Динамических процессах

Снижение при добавочных массах может быть значительным (рис. 2.16), что приводит к увеличению динамических погрешностей и времени установления режима.

Описываемый метод позволяет выявить влияние на точность функционирования робота погрешностей подготовки программы, возникающих на стадии обучения робота, а также кинематических и динамических погрешностей работы его приводов. Косвенный метод не позволяет учесть влияние изменения упругих и тепловых деформаций звеньев и некоторых видов зазоров при переходе от обучения к автоматической работе.

Из устройств активного контроля размеров на последних операциях наибольшее распространение на отечественных заводах и автоматических линиях машиностроения находят пневматические измерительные системы управления. Это положение объясняется тем, что пневматические измерительные системы надежнее, чем другие системы, сохраняют высокую точность в цеховых условиях вследствие их малой чувствительности к вибрации, изменению температуры, влиянию на результат измерения охлаждающей жидкости при измерениях в зоне обработки изделия и др. Вместе с тем пневматические измерительные системы обладают существенным недостатком — повышенной инерционностью, которая вызывает рост динамических погрешностей измерений по мере форсирования режимов обработки изделий на автоматах при врезном шлифовании. Эффективность компенсации динамических погрешностей измерений в режиме слежения за обрабатываемым размером изделия зависит в значительной мере от удачного выбора параметров и варианта схемы компенсации [1].

Исследование систем типа А1, А4 и Б1 (рис. 1, а, г, д) с узлом компенсации динамических погрешностей проводилось для изучения влияния параметров d24, JP8 и У4 на степень компенсации погрешностей. Принято, что эти системы настраиваются в статическом режиме. Поэтому степень компенсации погрешности измерения тем больше, чем меньше разница статического Р2 (0) и динамического P3(t) давлений в точках настройки системы управления по установочным калибрам.

Комбинируя перечисленные параметры, можно добиться хорошей идентификации статической характеристики Р2 (0) с динамической Р3 (t) на значительном их протяжении и, следовательно, хорошей степени коррекции динамических погрешностей измерений (рис. 5).

Приведены нелинейные математические модели ряда пневматических измерительных систем управления, имеющих узел компенсации динамических погрешностей измерений. Узел компенсации построен на пятимембранном реле УСЭППА с усилителем «сопло — заслонка» или «два сопла — заслонка». На основании результатов моделирования сделаны заключения об особенностях систем при линейном законе измеряемого размера.

Ошибки при определении напряжений в испытываемых образцах и возникающих при этом динамических погрешностей для машин с возбуждением постоянной силой и машин других типов имеют существенно различный характер. Динамические ошибки в определении нагруженности образца порождаются колебаниями упругой системы, возникающими в результате биения вращающихся деталей. Сложившиеся представления о ха-рактере динамических ошибок в рассматриваемых машинах сводятся к тому, что биение системы существенно влияет на амплитуду возбуждаемых в образце напряжений, увеличивая ее с ростом величины начального биения. Поэтому к точности изготовления и тщательности установки захватов и образцов предъявляются очень высокие требования.

На эту систему воздействует большое число регулярных и случайных возмущений: возмущение траектории управляемого полета вследствие инструментальных погрешностей измерительных элементов, системы регулирования параметров движения объекта, динамических погрешностей регулирования и др.; инструментальные погрешности исчисления дальности комплекса наведения и др.; возмущение траектории свободного полета объекта из-за ветра и других отклонений состояния атмосферы от нормальных условий и т. д.

Использование в пневматических измерительных системах элементов промышленной автоматики значительно расширяет возможности пневматического метода. Однако вследствие значительных динамических погрешностей измерения указанная система не может быть применена для высокопроизводительного контроля (особенно при амплитудных измерениях).

Исследование технологического процесса во времени требуется для решения многих важных производственных задач. Так известно, что наиболее распространенные методы контроля качества продукции, основанные на проверке годности ее после изготовления, не обеспечивают условий для контроля самого хода технологического процесса и воздействия на качество деталей в процессе обработки, т. е. решения задачи регулирования процесса. Знание же закономерностей течения процесса во времени позволяет перейти к более эффективным, например, статистическим методам контроля и регулирования. Известно также, что проверка станков на точность, без учета их жесткости под нагрузкой и возникающих при этом динамических погрешностей, не дает возможности правильно оценить точность оборудования и влияния ее на точность обработки. Изучение же хода процесса во времени позволяет сделать это с наибольшей полнотой.

Износ резца во второй половине обрабатываемой партии приводит к увеличению динамических погрешностей и рассеивания отклонений размеров обрабатываемых деталей вследствие возрастания радиальной составляющей силы резания. В последних подпартиях значение 0 увеличивается до 50% от начального. Влияние этого изменения в первых подпартиях после установки вновь заточенного резца мало ощутимо, так как размерный износ резца на 0,10 мм уже выводит размер детали из границ поля допуска, в то время как резец еще полностью сохраняет работоспособность, а сама по себе такая величина износа и затупления невелика и не вызывает заметных изменений радиальной силы резания.

Уравнение движения механизма в конечной форме (см. § 5) дает лишь общее представление о динамических процессах, наблюдаемых при этом движении. Как было установлено, для нахождения закона движения механизма по заданным силам это уравнение может быть применено лишь в ограниченном числе случаев. При изучении движения механизма в периоды пуска и останова, а также при изучении периодически неравномерного движения механизма приходится вместо уравнения кинетической энергии в конечной форме пользоваться уравнением, выражающим эту теорему в дифференциальной форме:

внутренняя энергия идеального газа — параметр состояния, зависящий только от температуры, то формула (117) действительна для вычисления изменения внутренней энергии в любых термо.-динамических процессах, т. е. ,

Ускоренный метод анализа [8]. Применение алгоритмов из работ [9, 10] для динамического анализа всего множества обнаруживающих и различающих схем-моделей сильно осложняется необходимостью в общем случае полного отдельного анализа как исправной диагностируемой ЦС, так и всех неисправных ЦС, каждая из которых содержит конкретную неисправность s из рассматриваемого списка возможных неисправностей. Однако при диагностике ЦС легко построить алгоритмы анализа, позволяющие без дополнительных действий находить выходной динамический процесс ys(t) в любой неисправной ЦС но динамическому процессу y\t) в исправном варианте этой же ЦС. Основой для такого ускорения алгоритмов анализа может служить метод погружения [8, 10], в котором для моделирования схем с константными неисправностями применяется конкретизация моментов переключений сигналов в динамических процессах на выходах исправных ЦС. Например, пусть задан некоторый динамический процесс z(t) — l (a, b), в котором сигнал z(/) принимает значение 1 на интервале времени от а до Ъ. Этот процесс z(t) можно свести как к «константе Ь>, считая, что я = —со и 6 = 00, так и к «константе 0», если а = °о, & = оо, или а = —со, Ь = —со.

Задача синтеза динамических тестовых воздействий, обнаруживающих (различающих) заданную неисправность .у (пару неисправностей г, s) в диагностируемой ЦС, эквивалентна задаче синтеза динамических воздействий (1), обеспечивающих появление единичного интервала в динамических процессах па выходах соответствующей обнаруживающей или различающей схемы-модели.

1. При исследовании электромеханической системы с односторонне действующими упругими связями необходимо учитывать взаимное влияние механической и электрических систем. Система управления электродвигателями значительно влияет на характер протекания процессов в механической системе. Пренебрежение процессами в системе управления может привести в отдельных случаях к неправильному представлению о динамических процессах в упругих связях машины.

При исследовании динамических процессов в приводах машин допустимыми, как правило, являются идеализации первого вида. Говоря о приводе и о динамических процессах в нем, будем иметь в виду крутильную систему машинного агрегата и происходящие в ней динамические процессы. Вопросы динамического расчета сплошных сред (всевозможные балочные и рамные конструкции, фермы, оболочки, валопровод с точки зрения критических скоростей и т. п.), для решения которых необходимо прибегать к схематизациям вто-роговида, в настоящей работе не затрагиваются.Это, однако, не означает, что подобные механические системы совершенно не рассматриваются. В тех случаях, когда они могут оказать заметное влияние на динамическое поведение крутильной системы привода, их динамический эффект учитывается. Влияние указанных систем на крутильную систему машинного агрегата может быть отражено, как правило, на основе их дискретных моделей.

Динамический анализ планетарных механизмов проводится при следующих допущениях. Предполагается, что одно- и двухступенчатые планетарные передачи имеют несколько (3, 4) симметрично расположенных сателлитов и что при динамических процессах в планетарном механизме нагрузка равномерно распределяется между сателлитами. Принятое допущение означает, что подшипники центральных колес не испытывают радиальных нагрузок 'и, следовательно, отсутствуют поступательные смещения центров инерции указанных колёс при динамических процессах в планетарном механизме.

ваны имеющиеся в литературе формулы и номограммы, позволяющие учесть изменения податливости, вносимые шпоночными пазами, эксцентричными отверстиями, коническими и ступенчатыми переходами, а также податливость соединительных муфт, коленчатых валов и т. П.Д58Х Жесткость более сложных участков трансмиссии (зубчатые и цепные передачи, исполнительные органы, детали сложной формы) может быть определена экспериментально на специальных стендах. Однако величина жесткости участка не полностью определяет его значения в динамических процессах трансмиссии. Упругие элементы равной жесткости, но расположенные в различных местах трансмиссии не равнозначны с точки зрения динамики машины. Динамическая значимость упругого элемента определяется величиной потенциальной энергии его деформации. Эквивалентными с точки зрения динамики считаются упругие элементы, имеющие равную величину потенциальной энергии деформации. Поэтому в связи с тем, что величина абсолютной жесткости каких-либо элементов не является показателем их динамической значимости, удобно при построении эквивалентных схем пользоваться понятием приведенной жесткости участка. 'Л) Приведенной жесткостью участка будем в дальнейшем называть крутящий момент (или усилие), который необходимо приложить к некоторому определенному сечению трансмиссии (центру приведения), чтобы повернуть его на 1 рад (или сдвинуть на 1 м) за счет деформации данного участка. Центр приведения можно расположить в любом месте трансмиссии, но чаще всего его выбирают на валу ротора двигателя и все упругие элементы трансмиссии приводят к валу ротора. Приведенная жесткость участка может быть подсчитана, если известны абсолютная жесткость этого участка и данные кинематики машины. Пусть, например, некоторый участок трансмиссии имеет жесткость суч и подвергается крутильным деформациям, получая угол закручивания <руч. Потенциальная энергия деформации такого элемента определяется по формуле

положении, что при динамических процессах характер деформации системы сохраняется таким же, как и при статическом нагружении.

В рассматриваемой системе потенциальная энергия изгибных деформаций валов определяется прогибом и углом поворота конечного сечения. При этом следует учитывать, что деформации вала вызываются при динамических процессах не только усилиями в зацеплении, но и моментами сил инерции, возникающими при повороте дисков колес. Если вал получил в плоскости Z — У прогиб ;/! и угол поворота г)г, то можно записать

Адиабатический модуль объемной упругости (этот модуль называют иногда динамическим _ или изоэнтропийным) определяют в условиях постоянной энтропии, т. е. принимают во внимание нагрев, вызванный сжатием. При адиабатическом сжатии допускается изменение температуры и давления. Данное явление имеет место при быстропротекающих (динамических) процессах, т. е. когда отсутствует теплообмен из-за инерционности тепловых свойств рабочей жидкости.