Влияние внутреннего зазора-натяга переднего двухрядного конического подшипника на показатели работоспособности шпиндельного узла показано на рис.2.1 и 2.2.

Рис 2.1. Зависимость жесткости С, динамической податливости К, некруглости обработанных деталей Dr, момента трения Мm. и коэффициента демпфирования h от осевого зазора-натяга в конических роликоподшипниках.

Рис. 2.2 Зависимость жесткости С, предельной стружки Dt, некруглости обработанных деталей Dr и избыточной температуры нагрева от радиального зазора-натяга в конических роликоподшипниках

Как видно для обеспечения высокой жесткости и виброустойчивости и незначительного нагрева необходимо устанавливать при сборке требуемый внутренний зазор-натяг. Для опор с радиальными и радиально-упорными подшипниками натяг создается путем смещения наружного кольца относительно внутреннего, а также за счет натяга посадки. Смещение колец подшипника определяет преднатяг опоры - легкий, средний и тяжелый. С увеличением преднатяга жесткость увеличивается, а предельная частота вращения уменьшается, и это уменьшение значительно (рис. 2.3).

Рис. 2.3 Зависимость быстроходности d nспаренных (дуплекс) радиальных шарикоподшипников класса точности 2 от силы преднатяга A0.

Но потеря в скорости обработки, а соответственно и в производительности компенсируется точностью обработки см. Рис.2.4

Рис. 2.4 Зависимость жесткости j, биения вращения Dd, некруглости деталей D r, избыточного нагрева D t, предельной стружки t от зазор-натяга H посадки наружных колец подшипников 3102110(а) и 46208(б)

Жесткость шпиндельных узлов в значительной мере определяет точность обработки детали на металлорежущих станках. Упругие отжимы шпинделя возникают в результате податливости опор шпинделя, собственного прогиба шпинделя, деформации сопряженных с подшипником детали.

Упругие смешения в опорах качения складываются из упругих сближений d/г тел качения и колец, контактных деформаций d//г на поверхность посадки колец на шпиндель и в корпус.

Общее упругое сближение:

dг =d/г+d//г. (2.1)

Параметры контактных деформаций d//г и величены упругого смещения также определяются величиной зазор-натяга, входящей в их расчетные формулы и коэффициенты их определяющие.

d/г=К1Ра (мм), (2.2)

где

К1,а - коэффициент и показатель степени для опор различных типов.

Р- нагрузка (кГ).

Р=izCddrf(r),.3)

где

r=e/2dr;

f(r)=1/p;

z - число тел качения в одном ряду подшипника;

i - количество рядов. e-предварительный натяг (мм);

f(r) - интервал распределения нагрузок;

Cd - коэффициент типа подшипника (кГ/мм.);

d - диаметр отверстия подшипника.

Рис. 2.5 Определение радиальной податливости шпинделя на роликоподшипниках типа 3182100 и 4162900 в зависимости от прилагаемой нагрузки F и диаметра вала d.

d//г=, (мм) (2.4)

где

d, D - внутренний и наружный диаметры подшипника (мм.)

b - ширина подшипника (мм.)

k2=0.005¸0.025 мм3/кГ.

Меньшее значение k2будет при повышенной точности, больших натягах и при установке внутреннего кольца на конус.

Рис. 2.6. График для определения коэффициента К2 для расчета податливости двухрядных роликоподшипников типа 3182100 и 4162900

½*1/p(r) для 0<r<1

F(r)= ½ для r>=1 (2.5)

¼ для r=0

Жесткость подшипника определяется как:

J=P/dr. (2.6)

Очевидно, что увеличение предварительного натяга выше граничного значения е, соответствующего значению r=1, не приводит к дальнейшему увеличению жесткости опоры. Только между значениями r = 0 и r= 1 находится область, где изменение натяга приводит к существующему изменению жесткости подшипников.

Такой результат соответствует физической картине деформации подшипников, если рассматривать внутреннее кольцо подшипника как тело, установленное между двумя пружинами (нижняя пружина — нижняя половина комплекта роликов; верхняя пружина — верхняя половина комплекта роликов; плоскость раздела комплекта роликов перпендикулярна направлению радиальной нагрузки на подшипник). При установке подшипника с зазором нагрузки воспринимают лишь ролики, расположенные ниже плоскости раздела, при монтаже с натягом “включаются” ролики верхней половины комплекта (вторая пружина). Поиск оптимального распределения нагрузок в опорах - является одной из основных задач при проектировании ШУ. Этот оптимум и даст величины максимальной скорости обработки при поддержании жесткости достаточной для получения требуемой точности.

2.2 Обзор способов создания предварительного натяга

2.2.1 Само регулируемые подшипниковые опоры

Известны подшипниковые опоры, которые содержат радиально упорный подшипник и регулятор его натяга. Регуляторы создают натяг или расслабляют опору в зависимости от величины от центробежных сил, что весьма ограничивает их применение, но при этом саморегулирование исключает сложности с устройством систем управления этого параметра.

Опора рис 2.7., использует упругие элементы как регулятор натяга, состоящий из набора грузов 4, размещенных между конусной торцевой поверхностью кольца 5 и нажимным кольцом 6. Для создания сил, смещающих кольца подшипников 2 и 3 регулятор натяга снабжен упругим элементом в виде кольца 7, охватывающего набор грузиков 4. По мере увеличения числа оборотов центробежная сила грузиков возрастает и компенсирует часть усилия, передаваемого нажимным кольцом ролика 6. Это ведет к частичной разгрузке опоры.

Рис. 2.7

Но эта опора при простоте исполнения и монтаже имеет малую радиальную жесткость, и отсутствует возможность изменения сил натяга по другим динамическим характеристикам помимо скорости вращения.

В подшипниковой опоре изображенной на рис. 2.8, спроектированной на основе предыдущей, повышена радиальная жесткость.

Рис.2.8

Это достигается тем, что упругое кольцо жестко смонтировано на наружной цилиндрической поверхности опорного кольца, при этом опорное кольцо выполнено с равномерно расположенными по окружности на наружной поверхности выступами и сквозными односторонними пазами для размещения грузиков.

Регулятор натяга здесь состоит из грузов 4, размещенных между конической поверхностью нажимного кольца 5 и опорным кольцом 6. На наружной цилиндрической поверхности опорного кольца выполнены пазы 7, образующие равномерно расположенные по окружности выступы 8 на которое напресованно упругое кольцо 9.

При радиальном нагружении опоры часть роликов поворачивает нажимное кольцо в плоскости опоры и перемещает часть грузиков в радиальном направлении. Упругое кольцо воспринимает это перемещение, так как ото напресованно на опорное кольцо.

Таким образом, более жесткий монтаж упругого кольца на опорном обеспечивает повышение радиальной жесткости.

2.2.2 Устройство для регулирования осевого зазора подшипника

Устройство содержит корпус 2, в котором установлено резьбовое кольцо 3, воздействующее на наружное кольцо подшипника 1. На торце резьбового кольца 3 выполнены глухие отверстия 4, в которые заглублены штыри 5, закрепленные на крышке 6. Крышка 6 имеет на периферии сквозные отверстия 7 под крепежные болты 8, ввернутые в резьбовые отверстия 9 в корпусе 2. Шаг расположения глухих отверстий 4 образует с шагом расположения сквозных отверстий 7 нониусную шкалу, что позволяет надежно фиксировать резьбовое кольцо 3 с соответствующим угловым шагом.

Рис2.9

На Рис 2. 9. показано устройство, разрез; на Рис 2.10. - крышка устройства; на Рис 2.11. устройство, вариант исполнения; на Рис 2.12. - разрез А-А.

Устройство для регулирования осевого зазора подшипника 1 содержит - корпус 2, в котором установлено резьбовое кольцо 3, воздействующее на наружное кольцо подшипника 1. На торце резьбового кольца 3 выполнены глухие отверстия 4, в которые входят штыри 5 крышки 6, имеющей на периферии сквозные отверстия 7 под крепежные элементы (болты) 8, входящие в резьбовые отверстия 9 в корпусе 2.

На рис 9. и 10 представлена конструкция устройства, в которой в корпусе 2 имеется три резьбовых отверстия 9. На торце кольца 3 выполнено семь отверстий 4, а на крышке - семь штырей 5 и на периферии - шесть отверстий 7, каждое из которых последовательно обозначено буквами а, б в, г, д, е. Штыри, а следовательно и отверстия резьбового кольца, находящиеся с ними в зацеплении, смещены относительно соответствующих отверстий а, б, в, г, д, е, на углы j,2j,3j,4j,5j,6j.

Рис. 2.10 Рис. 2.11

Рис 2.12

При закреплении стопорной крышки а различных положениях на корпусе это смещение позволяет фиксировать резьбовое кольцо через угловые промежутки j, равные цене одного деления – нониуса.

, (2.7)

где

Z1 - количество отверстий на торце резьбового кольца;

Z2 - количество крепежных отверстий в крышке.

Крышку 6 выводят из зацепления с резьбовым кольцом 3. затем регулируют положение кольца и фиксируют последнее стопорной крышкой 6 подбирая ее положение на корпусе.

Углу j соответствует дуга L на окружности расположения отверстий стопорной крышки.

, (2.8)

где

D - диаметр окружности расположения отверстий стопорной крышки.

Для получения бесступенчатого регулирования подшипника достаточно крепежные отверстия в стопорной крышке выполнить овальными с наибольшим размером сечения каждого отверстия, равным 0,5L. Предложенное устройство обеспечивает высокую точность регулирования кольца подшипника, а также надежное его стопорение в требуемом положении.

2.2.3 Устройства оснащенные приводами перемещений колец

Устройство для регулирования натяга подшипников качения шпинделя выполнено в виде, установленных в корпус между наружными кольцами подшипников, распорных втулок с возможностью осевого перемещения, снабженных приводом их осевого движения. За счет обеспечения заданного натяга в процессе работы, внутренние, обращенные один к другому торцы распорных втулок взаимодействуют на кольца подшипника.

На гильзе 1, являющейся корпусом шпинделя, смонтировано, по посадке с зазором кольцо 2 с тремя кулачками 3, установленными с возможностью взаимодействия со сферическими концами толкателей 4. Концы толкателей 4 выполнены конусными. Между наружными кольцами подшипников размещены с возможностью осевого перемещения две распорные втулки 5 с 25 конусными поверхностями на внутренних, обращенных один к другому торцах, контактирующие вторыми торцами с наружными кольцами подшипников 6 шпинделя 7. Толкатели 4 установлены в радиальных отверстиях гильзы 1 с возможностью взаимодействия своими конусными поверхностями с конусными поверхностями распорньгх втулок 5. К гильзе 1 прикреплен кронштейн 8,шарнирно соединенный с тягой 9,на резьбовом конце которой расположены регулирующие гайки 10 и 11 и коромысло 12, жестко связанное с корпусом 13 шпиндельной бабки. Силовое замыкание толкателя 4 с кулачком 3 осуществляется пружиной 14.

Рис. 2.13

Для создания натяга в подшипниках необходимо отвернуть внутреннюю гайку 10 и завинтить наружную гайку 11. При этом тяга 9 перемещается вверх, поворачивая с помощью кронштейна 8 кольцо 2 по часовой стрелке (Рис.2.14). Кулачки 3 скошенной поверхностью воздействуют на сферические торцы толкателей 4, перемещая их в радиальном направлении к оси шпинделя, раздвигая при этом распорные втулки 5 конусными концами. Распорные втулки, перемещаясь в осевом направлении, создают необходимый натяг в подшипниках. Внутренняя гайка 10 после окончания регулировки затягивается и все устройство при этом стопорится. Величину натяга устанавливают в зависимости от нагрузки.

Рис. 2.14

2.2.4 Опора с регулируемым натягом в зависимости от температурного расширения

В предыдущем описании опора качения, содержит установленные в корпусе подшипники и устройство для создания предварительного натяга с помощью нажимного органа, воздействующего по меньше мере на одно из колец этих подшипников под действием силового органа, размещенного вне опоры и связанного с нажимным органом по средством канала, заполненного упругой мало сжимаемой средой, например гидропластом. Кроме того, силовой орган выполнен в виде гидроцилиндра с поршнем, воздействующим на упругую среду, а нажимной орган — в виде нескольких плунжеров, равномерно расположенных по окружности. С целью автоматического регулирования величины предварительного натяга подшипников в зависимости от их фактической температуры предлагаемая опора снабжена датчиком температуры, установленным в зоне подшипника и управляющим устройством для создания предварительного натяга. На Рис.2.15 изображена предлагаемая опора качения; на Рис.2.16 — разрез по А—А. Опора качения состоит из подшипника 1, установленного в корпусе 2. Устройство для создания предварительного натяга имеет нажимной и силовой органы. Нажимной орган содержит плунжеры 3, которые находятся в гнездах втулки 4 и взаимодействуют с нажимным кольцом подшипника через промежуточное кольцо 5. Силовой орган представляет собой цилиндр 6, установленный вне опоры. Внутри цилиндра 6 расположен плунжер 7,находящийся под воздействием поршня S, на который действует масло под давлением, потопающее из гидросистемы по магистрали 9. Канал 10 между плунжерами 3 и 7 заполнен гидропластом. В зоне подшипника 1 расположен датчик 11-температуры, контролирующий режим работы 15 опоры и управляющий устройством для создания предварительного натяга. В результате этого повышается надежность, долговечность и к. п. д. опоры.

Рис.2.15 Рис.2.16

2.3 Проектирование высокоскоростных шпиндельных узлов приводов главного движения

В представленном дипломном проекте автоматизируется процесс шлифования. Одной из проблем, возникающей при эксплуатации шпиндельных узлов станков на опорах качения в режимах шлифования является их повышенное тепловыделение. Высокие частоты вращения требуют более тщательного исполнения точности форм посадочных поверхностей подшипников и спрягаемых с ними деталей,более узких допусков на воличины посадок. Необходимым условием решения данной задачи является также выбор оптимального предварительного натяга в подшипниках опоры. Практика показывает, что при наличии слишком малых или чрезмерно больших предварительных натягов ухудшаются динамические характеристики узла, растут потери мощности на трение в радиальноупорных шарикоподшипниках, что приводит к повышенному нагреву, снижению точности и долговечности всего шпиндельного узла. Сложность решения обьяснястся тем, что, наиболее приемлемые с точки зрения жесткости и быстроходности “Х” и “О” -образные схемы устаовки не обеспечивают равномерного распределения осевых нагрузок между подшипниками. Кроме того, при вертикальном расположении шпинделя сила веса может привышать требуемые усилия предварительного натяга. В особенности это характерно для скоростных узлов, имеющих в качестве привода электрошпиндель.

При рассматривании модели распределения осевой нагрузки между подшипниками передней опоры шпинделя с учетом внешних сил и усилий натяга, она должна быть достаточно простой, для того чтобы рассмотреть большее число вариантов разрабатываемой конструкции. Но при этом на стадии котцептуального проектирования модель должна хотябы на линейном уровне обеспечивать адекватность реальным процессам.

Пусть в передней опоре установлены na радиально-упорных шарикоподшипников навстречу ожидаемой внешней нагрузке Р и nв подшипников, необходимых для создания преднатяга подшипников “А”

Используем линейную модель зависимости осевой силы, приложенной к подшипнику от относительного смещения колец. При наличии преднатяга нагрузка в подшипниках “А” и “В” будет неодинаковой.

, (2.9)

где

P1a, P1b –нагрузка на подшипники “А”, “В”, “Н”;

Р0 – суммарная сила преднатяга в передней опоре Н;

na, nb количество подшипников в передней опоре;

а, ь - относительные смещения колец подшипников;

j - жесткость подшипника.

При наличии внешней силы Р шпиндель сместится в осевом направлении на величину d

, (2.10)

где

P – внешняя осевая сила (Н);

d - осевое смещение шпинделя (мкм);

F - результирующая осевая нагрузка (Н);

G - сила веса ротора (Н).

Область допустимой работы подшипников опоры ограничивается величинами максимальной Р1мах и минимально допустимой Р1мin нагрузками на подшипник рис. 2.17. Из этого условия и представленных зависимостей можно определить допустимый диапазон изменения результирующей нагрузки Fmin…Fmax.

В общем случае существует оптимальное решение данной задачи рис.2.17, 2.18. Опттимум получается пересичением плоскостей нагрузок с введением верхних и нижних ограничений по допустимым нагрузкам на подшипник.

Полученные соотношения могут быть использованны для расчета оптимальных условий натяга в высокоскоростных шпиндельных узлах а также приделы их регулирования в зависимости от режимов резния.

2.4 Расчет шпиндельного узла

На основании исходных параметров опоры шпиндельного узла выполнены на подшипниках качения.

2.4.1 Выбор компоновочной схемы

На основании требований к точности обработки и скоростных параметров выбираем схемы узла Рис. 2.19. Данная схема является высокоскоростной и при этом имеет большую радиальную жесткость.

Рис. 2.19 компоновачная схема

В мотор-шпинделях, где расстояние между обмотками статора и валом ротора должны быть постоянными во избежание нагрева и обгорания обмоток, поэтому величина радиальной жесткости крайне важна. Предполагается использовать в опорах комплекты дуплексных подшипников 46216 и 46218.

2.4.2 Определение компоновочной схемы

, (2.11)

На основании эскизного проекта, технологических расчетов режимов и методических данных приводим значения параметров проектируемого шпиндельного узла:

Максимальная частота вращения шпинделя - 4000 об/мин.

Тип смазки – пластичная ЦИАТИМ-202. Для заданной точности станка допустимая температура наружнего кольца- 35С0

Класс точности подшипника- 3

Предварительный натяг-легкий, средний.

Угол контакта - 26 град.

Диаметр передного конца шпинделя dk = 120.00мм.

Диаметр межопорной части шпинделя dm = 90.00мм.

Диаметр заднего конца шпинделя dз = 80.00 мм.

Длинна переднего конца шпинделя a =100.00 мм.

Межопорное расстояние b= 350.00мм.

2.4.3 Расчет жесткости опор ШУ

Расчет опор для шпиндельного узла, предназначенного для шлиф процесса основывается на силах, действующих на круг во время обработки. Для получения поверхности с шероховатостью Rz=0.63 подшипники и посадочные места, отвечающие за жесткость опор должны иметь следующие параметры.

При этом рекомендуемый преднатяг при посадке должен составлять -3¸-2 мкм.

Осевая жесткость подшипников выбранной серии j0=25 кгс/мкм, но так как монтаж на быстроходные опоры идет по схеме “Т” осевая жесткость увеличивается на 20% и составляет j0=30 кгс/мкм

Рекомендуемая сила преднатяга для сдвоенных подшипниках в опорах равна А0=90 кГс

Общая поддатливасть подшипника равна:

=0.4*3=1, (2.12)

где

dR0- радиальная поддатливасть;

Kd- биение.

По зависимости осевого смещения подшипника от схемы монтажа определим возможное осевое смещение - оно составит 6 мкм. Эта величина максимально возможного смещения в шпиндельном узле при рассчитанном процессе резания. Радиальная величина нагрузки – Рz= 5000. Н

Передняя и задняя опоры состоят из подшипников одного типа и серии:

Таблица2.2

обозначение	d	D	B	T	C	C0	nпред,пласт	М, кг
46216	90	160	30	30	111000	76200	4300	1,68

Число тел качения в подшипнике z= 14, угол контакта a= 26 град

Сила преднатяга подшипника А0=900Н, осевая сила 500Н

Радиальная жесткость опор составляет 735470 Н/мм

Осевая жесткость опор 318898 Н/мм, что соответствует табличным значениям. По этим значениям радиальная жесткость шпиндельного узла равна 384049.72 Н/мм.

2.4.4 Расчет электрических параметров шпиндельного узла

Проектируемый шпиндельный узел может выполнять не только операции связанные с шлифованием, предполагается использовать его в приводах ГПМ, снижая их массу и повышая их гибкость. Поэтому параметры должны удовлетворять широкому спектру требований по силе резания, моменту и скорости вращения с неизменными параметрами жесткости и устойчивости работы.

Электрический привод рассчитывается исходя из требуемой номинальной мощности и напряжения питающей сети:

Pн=10 кВт,

Uн=380 В.

Номинальная частота f=50 Гц.

По этим параметрам выбираем асинхронный двигатель с коротко замкнутым ротором 4А132М2 на основании которого и проектируем шпиндельный узел.1

Номинальный (фазнай) ток I =21 A.

Номинальная скорость n=4000 об/мин.

w - угловая скорость вращения ротора АД; 400

Номинальный момент

M==. (2.13)

Момент инерции J=0.09 кг×м2

Индуктивность рассеяния статора lds =43×10-4 Гн

Индуктивность рассеяния ротора ldr =51×10-4 Гн

Взаимная индуктивность статора и ротора Lm= 0.1045 Гн

Число пар полюсов 2n=3

КПД h=88%, cosj=0.9

Отношение 7.5. Отношение 1.7, 2.8

Активное сопротивление статора rc=0,45 Ом.

Активное сопротивление ротора rр=0,7 Ом.

Величина вектора потокосцепления ротора

, (2.14)

где

- обобщенные векторы, соответственно, тока, потокосцепления статора;

- обобщенный вектор потокосцепления ротора;

Lm - взаимная индуктивность статора и ротора;

- индуктивность рассеяния, соответственно, статора и ротора.

==19*(0,1+51*10-4)+19*0,1=3,8.

2.4.5 Расчет теплового параметра шпиндельного узла

Шпиндельным узлам, работающим на больших скоростях, к которым предъявляются высокие требования по точности и жесткости, необходим эффективный тепло отвод. Асинхронный двигатель имеет коэффициент полезного действия равный η=88%, то есть потери мощности, подаваемой на обмотки, составляет 10%. Эта мощность расходуется на потери в роторе и трение. Если первый показатель нельзя изменить, так как увеличение проводимости материала ротора повлечет изменение остальных показателей системы, включая стоимость узла, то второй параметр можно контролировать величиной объема СОЖ в системе. Отвод температуры из шпиндельной бабки производится за счет прокачки жидкости, отводящую на себя излишнюю температуру через технологические отверстия в корпусе у передней и задней опоры. Объем жидкости, циркулирующей через систему, рассчитывают по формуле:

(2.15)

где

Q – количество отводящегося тепла за время Δt;(кДж/мин)

qm – расход охлаждающей жидкости; (кг/мин)

Cm – удельная теплота охлаждающей жидкости;(кДж/кг*с0)

ΔT – приращение температуры.С0

Ротор, как и статор, в процессе работы также нагреваются, что может привести к обугливанию поверхностей и, как следствие, снижению мощности двигателя, что не допустимо. Охлаждение их также предусмотрено и производится с отдельного ввода. Жидкость, проходя через пазы муфты статора, предотвращает его перегревание.

(2.16)

qm=72/1.9*10=4 л/мин

2.4.6 Определение напряжений и перемещений в вале ротора

Вал узла и установленный на нем ротор составляют неразъемную систему для обеспечения передачи вращающего момента. Роторные пластины, жестко установленные на втулке, устанавливаются на вал с натягом Δ=0.034мм. Это достигается нагревом втулки на 190 С0,что приведет к объемному расширению на 40мкм. При остывании между цилиндрами возникает контактное напряжение pk. При посадке внешний радиус внутреннего цилиндра сократится, и точки цилиндра на контактной поверхности получат отрицательное смещение.

(2.17)

где

E коэффициент упругости первого рода (Па);

а внутренний диаметр вала (мм.);

b- внешний диаметр ротора (мм.);

c- внутренний диаметр ротора (мм.).

Картина распределения напряжений в сопряженных цилиндрах показана рисунке 2.20.

Рис. 2.20

Таким образом, в результате посадки оба цилиндра будут работать как одно целое и в (составном цилиндре) возникнут напряжения взаимодействия. Если внутренний радиус вала мал, то посадка труб по соотношению (2.17) дает почти двукратное снижение эквивалентного напряжения в контактных зонах. В дальнейшем при нагрузке ротора моментом, контактное давление не допустит прокручивания и пластической деформации, если рабочее давление не превышает давление предварительного обжатия. Проектируемый шпиндельный узел (исходя из требований предъявляемых к двигателю) способен развить момент до 100 Н*м, при требуемых в режимах резания 23 Н*м. Рассчитаем критический момент, при a=50 мм., b=173 мм, c=72 мм, h=140 мм:

(2.18)

где

P – сила приложенная к валу;

f- коэффициент трения;

h- ширина ротора.

Это удовлетворяет требованиям, предъявляемым к жесткости соединения с запасом в 10 раз. Натяг вала и ротора соответствует посадке П6.

3. Система управления

3.1 Электрический привод с асинхронным двигателем

ЭП с трехфазным асинхронным двигателем (АД) является самым массовым видом привода в промышленности, коммунальном и сельском хозяйстве. Такое положение определяется простотой изготовления и эксплуатации АД, их меньшими по сравнению с двигателями постоянного тока массой, габаритами и стоимостью, надежностью в работе.

В основную общепромышленную серию 4А входят двигатели на мощности от 0,06 до-400 кВт с высотами осей вращения от 50 до 355 мм, которые выпускаются в самых различных модификациях и конструктивных исполнениях: с. повышенными пусковым моментом и скольжением; с фазным ротором; встраиваемые; малошумные; со встроенной температурной защитой; с электромагнитным тормозом; с подшипниками скольжения; химострйкие. АД различаются также по климатическому исполнению и категории размещения. Для комплектации ЭП большой мощности выпускаются АД серий АН-2 (мощностью до 2000 кВт), АВ (мощностью до 8000кВт), ДАЗО (мощностью до 1250кВт) и ряд других.

Для ЭП крановых механизмов производятся специализированные АД серии MTF (с фазным ротором) и MTKF (с короткозамкнутым ротором), а для рабочих машин и Механизмов металлургического производства—серии МТН (с фазным ротором) и МТКН (с короткозамкнутым ротором). В составе этих серий выпускаются и многоскоростные АД. Двигатели указанных серий отличаются повышенной механической прочностью, большими пусковыми моментами при сравнительно небольших пусковых токах, хорошими динамическими показателями. Крановые и металлургические АД новой серии 4МТ отличаются улучшенными технико-экономическими показателями работы, расширенной шкалой мощностей, более высоким уровнем стандартизации.

Основной областью применения АД вплоть до недавнего времени являлся нерегулируемый ЭП. В последние годы в связи с разработкой и Серийным выпуском электротехнической промышленностью тиристорных преобразователей частоты и напряжения стали создаваться регулируемые асинхронные ЭП с характеристиками, не уступающими по своим показателям ЭП постоянного тока. Применение таких ЭП в,силу определенных преимуществ АД представляет собой прогрессивную тенденцию развития автоматизированных ЭП не только в нашей стране, но и за рубежом.

С разработкой и освоением серийного производства мощных силовых полупроводниковых приборов появилась возможность широкого применения мощных преобразователей частоты (ПЧ) для питания обмоток высоковольтных АД. Таким образом, появилась возможность создания регулируемых по скорости мощных высоковольтных асинхронных электроприводов.

Известно, что механические и динамические характеристики, энергетические показатели АД в частотно-регулируемом электроприводе определяются: принятым законом частотного управления, способом частотного управления, алгоритмической и аппаратной реализацией автоматической системы регулирования (АСР) электропривода.

Несмотря на большое количество разработанных и исследованных структур АСР для низковольтных электроприводов, применение их для мощных высоковольтных электроприводов не представляется возможным. Это связано с особенностями высоковольтного электропривода, а именно:

· значительным усложнением непосредственного измерения параметров электропривода;

· условием минимальной асимметрии питающих токов, вытекающей из требования к повышенной энергетике электропривода;

· применением трехфазного двух обмоточного АД, питающегося от двухсекционного преобразователя частоты, вытекающим из условия улучшенных энергетических, регулировочных свойств и способа наращивания выходной мощности.

Кроме перечисленных особенностей необходимо отметить, что значительная часть высоковольтных АД рассчитана на высокие скорости вращения (6000 об/мин и выше), что исключает возможность применения вращающихся на валу АД датчиков.

Таким образом, на основании анализа приведенных законов, способов, технических устройств частотного управления асинхронными электроприводами, можно сделать следующие выводы.

1. Для мощных электроприводов механизмов, работающих с постоянным моментом сопротивления на валу целесообразно применение закона частотного управления с постоянством потокосцепления ротора, отличающегося наивысшей перегрузочной способностью и обеспечивающего наилучшие динамические свойства двигателя.

2. Для мощных электроприводов механизмов, благодаря своим высоким энергетическим показателем и простоте технической реализации целесообразно использовать закон частотного управления по минимуму потерь.

3. Для наращивания мощности электропривода и одновременного повышения его энергетических показателей, используются трехфазные одно-обмоточные двигатели с пространственным сдвигом между трехфазными статорными обмотками, питающимися от трехфазного преобразователя частоты токами (напряжениями) с фазовым сдвигом в 60 эл.град.

4. Известные в настоящее время технические устройства для частотного управления асинхронным электроприводом в полной мере не отвечают требованиям, предъявляемым к мощному высоковольтному электроприводу и им присущи следующие недостатки:

· ограниченная низкоскоростными электроприводами область применения, необходимость изготовления специальной машины или переделка серийной, применение специальных устройств для механического сочленения валов, невозможность применения в запыленных и агрессивных средах, что обусловлено наличием датчиков на валу и внутри машины;

· высокая сложность технической реализации, обусловленная наличием сложных технических устройств: координатного преобразования, фильтров, фазовращателей, функциональных преобразователей, блоков коррекции мгновенного значения частоты;

· наличие большого числа датчиков, осуществляющих высоковольтную гальваническую развязку;

· невысокая надежность, что обусловлено наличием датчиков на валу и внутри машины, высокой сложностью технической реализации блоков АСР, датчиков, осуществляющих высоковольтную гальваническую развязку.

3.2 Техническое описание системы

В основе описания АД при переменной частоте питающей сети лежит общая теория электрических машин.

Основой этого служат уравнения, составленные в фазовых координатах. Особенностью АД является совокупность магнитосвязанных цепей с коэффициентами само- и взаимоиндукции, периодически изменяющимися в функции угла поворота ротора относительно статора. В зависимости от степени насыщения магнитной системы машины, эти коэффициенты могут зависеть еще и от токов во всех обмотках. При записи уравнений в фазовых координатах получают систему дифференциальных уравнений высокого порядка (в трехфазной системе координат число уравнений равно 14) с переменными коэффициентами. Пользоваться такой системой для исследования электромеханических процессов, происходящих в АД не представляется возможным в связи с громоздкостью, наличием переменных коэффициентов, нелинейностью. Дальнейшее упрощение и преобразование исходной системы уравнений основывается на следующем общем методе. При этом уравнения в фазовых координатах преобразуются к уравнениям, выраженным через обобщенные (результирующие) векторы, вводится система относительных единиц для токов, напряжений, потокосцепления, скоростей вращения, частот, моментов, активных, индуктивных сопротивлений. Введение системы относительных единиц упрощает вид уравнений, а выражение переменных через результирующие векторы приводит к виду дифференциальных уравнений, при котором коэффициенты дифференциальных уравнений ненасыщенной машины являются постоянными величинами. Для насыщенной машины необходимо вводить зависимость величин этих коэффициентов от магнитного состояния машины.

После указанных преобразований получают систему дифференциальных уравнений шестого порядка с постоянными коэффициентами, что значительно упрощает описание АД и делает возможным использование этой системы для исследования электромеханических процессов, протекающих в АД. Дальнейшее преобразование полученной системы уравнений сводится к переводу векторов, входящих в уравнение, в различные системы координат (в зависимости от цели решаемой задачи).

При математическом описании АД принят ряд допущений, соответствующих идеализированному представлению АД:

· фазные обмотки симметричны, одинаковы, воздушный зазор по все окружности ротора одинаков;

· не учитываются потери в стали, а также высшие гармоники магнитодвижущей силы и рабочего потока;

· параметры АД постоянны и не зависят от токов в обмотках АД;

Цель проекта сводится к разработке автоматической системы регулирования частоты тока, поступающего на обмотки статора асинхронного электропривода и напряжения питания на базе автономного мостового инвертора тока с трехфазным одно-обмоточным двигателем. При этом автоматическое изменение электрических параметров регулирует механические силы, действующие на привод.

3.3 Анализ существующих средств автоматизации

Известные в настоящее время технические устройства для частотного управления асинхронным электроприводом в полной мере не отвечают требованиям, предъявляемым к мощному высоковольтному электроприводу и им присущи следующие недостатки:

· высокая сложность технической реализации, обусловленная наличием сложных технических устройств: координатного преобразования, векторных фильтров, фазовращателей, функциональных преобразователей, блоков коррекции мгновенного значения частоты;

· наличие большого числа датчиков, осуществляющих высоковольтную гальваническую развязку;

3.4 Обоснование системы автоматического управления

При частотном управлении асинхронными двигателями наиболее часто используются следующие законы: поддержание постоянства потокосцепления статора (Y1=const), поддержание постоянства главного потока машины (Y0=const), поддержание постоянства потокосцепления ротора (Y2=const), и регулирование величины потокосцепления в зависимости от величины нагрузочного момента (Y1, Y0, Y2) =f(M)).

Первый закон реализуется при поддержании постоянного отношения ЭДС статора к угловой частоте поля. Основным недостатком такого закона является пониженная перегрузочная способность двигателя при работе на высоких частотах, что обусловлено увеличением индуктивного сопротивления статора и, следовательно, снижением потокосцепления в воздушном зазоре между статором и ротором при увеличении нагрузки.

Поддержание постоянства главного потока повышает перегрузочную способность двигателя, но усложняет аппаратную реализацию системы управления и требует либо изменений конструкции машины, либо наличия специальных датчиков.

При поддержании постоянного потокосцепления ротора, момент двигателя не имеет максимума, однако при увеличении нагрузки увеличивается главный магнитный поток, приводящий к насыщению магнитных цепей и, следовательно, к невозможности поддержания постоянства потокосцепления ротора.

Общим недостатком законов с поддержанием постоянства потокосцепления являются: низкая надежность, обусловленная наличием датчиков, встраиваемых в двигатель, и потери в стали при работе двигателя с нагрузочным моментом меньше номинального. Эти потери вызваны необходимостью поддержания постоянного номинального потокосцепления в различных режимах работы.

Существенно повысить КПД двигателя можно путем регулирования магнитного потока статора (ротора) в зависимости от величины нагрузочного момента (скольжения). Недостатками такого управления являются низкие динамические характеристики привода, обусловленные большой величиной постоянной времени ротора, из-за чего магнитный поток машины восстанавливается с некоторой задержкой и сложность технической реализации системы управления.

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6