примитива (по оси z) 8·10-20 H (рис 7), момент реакции относительно примитива (по оси z) 2·10-20 H (рис. 8), момент реакции относительно примитива (по оси z) 0,2·10-18 H (рис 13).

Полученное решение позволит впоследствии оптимизировать УИСАТ-1.

Список литературы 1. Yuri A. Kopytenko, Pavel A. Sergushin, Maksim S. Petrishchev, Valery А.

Levanenko, Anna D. Perechesova. Device for Manufacturing Torsion Bars with Helical Anisotropy UISAT-1 // Key Engineering Materials, Vol. 437 (2010) pp 625 628 © (2010) Trans Tech Publications, Switzerland 2. Sergushin P., Perechesova A., Petrishchev M. The torsion magnetic variometer with Kevlar-hanger-based sensor // Proceedings of ISMTII-2009, St. Petersburg, 29 June 2 July 2009. Vol 4. P. 411-414.

3. Артоболевский И.И. Теория механизмов. М.: Наука, 1965. - 776 с.

4. Дьяконов В. П. Simulink 5/6/7: Самоучитель. – М.: ДМК – Пресс, 2008. – 784 с.:

ил 5. Справочная система MATLAB 6. Мусалимов В.М. Механика деформируемого кабеля. - СПб.: СПбГУ ИТМО, 2005. – 203 с.

7. Беленький И.М. Введение в аналитическую механику – СПб.: Высшая школа, 1964. – 328 с.

УДК 621.833. РАЗРАБОТКА НОВОГО СТАНДАРТА НОРМ ТОЧНОСТИ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС И ПЕРЕДАЧ – НЕОТЛОЖНАЯ ЗАДАЧА Тимофеев Б.П., Абрамчук М.В.

Санкт-Петербургский государственный университет информационных технологий, механики и оптики ВВЕДЕНИЕ Последней редакции отечественного стандарта ГОСТ 1643-81 «Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски» исполнилось тридцать лет. В нормировании точности зубчатых колес и передач за эти годы произошли изменения. В настоящее время производитель зубчатых колес и передач, имеющий желание реализовывать свою продукцию на мировом рынке, должен учитывать, по крайней мере, минимальные требования, приведенные в стандартах, а если быть точнее, рекомендациях ISO. Однако данное обстоятельство не означает, что нужно полностью отказаться от отечественных стандартов – ГОСТов. Необходимо пересмотреть нормативную документацию с учетом современных реалий.

Главным положительным свойством отечественных стандартов было и остается предложение вполне определенных комплексных показателей и комплексов показателей параметров точности для зубчатых колес и передач определенных степеней точности. Другим важнейшим свойством отечественных стандартов, в частности ГОСТ 1643-81 [1], является наличие подробнейших таблиц, из которых конструктор непосредственно выбирал показатели согласно выбранному комплексу. Конечно, существует противоречие между требованием ЕСКД о простановке параметров точности колеса относительно имеющейся на чертеже базовой оси и указанием ГОСТ, согласно которому все нормы приведены относительно рабочих осей [1, с. 30, п. 2.9], которое на практике обычно игнорируется. Таким образом, практически, нормы, установленные в ГОСТ для рабочих осей, записываются в чертежах зубчатых колес относительно базовых. И эта практика привычна и повсеместна. При этом следует указать, что пожелание о совмещении конструкторских, технологических и метрологических баз при изготовлении зубчатых колес является при сегодняшнем уровне производства невыполнимым.

В статье в дальнейшем тезисно будут приведены аргументы о необходимости использования положении и рекомендаций ISO и желательности сохранения некоторых из положений стандарта ГОСТ 1643-81 в будущем стандарте.

1. ПОЛОЖЕНИЯ РЕКОМЕНДАЦИЙ ISO 1.1 Прежде всего следует отметить во многом существенное расширение диапазона геометрических параметров зубчатых колес, на которые распространяется деятельность стандарта ISO 1328 [2, 3]:

делительный диаметр d: до 10 000 мм;

[до 6 300 мм в ГОСТ 1643-81];

модуль зубьев m: до 70 мм;

[до 55 мм в ГОСТ 1643-81];

ширина венца b: до 1 000 мм;

[до 1 250 мм в ГОСТ 1643-81].

Вместе с тем, в отдельных положениях рекомендаций рассматриваются зубчатые колеса с модулем зубьев до 0,2 мм (в ISO 1328-2 [3]: для колебаний измерительного межосевого расстояния). Данные положения, отражающие существующую практику изготовления зубчатых колес и передач, оспаривать или как-то изменять не имеет смысла. Не ставится под сомнение необходимость в стандартизации зубчатых колес с модулем зубьев менее 0,5 мм, однако, параметры точности таких колс должны устанавливаться в соответствии с их назначением стандартами предприятий (СТП). Разработка СТП является важнейшей задачей специализированных предприятий. При этом, отражая специфику производства и использования таких передач, СТП не должны противоречить ни государственным стандартам, ни рекомендациям ISO.

1.2 Рекомендации ISO в некоторых случаях вместо таблицы допустимых значений параметра точности приводят формулу для его вычисления. Например: в ISO 1328-1 местная кинематическая погрешность f’i определяется по формуле f’i=K(4,3+ fpt + F), (2.1) где fpt - погрешность шага, F - погрешность профиля зуба общая, а коэффициент K зависит от общего коэффициента перекрытия, т.е. местная кинематическая погрешность зависит от общего коэффициента перекрытия [2, с. 17]. Вместо таблицы допустимых значений местной кинематической погрешности приведена таблица значений f’i/K [2, с. 18-19]. Отсутствует таблица допустимых значений накопленной погрешности шага Fpk. Эта величина рассчитывается по формуле.

1.3 Стандарт ISO 1328 содержит определение термина «зубчатое колесо механизма» и некоторые требования к измерительному зубчатому колесу. Последнее безусловно нуждается в доработке и уточнении, в связи с тем, что условия зацепления при одно- и двухпрофильном контакте неодинаковые. Критика методов контроля при применении двухпрофильного контакта содержится в целом ряде работ. Данный метод контроля, например, был раскритикован еще в году Б.А. Тайцем [4]. Поэтому разработка требований к измерительным колесам при проведении метрологических операций остается важной задачей стандартизации.

1.4 В рекомендациях ISO 1328 отсутствуют виды сопряжений зубчатых колс в передаче, виды допуска на боковой зазор, классы отклонения межосевого расстояния, нормы бокового зазора, присутствующие в нашем ГОСТ 1643-81. Конечно, данные положения ГОСТ 1643- чрезвычайно усложняют вопрос о нормировании точности зубчатых колес и передач. Более того, нормы кинематической точности, плавности работы, контакта зубьев и бокового зазора не являются независимыми, и их введение противоречит не только основным понятиям стандартизации, но и основам идентификации объектов.

В отечественной литературе неоднократно указывалось, что речь идет всего лишь о преимущественном влиянии того или иного показателя точности на кинематику, плавность и т.д.

Аналогично мы можем говорить о преимущественном значении того или иного показателя для кинематических, силовых и скоростных передач, да и вообще о разбивке передач на упомянутые категории.

Представляется целесообразным вести речь о гармонических составляющих кинематической погрешности: «оборотной», зубцовой и более высокой частоты. Однако введение этих понятий в рекомендации ISO – дело отдаленного будущего при условии участия наших специалистов в работе соответствующего комитета ISO.

Боковой зазор упоминается в первой части ISO 1328 [2, с. 17] среди требований для проверки степени точности кинематической погрешности. В дальнейшем вопрос контроля бокового зазора рассматривается в отдельном стандарте, техническом отчте ISO/TR 10064-2:1996 «Передачи зубчатые цилиндрические. Практическое руководство по приемке. Часть 2. Контроль суммарных радиальных отклонений, биения, толщины зуба и зазора» [5].

Рекомендации стандарта ISO/TR 10064-2 не связывают величину зазора и е нормирование ни с видом сопряжения, ни с видом допуска на боковой зазор, ни с классом отклонения межосевого расстояния. Однако требуют обязательного учта погрешности изготовления и монтажа незубчатых деталей передачи (корпуса, валов, подшипников и т.д.), условий работы зубчатой передачи, а также вида смазки, е загрязнения, наличия неметаллических частей колс и других элементов.

1.6 Стандарт ISO 1328 состоит из следующих частей (ISO 1328-1:1995 [2], ISO 1328-2: [3]), имеющих общий заголовок Передачи зубчатые цилиндрические – Система точности по ISO:

- Часть 1: Определения и допустимые значения отклонений соответствующих боковых поверхностей зацепляющихся зубьев;

- Часть 2: Определения и допустимые значения отклонений, относящихся к радиальным составным отклонениям (колебаниям измерительного межосевого расстояния), и информация по износу (радиальному биению). Каждая часть имеет свою систему точности:

ISO 1328-1 включает в себя 13 степеней точности, (0 – самая высокая, а 12 – самая низкая).

ISO 1328-2: 9 степеней точности, (с 4 по 12).

По этому поводу дается уточнение: «положения в документах относительно требуемой точности должны включать ссылку на соответствующий стандарт, ISO 1328-1 или ISO 1328-2» [3, c. 3].

1.7 Дополняют положения ISO технические отчеты, среди которых – упомянутый выше ISO/TR 10064-2:1996 и, например, относящийся к контролю пятна контакта зуба – ISO/TR 10064- «Передачи зубчатые цилиндрические. Практическое руководство по приемке. Часть 4.

Рекомендации, относящиеся к структуре поверхности и контролю пятна контакта зуба» [6]. Пятна контакта, как известно, используют в качестве количественной и качественной меры поверхности зубьев колеса.

2. ПОЛОЖЕНИЯ СТАНДАРТА ГОСТ 1643- 2.1 Как уже не раз было заявлено в научно-технической литературе [7-9] базовый ГОСТ 1643-81 обладает рядом преимуществ и недостатков по сравнению с рекомендациями ISO.

Главные недостатки проистекают из чрезвычайной устарелости документа. Кроме того, ГОСТ полностью соответствует стандартам СТ СЭВ 641-77, СТ СЭВ 6437-77 и СТ СЭВ 644-77, т.е. еще более древним документам (СЭВ – совет экономической взаимопомощи).

2.2 Главным преимуществом стандарта является подробная разработка таблиц, следуя которым даже относительно малоквалифицированный специалист может для заданной степени точности и вида сопряжения выбрать необходимый контрольный комплекс и показатели точности.

Не будем повторять все сказанное об отнесении показателей на рабочих осях к базовым осям, поскольку такая практика была повсеместной.

2.3 Положения стандарта, к великому сожалению, привязаны к технологии зубонарезания методом обкатки, что не приемлемо как в принципиальном плане – показатели точности не должны зависеть от метода изготовления, так и в плане сложностей с введением передовых методов изготовления – горячая и холодная прокатка, прессование из порошка, литье под давлением и т.д.

2.4 Введение обязательного нормирования кинематической точности, плавности работы и контакта зубьев с одной стороны существенно расширяет возможности конструктора, но с другой - не учитывает того важнейшего обстоятельства, что все эти качества формируются в едином технологическом процессе, и потому производственные возможности комбинирования норм точности ничтожны. Не даром классы отклонения межосевого расстояния и несовпадение видов сопряжения с видом допуска на боковой зазор используется на практике чрезвычайно редко.

2.5 Установление многочисленных показателей для норм кинематической точности, плавности работы, контакта зубьев и бокового зазора является для нашей страны чрезвычайно важным. Для примера можно взять показатели точности, обеспечивающие гарантированный боковой зазор или допуск на него в передаче. Наличие на предприятиях различного измерительного оборудования и отсутствие комплексных измерительных лабораторий, позволяющих во времена СССР измерить любую комплексную и поэлементную погрешность, объясняет необходимость наличия в ГОСТ 1643-81 различных показателей. В периоды кризисов, как правило, выручают старые механические приборы контроля, имеющиеся на предприятиях в достаточном количестве. При условии недостатка современных измерительных машин и почти полного отсутствия приборов, использующих бесконтактное измерение параметров зубьев, такое построение стандарта надо считать оправданным. Ситуация осложняется тем, что современные приборы должны обслуживаться грамотными специалистами-электронщиками, что не приемлемо в период кризиса.

2.6 Нормы стандарта устанавливаются для зубчатых передач, зубчатых пар и зубчатых колес, причем в таблицах стандарта четко указано, какая норма относится к колесам, какая - к передачам, какая - к парам.

В ISO 1328 понятие о зубчатой паре отсутствует. Однако уровень производства в нашей стране не позволяет производить отдельные колеса, не подобранные в пары. Более того, специалисты не рекомендуют производство отдельно взятого колеса. Дело в том, что в редукторе ввиду наибольшего числа циклов нагружения быстрее всего из строя выходит шестерня быстроходной передачи. Вместе с тем заменить только шестерню не представляется возможным, т.к. парное колесо также находится в определенной стадии износа. Поэтому понятие о зубчатой паре, безусловно, следует сохранить.

2.7 Пересчет таблиц ГОСТ 1643-81 в соответствие с рекомендациями ISO, что было доказано авторами данной статьи, не приведет к кардинальной ломке технологии и метрологии в производстве зубчатых колес и передач [9].

3. НОРМИРОВАНИЕ БОКОВОГО ЗАЗОРА В СТАНДАРТАХ ГОСТ 1643-81 И ISO Для передач с модулем m 1 мм стандартом ГОСТ 1643-81 [1, с. 2] установлены шесть видов сопряжения: A, B, C, D, E, H и восемь видов допуска Tjn на боковой зазор: x, y, z, a, b, c, d, h.

Видам сопряжения H и E соответствует вид допуска на боковой зазор h;

а видам сопряжения D, C, B и A – виды допуска d, c, b, и a соответственно. Соответствие между видом сопряжения колес и видом допуска на боковой зазор допускается менять. При этом также могут быть использованы виды допусков x, y, z, которые не связаны с определенным видом сопряжения, т.е.

предусматривается возможное увеличение величины допуска Tjn. Устанавливаются 6 классов отклонений межосевого расстояния (по сути неподвижного звена передачи), обозначаемых в порядке убывания точности римскими цифрами от I до VI. Гарантированный боковой зазор jn min в каждом сопряжении обеспечивается при соблюдении предусмотренных классов отклонений межосевого расстояния (для сопряжений H и E – II класса, а для сопряжений D, С, B и A – классов III, IV, V, и VI соответственно). Допускается изменять соответствие между видом сопряжения и классом отклонения межосевого расстояния. Точность изготовления зубчатых колес и передач задается степенью точности, а требования к боковому зазору – видом сопряжения по нормам бокового зазора. При выборе более грубого класса отклонений межосевого расстояния, чем это предусмотрено для данного вида сопряжения, гарантированный боковой зазор уменьшается и, наоборот, увеличивается при выборе более точного класса отклонений межосевого расстояния [10, c. 131]. В условном обозначении точности цилиндрической передачи указывается принятый класс и рассчитанный по формуле уменьшенный гарантированный боковой зазор [1, с. 4]:

jn min jn min 0,68 f a f a, (3.1) где jn min и fa – табличные значения гарантированного бокового зазора и предельного отклонения межосевого расстояния для данного вида сопряжения;

jn min – рассчитанный гарантированный боковой зазор;

f 'a – отклонение межосевого расстояния для более грубого класса.

Пример условного обозначения точности передачи со степенью точности 7 по всем нормам, с видом сопряжения зубчатых колес C, видом допуска на боковой зазор a и классом отклонений межосевого расстояния V (при межосевом расстоянии aw = 450 мм, jn min = 128 мкм): 7 – Ca/V – 128 ГОСТ 1643-81.

В данном случае указанием класса отклонений межосевого расстояния V определено значение f 'a (120 мкм);

значение jn min рассчитано по формуле (3.1) и проставлено в обозначении передачи;

Tjn определен видом допуска на боковой зазор a, а обозначение вида сопряжения C использовано для определения табличных значений гарантированного бокового зазора jn min ( мкм) и предельного отклонения межосевого расстояния fa (80 мкм) в формуле (3.1).

С одной стороны за счет наличия видов сопряжения наш стандарт ГОСТ 1643-81 создает значительную вариативность в нормировании бокового зазора, что позволяет детализировать рекомендации ISO, но, в принципе, им не противоречит. Использование видов сопряжения в ГОСТ 1643-81 расширяет возможности конструктора в части назначения гарантированного бокового зазора jn min и допуска на боковой зазор Tjn [11].

С другой стороны, упомянутое выше положение о том, что уменьшение величины fa приводит к увеличению минимального гарантированного бокового зазора и наоборот, кажется нам неверным. Зависимость должна быть прямой, а не обратной. К тому же, предлагается полностью отказаться от такого понятия как класс отклонения межосевого расстояния, поскольку эта норма переопределяет боковой зазор в зубчатой передаче. И для оптимизации нормирования предлагается менять соответствие между видом сопряжения и видом допуска на боковой зазор.

В дальнейшем, при разработке нового стандарта необходимо рассчитывать параметры бокового зазора исходя из условий эксплуатации [12]. Необходима стандартизация расчета бокового зазора на основании проведения широких экспериментальных работ ввиду недостаточности имеющихся рекомендаций в настоящее время.

ВЫВОДЫ Рекомендации ISO, а именно ISO/TR 10064-2:1996, более полно учитывают условия эксплуатации зубчатых передач. Использование видов сопряжения в ГОСТ 1643-81 расширяет возможности конструктора в части назначения гарантированного бокового зазора jn min и допуска на боковой зазор T jn. Разработка нового отечественного стандарта, учитывающего рекомендации ISO при использовании положительных сторон наших стандартов представляется абсолютно необходимой для нашей интеграции в мировую систему производства и торговли. И вс это может быть достигнуто без коренной ломки как системы производства и контроля зубчатых колес и передач, так и без существенного изменения достигнутой квалификации занимающегося этим производством научно-технического персонала.

ЛИТЕРАТУРА ГОСТ 1643-81. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски. – М., Издательство 1.

стандартов, 1989. – 68 c.

2. ISO 1328-1:1995, Cylindrical gears - ISO system of accuracy - Part 1: Definitions and allowable values of deviations relevant to corresponding flanks of gear teeth.

3. ISO 1328-2:1997, Cylindrical gears - ISO system of accuracy - Part 2: Definitions and allowable values of deviations relevant to radial composite deviations and runout information.

Тайц Б.А. Точность и контроль зубчатых колес. М., «Машиностроение», 1972.

4.

5. ISO/TR 10064-2:1996. Cylindrical gears. Code of inspection practice. Part 2. Inspection related to radial composite deviations, runout, tooth thickness and backlash.

ISO/TR 10064-4: 1998, Cylindrical gears – Code of inspection practice – Part 4: Recommendations 6.

relative to surface roughness and tooth contact pattern checking.

Тимофеев Б.П., Абрамчук М.В. Рекомендации ISO 1328 в части установления параметров 7.

точности зубчатых колес и передач. II межвузовская конференция молодых ученых. Сборник научных трудов. Том 2. – СПб: СПбГУ ИТМО, 2005. с. 127–131.

Тимофеев Б.П., Абрамчук М.В. Рекомендации по организации контроля бокового зазора в 8.

зубчатых передачах. Научно-технический вестник СПбГУ ИТМО. Выпуск 28. I сессия научной школы «Задачи механики и проблемы точности в приборостроении» / Главный редактор д.т.н., профессор В.Н. Васильев – СПб: СПбГУ ИТМО, 2006. с. 206–210.

Тимофеев Б.П., Абрамчук М.В. Сравнение табличных значений параметров точности 9.

зубчатых колес и передач в стандартах: ISO 1328 и ГОСТ 1643-81. Теория механизмов и машин. №1(9). Том 5. – СПб: СПбГПУ, 2007. с. 60–70.


Куцоконь В.А. Точность кинематических цепей приборов. – Л.: Машиностроение, Ленингр.

10.

отд-ние, 1980. – 221 с., ил.

Тимофеев Б.П., Абрамчук М.В. Формирование отечественных стандартов качества зубчатых 11.

колес и передач, не противоречащих рекомендациям ISO. Научно-технический вестник СПбГУ ИТМО. Выпуск 48. Мехатроника, технологии, системы автоматизированного проектирования. / Главный редактор д.т.н., проф. В.О. Никифоров. – СПб: СПбГУ ИТМО, 2008. c. 172–178.

Тимофеев Б.П., Шалобаев Е.В. Состояние и перспективы нормирования точности зубчатых 12.

колс и передач. – Вестник Машиностроения. № 12, 1990. с. 34–36.

УДК 620. СДВИГИ ВИНТОВЫХ ЭЛЕМЕНТОВ В ДЕФОРМИРУЕМЫХ ЦИЛИНДРАХ ** Г.М. Исмаилов, *Е.П. Дудьева * Санкт-Петербургский государственный университет информационных технологий, механики и оптики, Россия ** Томский государственный педагогический университет, Россия В современных конструкциях наряду с однородными материалами зачастую применяются неоднородные, у которых механические свойства различаются в зависимости от направления деформации. Такими свойствами обладают композиционные и синтетические материалы, а также природные кристаллы. Кроме того, в современных конструкциях применяются элементы с искусственной анизотропией. К ним относятся скрученные изделия как кабели, канаты, а также пластины и оболочки, которым придана волнистость путем гофрирования.

Большой интерес с практической и теоретической точки зрения представляет напряженно-деформированное состояние спирально-анизотропных тел. При исследовании механических характеристик спирально-анизотропного тела при растяжении, сжатии, изгибе и кручении необходимо эти характеристики каждый раз определять экспериментальным путем. Основным видом деформации в эксплуатационных условиях для таких тел является изгиб, вызывающий относительные сдвиги элементов.

Анализ повреждений конструктивных элементов гибких кабелей подтверждает сложный характер их взаимодействия между собой, вызванный изгибом. Кроме механического износа изоляции наблюдается износ медных проволок.

Зарегистрированы случаи, когда износ проволоки составляет более 70 % площади сечения. Величина износа, как изоляции, так и проволок зависит от конструктивных параметров кабеля (геометрические размеры, шаг скрутки или угол скрутки), деформации изгиба, физико-механических свойств материалов (изоляции, оболочки, медной проволоки), технологических факторов (степень обжатия при наложении шланговой оболочки, степень талькирования), а также к самой конструкции кабеля, обеспечивающей подвижность элементов. Сдвиги конструктивных элементов относительно друг друга определяют механизм разрушений кабеля, приводящий к его отказу.

В работе [1] приведена формула для относительных сдвигов элементов конструкции кабеля, связывающая параметры его конструкции с параметрами деформации изгиба rH cos sin cos( o ) (1.1) R H H где Н – шаг скрутки;

r – радиус повива токопроводящих жил;

R – радиус ролика, вокруг которого осуществляется изгиб кабеля;

- угол скрутки, дополнительный к обычно используемому в геометрии кабеля;

- расстояние от начала зоны деформации до сечения кабеля;

о - центральный угол рассматриваемого элемента в начале зоны деформации.

С точки зрения работоспособности гибкого кабеля при циклическом изгибе на цилиндре эффект сдвига спиральных элементов относительно других элементов конструкции имеет принципиальное определяющее значение. Элемент, оказавшийся в зоне сжатия в случае скрепления его с винтовым каналом, в котором он деформируется, может потерять устойчивость своей формы. А элемент, оказавшийся в растянутой зоне деформации при отсутствии возможности его перемещения, может получить значительные, вплоть до пластических, деформации растяжения, приводящие в реальных условиях к «штопорению», появлению волн на поверхности оболочки. Кроме того, циклические сдвиги элементов конструкции гибкого кабеля в реальных условиях сопровождается трением с выделением тепла и износом трущихся поверхностей.

Анализ формулы (1.1) позволяет получить соотношения, соблюдение которых Н обеспечивает сдвиги элементов, равные нулю.

Из равенства ) cos( o ) sin( (1.2) H H 1, 2, 3… сдвиги спиральных элементов равны нулю, а при следует, что при H =, 3/2 … спиральные элементы, удовлетворяющие условию H cos( o ) sin (1.3) H H испытывают максимальные сдвиги.

В табл. 1.1 приведены расчетные значения сдвигов жил (в мм) для различных сечений кабеля КГ при.

Из таблицы видно, что для больших сечений (более 25 мм2) сдвиги жил существенны, и характер их разрушений для этих сечений в условиях эксплуатации и при лабораторных испытаниях подтверждает значительный износ контактирующих материалов, кроме того, по опыту известно, что работоспособность кабеля при усталостном изломе проволок выше, чем при истирании слоя изоляции.

Таблица 1. Расчетные значения сдвигов ТПЖ кабеля КГ (в мм) Сечение кабеля, мм Диаметр цилиндрического 3х4+1х2,5 3х16+1х6 3х25+1х10 3х50+1х16 3х70+1х шаблона, мм 200 1,15 2,75 4,11 7,67 9, 300 0,76 1,82 2,74 5,11 6, 400 0,57 1,37 2,05 3,85 4, Положение спирального элемента в зоне деформации относительно плоскости изгиба определяется его центральным углом в начальном сечении. Величина сдвига элемента является функцией этого центрального угла и длины зоны деформации.

При скреплении элемента с каналом в начале зоны деформации, сдвиг равный нулю в конечном сечении зоны деформации будет иметь элемент с начальным центральным углом 0, удовлетворяющим условию:

l cos 0 0 (1.4) H l откуда: 0 ;

, H или:

l 3 l 0 ;

(1.5) 2H2H Элементы, определяемые этими углами, располагаются на диаметре (нейтральном), повернутом против часовой стрелки от горизонтальной оси y на угол:

l K (1.6) H Экстремальные сдвиги реализуются у элементов, для которых:

l соs( 0 ) 1, (1.7) H l откуда: 0 0;

, H а соответствующие центральные их углы:

l l 0 ;

, (1.8) H H определяют экстремальный диаметр, перпендикулярный нейтральному, так как углы их поворота против часовой стрелки от взаимно перпендикулярных осей одинаковы. Экстремальные сдвиги равны:

l max 0 sin, H (1.9) l min 0 sin H Так как эпюра сдвигов элементов повива изображается косинусоидой, развернутой по длине окружности радиуса r (рис. 1.4), то кривая сдвигов представляет собой плоскую замкнутую кривую (при изображении сдвигов перпендикулярно плос кости сечения), наклоненную к сечению под углом и пересекающую сечение по нейтральному диаметру:

Рис. 1.1. Распределение сдвигов по повиву l 0 sin H max (1.10) tg r r Таким образом, распределение сдвигов элементов по повиву подчиняется закону плоских сечений с той особенностью, что экстремальный диаметр поворачивается от плоскости деформации кабеля против направления скрутки элементов на угол, опреде ляемый отношением расстояния от закрепленного (от сдвигов) сечения и шага скрутки элементов в повиве.

Возвратимся к записи сдвигов в другой форме [1]:

2l 0 sin 0 H sin 2 Условие экстремальности сдвигов имеет вид:

2 2l d cos 0 0, (1.11) dl 2H H которое реализуется при условиях:

2n 1 2l l где n=1, 2, 3, … 2 n 0 (1.12) H H 2 и означает, что для элемента с центральным углом 0 в начальном (скрепленном) сечении существует своя длина зоны деформации, при которой он испытывает экстремальные сдвиги.

Подставив l/H в (1.13) получим значение сдвигов, которые могут быть реализованы на длине зоны деформации:

1n1 sin (1.13) Наибольшее значение минимума:

1 sin min при n - нечетных.

Наибольшее значение максимума:

1 sin max при n - четном.

В таблице 1.2 приведены рассчитанные согласно формулам значения экстремумов сдвигов для характерных положений спиральных элементов в начальном сечении и указаны реализующие их длины зоны деформации (или, иначе, - сечения, в которых проявляются эти сдвиги).

Таблица 1. 0 2 min 0 2 l 1 1 3 3 1 ;

1 ;

1 ;

1;

1+ H 4 4 4 4 2 0 max 0 2 l 3 3 1 1 1 ;

1 ;

1 ;

1 1;

1+ H 4 4 2 2 4 Отдельные элементы не только кабелей, но других свитых изделий, например, пряди внутри каната и т. д. двигаются и трутся друг о друга в процессе работы, что может привести к их износу или обрыву, что существенно влияет на прочность и надежность самих изделий. При этом трение между элементами зависит от характера свивки и касания в процессе работы (точечного, линейного). В связи с вышеизложенным, представляет интерес оценка силы трения и коэффициента трения отдельных элементов внутри свитых изделий.

Гипотетически, элемент свитого изделия можно представить тонкой гибкой нерастяжимой нитью, которая равномерно намотана на цилиндр. На основании формулы Эйлера о трении тонкой гибкой нити о круглый цилиндр [4] определяют зависимость между удерживающей силой Q1 и стягивающей силой Q Q2 Q1e f (1.14) где f – коэффициент трения в момент начала перемещения нити;

– угол охвата тонкой гибкой нитью круглого цилиндра.

Силу трения определяют по формуле Fтр Q2 Q1 (1.15) Для кабельных изделий угол охвата можно выразить через их геометрические параметры, а именно через угловую координату 2l (1.16), H где l – длина исследуемого кабеля;

H – шаг скрутки кабеля.

Из приведенных выше формул легко выводится выражение для вычисления коэффициента трения f H Q f ln 2 (1.17) 2l Q Заметим, что приведенные выше формулы справедливы только при условии поддержания площади контакта трущихся элементов на одном уровне.

Для реализации способа определения силы и коэффициента трения в готовом свитом (скрученном) изделии может быть предложена следующая схема (рис. 2). Схема включает измеритель силы с растягивающей установкой – 1, соединенный с одним концом испытуемого элемента – 2 изделия – 3. Другой конец элемента – 2 изделия – соединен с грузом – 5 нитью – 4, которая перекинута через блок – 6. Со стороны нити концы остальных элементов изделия, например, жилы, и оболочку кабеля устанавливают неподвижно. В качестве растягивающей установки может служить разработанное устройство для испытания материалов на растяжение.


Q2 1 l Q Рис. 2. Схема реализации способа определения силы и коэффициента трения: 1) растягивающее устройство: 2) элемент кабеля;

3) кабель;

4) нить;

5) груз;

6) блок l Для измерения силы трения и коэффициента трения выбирают свитое изделие, например, кабель, и оставляют концы свободными. Один конец элемента – устанавливают в подвижных захватах растягивающей установки – 1, другой его конец соединяют с нитью – 4. Со стороны нити – 4 другие элементы изделия – 3 соединяют с неподвижным захватом. При создании определенного усилия Q2 элемент – 2 изделия – 3 начнет перемещаться вместе с грузом – 5. Это усилие фиксируется с помощью измерителя силы растягивающей установки – 1.

Реализация способа не ограничена описанным примером. Возможно измерение параметров, характеризующих процесс трения отдельных элементов или самих изделий в целом относительно неподвижных элементов или изделий.

Для автоматизации процесса испытаний кабельных конструкций и получения достоверных результатов в реальном масштабе времени создано устройство для испытаний материалов на растяжение [5]. Устройство снабжено чувствительными датчиками [6], которые являются преобразователями механических величин в электрические импульсы для передачи данных непосредственно в системный блок компьютера. С помощью разработанного устройства можно проводить испытания по определению трибологических характеристик не только материалов, но и элементов кабельной конструкции.

Созданные устройство и способы являются средством и методом исследования механических характеристик материалов и элементов конструкций кабелей. При испытании кабелей можно получить как упругие, так и трибологические характеристики в реальном масштабе времени с автоматической регистрацией изменения деформаций от прикладываемых усилий. Применение компьютерных технологий и пакета прикладных математических программ повышает точность измерений и производительность обработки полученных данных [7]. Получение упругих и трибологических характеристик элементов конструкции кабеля позволит выдвинуть научно-обоснованные требования к характеристикам кабельных изделий с целью повышения их долговечности.

Заключение Связь параметров конструкции и параметров деформации обеспечила возможность выяснения с геометрической точки зрения действительной картины поведения отдельных элементов и всей конструкции в целом, оценки величины сдвигов любого элемента конструкции в любом сечении зоны деформации, величин относительных сдвигов и их распределение по повиву и по длине зоны деформации;

выявление картины распределения сдвигов, заключающейся в наличии диаметров нулевых и экстремальных сдвигов.

Представлен способ определения силы и коэффициента трения элементов в готовом изделии и схема его реализации. Для автоматизации процесса испытаний предложено мехатронное устройство с оптико-механическими датчиками для оценки параметров силового взаимодействия элементов конструкции кабеля в реальном масштабе времени.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ 1. Соханев Б.В., Исмаилов Г.М., Мусалимов В.М. Оценка сдвигов элементов конструкции гибкого кабеля // Приборы и системы. Управление, контроль, диагностика. -2007.-№ 6. -С. 26-29.

Kelly A. Interface effects and the work of fracture of a fibrous composite. Proc.

2.

Roy. Soc., 1974, ser.A, v.319, p.95.

3. Шиянов В.Д. Методика и устройства ускоренной оценки долговечности гибких кабелей: автореф. дис. … канд. техн. наук. – Томск: Томск. политехн. ин-т, 1987. – 16с.

Крагельский И.В., Щедров В.С. Развитие науки о трении. – М.: Изд-во 4.

АН СССР, 1956. – 235 с.

5. Устройство для испытания материалов на растяжение: пат. 2392604 Рос.

Федерация. № 2009120951/28;

заявл. 02.06.2009;

опубл. 20.06.2010, Бюл. № 17. -8с.: ил.

6. Датчик-преобразователь перемещений: пат. 87251 Рос. Федерация. № 2009122837/22;

заявл. 15.06.2009;

опубл. 27.09.2009 Бюл. № 27. -7с.: ил.

7. Мусалимов В.М. и др. Идентификация динамики процесса циклического изнашивания // Фундаментальные и прикладные проблемы теории точности процессов, машин, приборов и систем: Труды VI сессии Международной научной школы. – СПб.:

ИПМаш РАН, 2003. – С. 52–59.

УДК 67. СИНТЕЗ СХЕМЫ МАНИПУЛЯЦИОННОЙ СИСТЕМЫ РОБОТА АНГУЛЯРНОГО ТИПА.

Шик А. А., Искандаров Д. Р., Тимофеев Б. П.

Санкт-Петербургский Государственный Университет Информационных Технологий, Механики и Оптики.

Данная работа является важной частью проектирования ангулярного манипулятора малой грузоподъемности (ПМА6-00) и призвана разработать наиболее эффективную геометро-кинематическую схему промышленного манипулятора ангулярного типа. Важной задачей при создании манипулятора является исследование и улучшение кинематических, геометрических, точностных, инерционных характеристик, а также, создание эффективных систем управления.

Прямая и обратная задачи кинематики являются основными задачами кинематического анализа манипуляторов. Управление манипулятора осуществляется в пространстве обобщенных координат, а координаты задаются в некоторой базовой системе. Для управления положением робота возникает необходимость получения решения прямой и обратной задач кинематики. Было составлено техническое задания для создания ангулярного манипулятора малой грузоподъемности. Исходными данными при решении прямой и обратной задач являются:

1. Кинематическая схема манипулятора.

2. Длины звеньев манипулятора.

3. Координаты положения звеньев (для прямой задачи кинематики), координаты положения полюса захвата (для обратной задачи кинематики).

4. Пределы изменений обобщенных координат звеньев манипулятора.

Вследствие неоднозначности получаемых решений используются различные методы оптимизации.

В данной работе проводится исследование результатов решений системы нелинейных уравнений в среде MatLab. Определяются наиболее эффективные методы оптимизации.

Разрабатывается математическая модель прототипа робота МА-06 в пакете Simulink.

Для решения оптимальных задач применяются в основном следующие методы:

• методы исследования функций классического анализа;

• методы, основанные на использовании неопределенных множителей Лагранжа;

• вариационное исчисление;

• динамическое программирование;

• принцип максимума;

• линейное программирование;

• нелинейное программирование.

В данной задаче требуется решить систему из шести нелинейных уравнений с шестью неизвестными. Ограничения обобщенных координат заданы в виде неравенств. Наиболее эффективными, в таком случае, являются различные методы нелинейного программирования и линейное программирование.

В данной работе была использована оптимизации нелинейным методом наименьших квадратов. С помощью пакета MatLab были реализованы следующие методы минимизации функции: метод Ньютона-Гаусса, Метод Левенберга-Макуарда и метод поиска нулей функции.

В результате проведенной работы, были выявлены наиболее эффективные методы решения прямой и обратной задач кинематики, разработана математическая модель манипулятора в пакете Simulink. Полученные решения задач кинематики проверены с помощью модели, сделанной в программе SolidWorks.

УДК 621: 658.56. ОСОБЕННОСТИ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ CAD/CAM-СИСТЕМ ПРИ АВТОМАТИЗИРОВАННОМ ПРОЕКТИРОВАНИИ ТЕХНОЛОГИЙ Одинцова Л.В., Помпеев К.П.

Северо-Западный государственный заочный технический университет Изложен подход к автоматизации проектирования маршрута единичного ТП на основе метода направленного синтеза его структуры. Рассмотрены особенности использования интегрированных на этапах проектирования CAD/CAM-систем операций и управляющих программ для оборудования с ЧПУ.

Наиболее важным и сложным этапом в процессе технологического проектирования является формирование маршрута единичных технологических процессов механической обработки.

Сложность проблемы автоматизации технологической подготовки производства состоит в необходимости формализации задач, решаемых в настоящее время на основе субъективного опыта проектировщика.

Поиск наилучшего варианта маршрута, т.е. решение задач структурного синтеза технологических процессов, в интерактивном режиме целиком зависит от квалификации проектировщика и не может считаться рациональным и перспективным.

Следовательно, необходимо разрабатывать и внедрять метод создания структуры технологического процесса, гарантирующий обеспечение заданных конструктором требований к качеству изделий.

Разработка маршрута технологического процесса осуществляется с постепенной детализацией и корректировкой проектных решений. Последовательность выполнения этапов определяется заранее заданной циклической стратегией, имеющей обратные связи лишь между смежными этапами, что обеспечивает исключение заведомо неэффективных вариантов маршрута на промежуточных этапах проектирования. Метод направленного синтеза структуры технологического процесса проводится по формализованным правилам, полученным с помощью эвристических процедур.

Пример реализации метода структурного синтеза на основе геометрических связей между элементами изделия представлен на рисунке 1 а.

Учитывая многокритериальность задачи создания маршрута и неоднородный характер критериев, для поиска наиболее эффективного варианта используются обобщающие показатели: максимизация технологической надежности и минимизация количества технологических операций.

В случае невозможности автоматического получения варианта маршрута, эффективного по всем принятым критериям, метод предусматривает поиск компромиссного решения с использованием интерактивного диалога с проектировщиком.

Заключительным этапом проектирования ТП является разработка управляющих программ для оборудования с ЧПУ. Данный этап реализуется с использованием современных CAD/CAM-систем, причем многие из них дают возможность не только реализовать расчетные задачи, но и проверить результаты расчетов.

Технология автоматизированного проектирования в интегрированных системах предусматривает как создание твердотельных моделей изделий, так и разработку процесса механической обработки на станках с ЧПУ.

Такие системы построены по модульному принципу, согласно которому каждый этап проектирования реализован в отдельном, относительно независимом модуле, имеющем особый интерфейс (связь между ЭВМ и пользователем, а также компьютерными системами) и набор функций. Процесс проектирования сугубо творческий, предполагающий учет большого количества определяющих факторов и переработки разнообразной по составу информации. При этом основной процедурой в процессе проектирования является выбор и принятие решений из множества возможных вариантов. В такой ситуации выбор наиболее эффективного варианта технологического решения возможен при использовании реалистической визуализации.

Рисунок 1 – Примеры реализации этапов проектирования:

а – метода синтеза структуры геометрических связей;

б – визуализации зарезания инструмента в заготовку;

в – симуляции обработки заготовки на станке с ЧПУ;

г – разработки траектории движения инструмента и программы ЧПУ Поддержка производственных технологий интегрированными системами заключается в том, что программирование производственного оборудования (станков с ЧПУ, роботов и т.п.) и тестирование разрабатываемых изделий и процессов их изготовления можно выполнять посредством имитации с помощью компьютера.

Одной из основных задач, решаемых в процессе проектирования имитационных моделей производственных систем, является создание трехмерных моделей технологического оборудования, оснастки, средств загрузки-разгрузки заготовок.

Наибольший эффект при анализе возможных вариантов и выборе наилучшего проекта дает анимированное представление поведения системы и ее частей в виде некоторой виртуальной реальности.

Проектирование операции, выполняемой на станке с ЧПУ в CAD/CAM-системе, например, Cimatron Е, связано с выбором инструмента и определением стратегии обработки каждого конструктивного элемента, получаемого на операции, вводом параметров и указанием контуров (ограничивающих поверхностей), необходимых для проектирования (расчета) траектории движения инструмента.

После расчета траектории движения инструмента модули симуляции и верификации обработки заготовки (Cimatron’s Simulator и Cimatron’s Verificatior), имеющиеся в Cimatron Е, позволяют визуализировать CAD/CAM-системе взаимодействие инструмента и заготовки, т.е. просмотреть перемещения инструмента в процессе обработки. Кроме этого в системе Cimatron Е имеется модуль симуляции работы станка (Machine Simulation), позволяющий моделировать и отображать конфликтные ситуации такие, как зарезание инструмента в заготовку, врезание инструмента в узлы станка и станочное приспособление, а также выход инструмента за пределы рабочей зоны. При этом объекты, вступающие в конфликт, окрашиваются в красный цвет (см. рисунок 1 б). Конфликтные ситуации анализируются технологом, выявляются их причины, изменяются соответствующие параметры траектории движения инструмента и она рассчитывается системой заново, пока не будет достигнут приемлемый результат (см. рисунок 1 в).

Таким образом, использование модулей симуляции и верификации обработки заготовки, а также симуляции работы станка, позволяет выявить возможные ошибки в расчетах траектории инструментов на этапе проектирования и исключает необходимость обработки пробной заготовки.

Затем, подключив подсистему подготовки управляющих программ (постпроцессор), технолог получает управляющую программу с перечнем команд для рабочих органов станка (см. рисунок 1 г).

Внедрение и использование интегрированных систем позволяет существенно повысить качество проектных решений в сфере проектирования и подготовки производства. А на этапе непосредственного производства изделий – обеспечить существенную экономию затрат на материалы и ремонтные работы, повысить производительность и коэффициент использования оборудования, сократить уровень материально-технических запасов.

УДК 004.4'22:67. ФУНКЦИОНАЛЬНЫЕ ОСОБЕННОСТИ МНОГОАГЕНТНОЙ ПЛАТФОРМЫ ДЛЯ РЕШЕНИЯ ЗАДАЧ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОЙ ПОДГОТОВКИ ПРОИЗВОДСТВА М.Я. АФАНАСЬЕВ (СПБГУ ИТМО) Аннотация: Рассматриваются основные особенности построения агентной платформы для решения задач технологической подготовки производства и два главных методоло гических подхода: многоагентная система и холоническая производственная система Ключевые слова: мультиагентные технологии, холонические производственные сис темы, единое информационное пространство.

1. Многоагентные системы Искусственный интеллект в технологической подготовке производства использу ется уже больше 30 лет. Тем не менее, исследования продолжаются, и появляются все новые и новые интеллектуальные алгоритмы. Одним из них является многоагентный подход к построения сложных систем. С его помощью могут быть созданы современ ные распределенные интеллектуальные производственные системы или, иначе говоря, системы производства, основанные на агентной модели. При этом исследуются воз можности координации группы интеллектуальных агентов (существующих, либо вновь создаваемых). Каждый интеллектуальный агент представляет собой автономную и гиб кую вычислительную систему, способную действовать в окружающей среде [1].

В последнее время исследователи стали применять агентные технологии в самых разных областях технологической подготовки производства начиная от производствен ной кооперации в рамках виртуальных предприятий, управления внутри- и внешнепро изводственными цепочками поставок, планирования производства и заканчивая управ лением автоматическими складами и учетом запасов. Но основным приложением агентных технологий в промышленном производстве все же является использование гетерархической архитектуры в качестве парадигмы управления.

Гетерархическая система управления представляет собой плоскую структуру, со стоящую из независимых сущностей (агентов). Эти агенты обычно представляют собой ресурсы и/или задачи. Выбор конкретных ресурсов, необходимых для решения кон кретных задач осуществляется на основе динамических рыночных механизмов. Такой подход позволяет создавать простые и отказоустойчивые системы, потому что ни од ному из агентов не требуется никакой априорной информации о других агентах. Как следствие, небольшие отклонения в работе любого из агентов могут быть легко ис правлены.

Обычно в подобной технологической среде каждый агент состоит из «тела аген та» и «оболочки агента». Также можно отметить, что именно процесс помещения «тела агента» в «оболочку агента» инициирует его в агентной среде. Оболочка позволяет агентам проактивно взаимодействовать в режиме реального времени. В то время как тело является функциональным ядром агента, способным принимать решения. Как пра вило, тело ничего не знает о других участниках (агентах), работающих в технологиче ской среде. За общение с другими агентами отвечает оболочка. Именно ее алгоритмы позволяют агенту собирать информацию о целях, намерениях, загруженности, надеж ности и других характеристиках участников многоагентной системы [2].

[Введите текст] С точки зрения реализации, есть два вида агентов:

Индивидуальные агенты, создаваемые с целью предоставления каких-либо сер висов сообществу.

Интеграционные агенты, инкапсулирующие уже существующие программные или аппаратные сервисы для включения их в мноагентную среду. В этом случае, «оболочка агента» реализует стандартный коммуникационный интерфейс, поз воляющий интегрировать подобные «устаревшие» системы в единую техноло гическую среду. Снаружи подобные интегрированные модули неотличимы от индивидуальных агентов. Данная технология позволяет безболезненно перехо дить от централизованных систем технологической подготовки производства к распределенной агентной платформе.

Единообразие взаимодействия агентов внутри многоагентной системы достигает ся за счет использования специального языка межагентного взаимодействия. Одним из наиболее распространенных языков является язык ACL, разработанный Фондом Ин теллектуальных Физических Агентов (FIPA). Этот язык основывается на теории рече вых актов и напоминает KQML (Knowledge Query Manipulation Language). Каждое со общение в языке помечается специальным перформативом, обозначающим соответст вующий речевой акт, такой как «информирование» или «запрос» [3]. Наряду с перфор мативом, каждое сообщение содержит информацию о получателе и отправителе, со держание сообщения, спецификацию языка сообщения и идентификатор онтологии.

Также важными атрибутами любого сообщения являются информация о текущем про токоле переговоров (conversation protocol), например FIPA-Request, и идентификатор переговоров (conversation ID).

2. Холонические системы 2.1. Холоны и агенты: два схожих подхода к моделированию Холоны обладают теми же основными характеристиками, что и агенты: автоном ность, стремление к сотрудничеству и открытость (возможность реорганизации). Но в дополнение к этим «поведенческим» характеристикам, у холонов есть и «структурные свойства». Одним из них является свойство Рекурсивности, которое подразумевает возможность создавать холоны с иерархической структурой, т. е. холоны могут состо ять из холонов, которые в свою очередь созданы из других холонов и так вплоть до то го момента, пока дальнейшее деление характеристик уже не возможно, либо бессмыс ленно. Другим важным свойством холонов является объединение модуля обработки данных с необязательным модулем управления физическими объектами.



Pages:     | 1 |   ...   | 6 | 7 || 9 | 10 |   ...   | 11 |
 





 
© 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.