rezumat teza de doctorat. Obreja Claudiu salvat. mic

Rezumatul tezei de doctorat

MINISTERUL EDUCAŢIEI NATIONALE UNIVERSITATEA „VASILE ALECSANDRI”

DIN BACĂU FACULTATEA DE INGINERIE

Calea Mărășești, Nr. 157, Bacău, 600115, Tel./Fax +40 234 580170

http://inginerie.ub.ro, [email protected]

Ing. Claudiu Obreja

CONTRIBUŢII PRIVIND ÎMBUN ĂTĂŢIREA PARAMETRILOR CONSTRUCTIVI ŞI FUNCŢIONALI AI SISTEMELOR MECANICE DE ALIMENTARE CU

SCULE PENTRU MAŞINI UNELTE

-REZUMATUL TEZEI DE DOCTORAT-

Coordonator științific, Prof.univ.dr.ing. Gheorghe Stan

Bacău, 2014

MINISTERUL EDUCAŢIEI NATIONALE

UNIVERSITATEA „VASILE ALECSANDRI” DIN BACĂU

FACULTATEA DE INGINERIE

Nr. / ………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………

Vă facem cunoscut că în data de 24.01.2014 la ora 11 în sala BI 42 corpul B, al Facultăţii de Inginerie, Universitatea “Vasile Alecsandri” din Bacău, va avea loc susţinerea publică a tezei de doctorat cu titlul: “Contribuţii privind îmbunătăţirea parametrilor constructivi şi funcţionali ai sistemelor mecanice de alimentare cu scule pentru maşini unelte ”, elaborată de Domnul inginer Claudiu Florin Obreja, în vederea conferirii titlului ştiinţific de doctor.

Comisia de doctorat este alcătuită din: - Prof. univ. dr. ing. Carol SCHNAKOVSZKY Preşedinte Decan al Facultăţii de inginerie Universitatea „Vasile Alecsandri” din Bacău, România

- Prof. univ.dr. ing. Gheorghe STAN Conducător ştiinţific Universitatea „Vasile Alecsandri” din Bacău, România

- Prof. univ. dr. ing. Dumitru NEDELCU Membru Universitatea Tehnică “ Gh. Asachi” din Iaşi

- Prof. univ. dr. ing. Ionel STAREŢU Membru Universitatea “ Transilvania “ din Braşov

- Prof. univ. dr. ing. Gheorghe BRABIE Membru Universitatea „Vasile Alecsandri” din Bacău, România

Vă trimitem rezumatul tezei de doctorat cu rugămintea de a ne comunica în scris, aprecierile Dumneavoastră.

Cu această ocazie vă invităm să participaţi la susţinerea publică a tezei de doctorat.

RECTOR, Secretar Şcoala de studii Doctorale, Prof. univ. dr. ing. Valentin NEDEFF Ing. Alina Ioana DIACONESCU


Prefaţă

Prezenta teza de doctorat se inscrie pe linia preocupărilor actuale privind îmbunătăţirea

parametrilor constructivi şi funcţionali ai sistemelor de alimentare cu scule ce echipează Maşinile Unelte. Sub acest aspect, cercetările teoretice şi experimentale cuprinse în prezenta lucrare, au fost îndreptate către atingerea obiectivului principal de a minimiza timpii auxiliari de înlocuire a sculelor în timpul proceselor de prelucrare, de către sistemele de alimentare ce echipează Maşinile Unelte.

Lucrarea a fost structurată în 6 capitole ale căror conţinut se prezintă după cum urmează: - în primul capitol, este prezentat un studiu critic asupra stadiului actual al cercetărilor în

domeniu. Pe baza concluziilor obţinute din studiul stadiului actual al cercetărilor, sunt stabilite obiectivele de cercetare urmărite pe parcursul prezentei lucrări;

- în capitolul 2, a fost dezvoltată metoda grafurilor arborescente pe familii de maşini privind sinteza structurală a sistemelor de alimentare cu scule;

- în capitolul 3, a fost analizat teoretic şi stabilit un model matematic specific fiecărui tip de mişcare (liniară şi de rotaţie) din structura unui sistem de alimentare cu scule în scopul stabilirii comportării dinamice în regimurile de accelerare şi decelerare;

- în capitolul 4, este prezentat standul de încercări experimentale precum şi lanţurile de măsură;

- în capitolul 5, sunt prezentate rezultatele celor trei baze de date experimentale obţinute, atât individual cât şi prin comparaţie, privind creşterea vitezelor de deplasare a elementelor mobile şi micşorarea efectelor vibratorii asupra centrului de prelucrare. Au fost făcute de asemenea recomandări punctuale de utilizare a variantei potrivite în funcţie de greutatea sculei şi mărimea maşinii.

Doresc să-mi exprim recunoştinţa faţă de coordonatorul ştiinţific, domnul prof. dr. ing. Gheorghe Stan, pentru îndrumarea competentă şi sprijinul acordat în elaborarea lucrării de faţă. De asemenea, adaug sincere mulţumiri pentru influenţa pozitivă asupra dezvoltării mele personale şi profesionale, prin sfaturile avizate şi situaţiile practice concrete.

Sincere mulţumiri adresez domnului prof. dr. ing. Adrian Ghenadi, pentru sfaturile şi sprijinul acordat pe parcursul elaborării lucrării ştiinţifice.

Pentru îndrumările primite, sprijinul moral şi tehnic, doresc să mulţumesc membrilor din departamentul Ingineria şi Managementul Sistemelor Mecanice din cadrul Facultăţii de Inginerie, Universitatea “ Vasile Alecsandri” din Bacău, în special domnilor prof. dr. ing. Gheorghe Pintilie, prof. dr. ing Valentin Zichil, prof. dr. ing. Vasil e Puiu, conf. dr. ing Liliana Topliceanu şi Ş.l. dr. ing. Aurelian Albu ţ. De asemenea, ţin să mulţumesc colegilor doctoranzi, ing. Paul Butunoi, ing. Cătălina Ciofu, ing. Lucian Mihail ă, ing. Marius Pascu, ing. Marian Funaru , ing. Dragoş Andrioaia , ing. Gheorghe Mustea, ing. Robert Teacă, pentru sfaturile acordate şi timpul petrecut împreună.

Nu în ultimul rând, folosesc această ocazie pentru a mulţumi familiei, soţiei mele Beatrice Andreea şi baiatului meu Tudor Nicolas, care au fost alături de mine şi m-au susţinut pe tot parcursul elaborării acestei teze şi nu numai.

Ing. Claudiu Florin OBREJA


CUPRINS 1. Studiu critic asupra realizărilor actuale privind construcţia şi nivelul de performanţă ale sistemelor automate de alimentare cu scule pentru centre de prelucrare…………………………………………………………………………….

1/1

1.1 Consideraţii privind evoluţia în timp a construcţiei sistemelor de alimentare cu scule a centrelor de prelucrare……………………………………………………

1/1

1.2 Parametrii caracteristici ai sistemelor de alimentare cu scule………………… 2/- 1.3 Structura constructivă a sistemelor de alimentare cu scule……………………. 3/2

1.3.1 Rolul și structura constructivă a sistemelor de alimentare cu scule…… 3/2 1.3.2 Tipuri de sisteme de alimentare cu scule folosite pe plan mondial…… 4/3

1.4 Cercetări teoretice privind soluţiile constructive actuale ale sistemelor de alimentare cu scule…………………………………………………………………

9/-

1.4.1 Clasificarea soluţiilor constructive actuale ale sistemelor automate de schimbare a sculei după componenţa subansamblului………………………..

9/-

1.4.2 Cercetări privind ciclul secvenţial de schimbare a sculelor la centre de prelucrare………………………………………………………………………

13/4

1.5 Stadiul actual al cercetărilor teoretice şi experimentale privind minimizarea timpilor auxiliari de schimbare scule………………………………………………..

15/5

1.5.1 Reducerea timpilor auxiliari prin modul de gestionare a stocării sculelor...

15/-

1.5.1.1 Minimizarea timpulului de schimbare a sculelor în cazul sistemelor de alimentare fără mecanism de schimbare printr-o dispunere optimă a sculelor în magazin utilizănd metoda Algoritmilor Genetici…

15/5

1.5.1.2 Metoda pătratică de minimizare a timpului de schimbare pentru sisteme automate de alimentare fără mecanism de schimbare scule….

17/7

1.5.1.3 Metoda pătratică de minimizare a timpului de schimbare pentru sisteme automate de alimentare cu mecanism de schimbare scule

21/8

1.5.2 Soluţii de reducere a timpilor auxiliari prin modul de organizare a fluxului tehnologic……………………………………………………………

24/9

1.5.2.1 Minimizarea timpului de schimbare a sculelor la sisteme de alimentare fără mecanism de schimbare utilizând metoda grafurilor ponderate…………………………………………….………………

24/9

1.5.2.2 Metoda euristică de minimizare a numărului de schimări de sculă din magazin pentru magazine cu capacităţi mici de stocare.....

25/-

1.6 Concluzii……………………………………………………………………… 28/10 1.6.1 Concluzii asupra stadiului actual privind construcţia şi nivelul de

preformanţă ale sistemelor automate de alimentare cu scule pentru centre de prelucrare…………………………………………………………………...

28/10

1.6.2 Aprecieri critice și identificarea direcțiilor de dezvoltare…………….. 29/10 2. Cercetări privind sinteza structurală a sistemelor de alimentare cu scule la mașini unelte prin metoda grafurilor arborescente în vederea reducerii timpului de schimbare a sculei………………………………………………………………………

30/11

2.1 Cercetări privind reducerea timpului de schimbare a sculei utilizând metoda grafurilor arborescente………………………….…………………....................

30/11

2.2 Minimizarea numărului de mişcări ale sistemelor de alimentare cu scule ce 31/12


echipeză centrele de prelucrare de alezat şi frezat în vederea minimizării timpului de schimbare a sculelor................................................................................

2.2.1 Caracteristicile topologice şi de mişcare ale centrului de prelucrare de alezat şi frezat....................................................................................................

31/-

2.2.2 Reprezentarea centrului de prelucrare de alezat și frezat prin intermediul grafurilor arborescente...................................................................

33/13

2.2.3 Generalizarea grafului arborescent............................................................ 34/- 2.2.4 Configuraţiile grafurilor arborescente cu 9 noduri şi 8 linii de la centrul

de prelucrare de alezat și frezat.......................................................................... 34/-

2.2.5 Specializarea grafurilor arborescente obţinute......................................... 40/13 2.2.6 Configurația finală a structurilor sistemelor de alimentare cu scule de la

centrul de prelucrare de alezat și frezat.............................................................. 41/15

2.3 Concluzii............................................................................................................... 43/16 3. Contribuții teoretice privind realizarea modelului dinamic al sistemului de alimentare cu scule...........................................................................................................

44/16

3.1 Analiza funcțională a sistemului de alimentare cu scule propus în vederea modelării dinamice......................................................................................................

44/16

3.2 Descrierea metodei de modelare dinamică a sistemului de alimentare cu scule propus utilizând ecuatiile lui Lagrange de speţa a 2-a............................................

45/17

3.2.1 Metode de generare a ecuațiilor comportării dinamice bazată pe formalismul Lagrange.........................................................................................

47/17

3.2.2 Modificarea ecuației de mișcare a MSAS după variabila q3 în funcţie de numărul de scule manipulate .............................................................................

52/19

3.3 Particularizarea ecuaţiilor de echilibru dinamic în cazul mecanismului de alimentare cu scule acţionat cu motoare hidraulice liniare şi oscilante......................

53/19

3.3.1 Particularizarea ecuaţiilor de echilibru dinamic pentru coordonatele robot q2 şi q4 (mişcări de translaţie)...................................................................

53/19

3.3.2 Particularizarea ecuaţiilor de echilibru dinamic pentru coordonatele robot q1 şi q3 (mişcări de rotaţie)........................................................................

54/20

3.4 Determinarea legilor de variaţie a parametrilor cinematici (spaţiu, viteza, acceleraţie) pentru mişcările aferente sistemului de alimentare cu scule.............

56/20

3.4.1 Scrierea ecuațiilor de echilibru dinamic corespunzătoare mișcării din fiecare cuplă motoare.........................................................................................

56/20

3.4.2. Determinarea legilor de variație a parametrilor cinematici ai mișcării mecanismului după fiecare grad de libertate........................................................

57/21

3.5 Concluzii................................................................................................................ 58/22 4. Standul de încercări şi lanţurile de măsură folosite................................................... 60/23 4.1 Standul de cercetări experimentale........................................................................ 61/24 4.2 Aparatura de măsură folosită................................................................................. 65/26 4.2.1 Lanţul de măsură şi achiziţie de date a parametrilor cinematici variabili

în timp ai elementului mobil............................................................................... 65/-

4.2.2 Lanţul de măsură şi achiziţie de date a vitezei variaţiei amplitudinii vibraţiilor la nivelul structurii.............................................................................

67/-

4.2.3 Lanţul de măsură şi achiziţie de date a variaţiei presiunii la deplasarea elementului mobil...............................................................................................

68/-

4.3 Calibrarea şi etalonarea aparatelor de măsură...................................................... 69/- 4.3.1 Calibrarea şi etalonarea lanţului de măsură şi achiziţie de date a

parametrilor cinematici ce variază în timp pentru elementul mobil .............. 69/-


4.3.2 Calibrarea şi etalonarea lanţului de măsură şi achiziţie de date a vitezei de variaţie a amplitudinii vibrațiilor la nivelul structurii................................

71/-

4.3.3 Calibrarea şi etalonarea lanţului de măsură şi achiziţie de date a variaţiei presiunii în instalaţie...........................................................................................

71/-

4.4 Metodologia de realizare a încercărilor experimentale......................................... 72/- 5. Analiza experimentală a variaţiei regimului tranzitoriu al elementului mobil........ 77/27 5.1 Rezultatele încercărilor experimentale pentru cazul în care regimul tranzitoriu al

elementului mobil se realizează din construcţia cilindrului......................................... 77/28

5.1.1 Rezultatele obținute la debit variabil și sarcină constantă amplasată axial 77/28 5.1.2 Rezultatele obținute la debit constant și sarcină variabilă amplasată axial 86/32 5.1.3 Rezultatele obținute la debit variabil și sarcină constantă de 18,7 [kgf]

amplasată excentric............................................................................................. 87/33

5.1.4 Rezultatele obținute la debit variabil și sarcină constantă de 26,4 [kgf] amplasată excentric.............................................................................................

91/34

5.1.5 Concluzii.................................................................................................... 93/35 5.2 Rezultatele încercărilor experimentale pentru cazul în care regimul tranzitoriu

al elementului mobil se realizează cu valvă de decelerare....................................... 95/36

5.2.1 Rezultatele obținute la debit variabil și sarcină constantă amplasată axial 95/36 5.2.2 Rezultatele obținute la debit constant și sarcină variabilă amplasată axial 97/37 5.2.3 Rezultatele obținute la debit variabil și sarcină constantă de 18,7 [kgf]

amplasată excentric.............................................................................................. 100/39

5.2.4 Rezultatele obținute la debit variabil și sarcină constantă de 26,4 [kgf] amplasată excentric..............................................................................................

102/40

5.2.5 Concluzii..................................................................................................... 104/41 5.3 Realizarea încercărilor experimentale şi interpretarea rezultatelor obţinute

pentru cazul în care regimul tranzitoriu al elementului mobil se realizează cu distribuitor de urmărie și unghi de înclinare a camei de 1º.................................

105/42

5.3.1Rezultatele obținute la debit variabil și la sarcină constantă amplasată axial......................................................................................................................

105/42

5.3.2 Rezultatele obținute la debit constant și sarcină variabilă amplasată axial 108/43 5.3.3 Rezultatele obținute la debit variabil și sarcină constantă de 18,7 [kgf]

amplasată excentric.............................................................................................. 111/44

5.3.4 Rezultatele obținute la debit variabil și sarcină constantă de 26,4 [kgf] amplasată excentric..............................................................................................

113/45

5.3.5 Concluzii 115/46 6. Concluzii finale, recomandări şi contribuţii originale 117/47 6.1 Concluzii finale şi recomandări 117/47 6.2 Contribuţii originale 119/49 6.3 Valorificarea cercetărilor realizate 51

Observații: Numerotarea capitolelor, figurilor, relațiilor matematice și tabelelor utilizate în rezumatul lucrării sunt cele corespunzătoare tezei de doctorat.


1

1. STUDIU CRITIC ASUPRA REALIZ ĂRILOR ACTUALE PRIVIND CONSTRUCŢIA ŞI NIVELUL DE PERFORMAN ŢĂ ALE SISTEMELOR

AUTOMATE DE ALIMENTARE CU SCULE PENTRU CENTRE DE PRELUCRARE

1.1 Consideraţii privind evolu ţia în timp a construcţiei sistemelor de alimentare cu scule a

centrelor de prelucrare

Sistemele automate de alimentare cu scule s-au dezvoltat odată cu apariţia conceptului de centru de prelucrare, fapt localizat imediat după anul 1955 [16,17]. Ca urmare a dezvoltării industriei prelucrătoare, constructorii de centre de prelucrare au adus numeroase îmbunătăţiri acestor sisteme pe parcursul anilor, [25, 29, 33, 47, 54, 64]. Se poate afirma că din gama maşinilor unelte transformate în centre de prelucrare, cele mai răspândite în construcţia de maşini din ţară, şi pe plan mondial sunt maşinile de frezat şi mașinile de alezat.

O evoluție în timp a sistemelor de alimentare cu scule parcurge următoarele trei etape: 1) Perioada 1955 - 1980. Sistemele de alimentare cu scule din această perioadă aveau timpul

mediu de schimbare de 11 [s], și se caracterizau prin [79, 80, 89, 92, 102]:

- acţionare electromecanică;

- utilizarea mâinii simple pe principiul camă-tachet de schimbare a sculei;

- masa mare a elementelor în mișcare, de unde consecinţa unei dinamici slabe şi realizarea unor viteze mici de deplasare;

- număr redus de scule, datorită utilizării magazinelor tip disc;

- gestiune fixă a sculelor (cu codificarea locaşelor), având drept consecinţă un timp mare de căutare a sculei.

2) Perioada 1980 - 1990. În această perioadă timpul mediu de schimbare sculă la sculă era de 7 [s], remarcându-se următoarele evoluţii [105, 111, 113, 115, 117, 147]: utilizarea posturilor de aşteptare;

- mecanismele de înlocuire a sculelor devin mai suple;

- se extinde acţionarea mecano-hidraulică;

- se introduce codificarea sculei, ceea ce duce la scurtarea timpului de căutare a sculei;

- se generalizează mâna mecanică dublă;

- se extinde capacitatea de schimbare a magazinelor prin utilizarea magazinelor tip lanţ.

3) Perioada 1990 - prezent. În această perioadă s-a ajuns la un timp mediu de schimbare de 4 [s] al sistemelor de alimentare cu scule, perioadă ce se caracterizează prin [2, 8, 10, 23, 27, 31]:

- la centrele de prelucrare mari, locul de schimbare al sculei este variabil şi se deplasează în funcţie de poziţia arborelui principal;

- evoluţia ansamblului mână mecanică către o dinamică mai bună, respectiv: realizarea echilibrării maselor elementelor în mişcare și îmbunătățirea regimurilor tranzitorii la accelerare şi decelerare;


2

- se extind tipurile de magazine de scule modulare, interschimbabile, având capacităţi flexibile pentru aceiaşi maşină.

În urma acestei analize cu privire la evoluţia sistemelor de alimentare cu scule se poate observa că perfecţionarea acestora a fost o prioritate a principalilor producători de centre de prelucrare în ceea ce priveşte creşterea producţiei pe seama reducerii timpilor auxiliari. În acest scop cercetarea desfășurată în această lucrare poate prezenta interes pentru constructorii de centre de prelucrare, rezultatele contribuind la completarea unei baze științifice în domeniu.

1.3 Structura constructivă a sistemelor de alimentare cu scule

1.3.1 Rolul și structura constructivă a sistemelor de alimentare cu scule Pentru prelucrarea unei piese prin operaţia de aşchiere se utilizează un număr de scule diferite utilizate într-o anumită succesiune [2, 3, 10, 27]. Operaţia auxiliară de schimbare a sculelor din cadrul proceselor de prelucrare se realizează cu ajutorul sistemelor de alimentare cu scule [19, 22, 25, 29, 35, 40]. Rolul sistemelor de alimentare cu scule este de a micşora timpul total de prelucrare a semifabricatelor prin automatizarea procesului tehnologic [97, 98, 114, 134]. Sistemul de alimentare cu scule este un lanţ cinematic auxiliar din componenţa centrelor de prelucrare, ce are rolul de a înlocui sculele din/în arborele principal ce ies sau intră în procesele de prelucrare şi de a le transporta în magazinul de scule [93, 131, 147]. Sistemele de alimentare pot avea diverse configuraţii în funcţie de subansamblurile componente ale acestora. Fig.1.1 prezintă un centru de prelucrare echipat cu un sistem de alimentare a cărui structură înglobează numărul maxim de subansamble ce se pot regăsi într-un sistem de alimentare cu scule [41, 56, 60, 81, 149]:

Fig.1.1 Sistem de alimentare cu scule ce echipează centrul de prelucrare vertical prin frezare unde [5]:

Ms –mecanism de schimbare scule, Pa-post de aşteptare, Mt-mecanism de transfer scule, Ma-magazin de scule, A.P.-arbore principal, M-masa de prelucare

- magazinul de scule (Ma) are rolul de a stoca sculele ce sunt utilizate în cadrul procesului

tehnologic. În funcţie de poziţia arborelui principal, axa sculelor din magazinul de scule poate fi paralelă sau perpendiculară cu acesta;

- mecanismul de transfer (Mt) are rolul de a scoate şi transfera sculele din/în magazinul de scule. De cele mai multe ori aceste mecanisme execută mişcarea de transfer a sculelor din


3

magazin în postul de aşteptare (Pa) sau invers, în timpul proceselor de prelucrare, fără ca timpul total de prelucrare a semifabricatului să crească;

- postul de aşteptare (Pa), are rolul de a scurta traseul magazin - ax principal, astfel scula așteaptă într-o poziţie intermediară în vederea înlocurii acestora în arborele principal;

- mecanismul de înlocuire scule (Ms) are rolul de a înlocui sculele din/în arborele principal în postul de așteptare (Pa). Această mişcare de schimbare a sculei nu se suprapune cu timpul de așchiere a mașinii. De remarcat este faptul că mișcările auxiliare de schimbare a sculei din postul de așteptare (Pa) și mecanismul de trasfer (Mt), ca și procesul de căutare a sculei în magazin (Ma), se fac suprapus cu timpul de prelucrare a mașinii. În acest fel, timpul de schimbare a sculei nu este influențat la centrele de prelucrare care au în structură mecanism de transfer (Mt) și post de așteptare (Pa) astfel că acestea vor avea caracteristici superioare (timp de schimbare sculă/scule foarte mic). Schimbarea sculelor în arborele principal se poate face la punct fix sau la punct variabil.

1.3.2 Tipuri de sisteme de alimentare cu scule utilizate pe plan internaţional

Fig.1.2 Sistem de alimentare cu scule produs de firma

Sidepalsa (Spania) [157, 178]: 1-mecanism de schimbare scule, 2- magazin de scule

tip lanţ

Fig.1.3 Sistem de alimentare cu scule produs de firma Gifu (Japonia) [169]:

1-mecanism de schimbare scule, 2- arbore principal, 3-magazin de scule tip lanţ, 4-masa de prelucrat

Fig. 1.4 Sistem modular de alimentare cu scule

produs de firma Aenya/(Japonia) [165] Fig. 1.7 Sistem de alimentare cu scule pentru centrul

de prelucrare prin frezare [174]:

4

1

2

3

1 2

3

5

4

6


4

1-Magazin tip disc; 2.-Mecanism de schimbare scule, 3-Mecanism de transfer scule

1-ghidaj cilindric; 2-cilindru hidraulic; 3- motor electric; 4-rulment radial; 5-sculă; 6-bolţ (antrenor);

Fig. 1.8 Sistem de alimentare cu scule tip „coş”produs de firma Chiron (Germania) [167]: 1-sculă, 2-sistem de pârghii articulate, 3-cilindru pneumatic de actionare, 4-arbore principal

Fig. 1.9 Influenţa greutăţii sculei manipulate asupra timpului de schimbare

În urma analizei caracteristicilor sistemelor de alimentare cu scule prezentate de cele patru mari companii se evidenţiază faptul că acţionarea hidraulică este cea mai des utilizată, dar şi faptul că greutatea sculei influentează timpul de schimbare, fig.1.9. Pe lângă aceste tipuri de soluţii constructive, cel mai des întălnite în structura centrelor de prelucrare pe plan internaţional, unele companii specializate în domeniul prelucrărilor prin aşchiere au implementat sisteme de alimentare specifice structurii maşinii. 1.4.2 Cercetări privind ciclul secvenţial de schimbare a sculelor la centre de prelucrare

În urma cercetărilor realizate cu privire la ciclul de schimbare a sculelor la centrele de prelucrare, deşi acestea sunt diferite, funcţie de tipul sistemului de alimentare şi de modul de amplasare în structura centrului, ciclul de schimbare parcurge în general următoarele faze [8]:

- mişcarea pregătitoare de aducere a sculei într-o poziţie intermediară de aşteptare;

- schimbarea propriu-zisă a sculei;

- mişcarea de întoarcere a sculei (care şi-a terminat faza de lucru) în magazin.

0

5

10

15

20

25

30

35

40

0 5 10 15 20

Sidepalsa

Aeny

Gifu

Makino

Timp de schimbare [s]

Greutatea sculei [kg]


5

A) Ciclul de schimbare a sculelor cu sistem de schimbare (magazin disc şi mână mecanică simplă) ce echipează centrul de frezat cu ax

vertical produs de firma Leadwel

B) Ciclul secvenţial de schimbare a sculelor cu sistem de schimbare (magazin tip lanţ şi mână mecanică dublă) ce echipează centrul de frezat cu ax orizontal produs de firma Makino

Fig.1.15 Ciclul secvenţial de schimbare a sculelor la

centrul de prelucrare cu ax vertical produs de firma Feeler Taiwan [168], M - magazin de scule, Ms - Mână mecanică simplă,

A.P - arbore principal

Fig.1.16 Ciclul secvenţial de schimbare a sculelor la

centrul de frezat cu ax orizontal produs de firma Makino, Germania [174],

M - magazin de scule tip lanţ, Ms - mână mecanică dublă, A.P. - arbore principal

C) Ciclul de schimbare a sculelor cu sistem de schimbare (magazin disc şi mână mecanică

dublă) la centrul de prelucrare prin frezare cu arborele orizontal produs de firma Mandelli

(Italia)

D) Ciclul de schimbare a sculelor cu sistem de schimbare (magazin tip disc mobil fără braţ de

schimbare scule) la centrul de prelucrare orizontal produs de firma Dekel

Fig.1.17 Ciclul secvenţial de schimbare a sculei la centrul de prelucrare

produs de firma Mandelli, Italia [175], Ms-mecanism de schimbare înclinat la 450, M-magazin de scule tip disc, A.P-arbore principal

Fig.1.18 Ciclul de schimbare a sculelor la centrul de prelucrare orizontal cu magazin mobil fără mecanism de transfer produs de firma Dekel, Germania [164],

M-magazin de scule tip disc, A.P- arbore principal, S-sculă

1.5 Stadiul actual al cercetărilor teoretice şi experimentale privind minimizarea timpilor

auxiliari de schimbare scule

1.5.1.1 Minimizarea timpulului de schimbare a sculelor în cazul sistemelor de alimentare fără mecanism de schimbare printr-o dispunere optimă a sculelor în magazin utilizănd metoda

Algoritmilor Genetici

În vederea minimizări timpului total de schimbare a sculelor a fost implementată de Turkay

1

2 6

10

3

4

5

7

9 11 12

13

Ms

M

A.P

Ms

AP M 1 2 3 4


6

şi Huseyn în 2000, o metodă de optimizare pe baza algoritmilor genetici. Metoda Algoritmilor Genetici provine din observaţiile lui Darwin despre populaţii „Teoria evoluţionistă” [129],. Metoda Algoritmilor Genetici presupune menţinerea unei populaţii de indivizi pe care se aplică operatori genetici [3, 129].

Problema pe care o ridică cercetătorii este găsirea unei variante optime de dispunere a sculelor în magazin utilizând metoda algoritmilor genetici astfel încât să se minimizeze timpul total de indexare a magazinului.

Se consideră un magazin de 10 scule utilizate în 12 operaţii: O1, O2, O3, O4, O5, O6, O7, O8, O9, O10, O11, O12. Trebuie găsită dispunerea optimă în magazin având ordinea de intrare a sculelor pentru prelucrarea următoare: T10, T9, T3, T5, T4, T6, T7, T8, T2, T1, T10, T8. Timpul de la o indexare la alta, respectiv dintre două scule succesive, este de 1 [s].

Fig.1.19 Numărul sculelor este egal cu numărul locaşurilor din magazin [129]

Fig.1.20 Numărul de scule este mai mic decât numărul locaşurilor din magazin [129]

Fig.1.21 Numărul de scule este mai mare decât numărul locaşurilor din magazin [129]

Etapele parcurse în vederea optimizării prin metoda algoritmilor genetici (pseudocod A.G.) sunt următorii:

1. Iniţializare – obţinerea celor 200 de indivizi, în mod aleatoriu; 2. Obţinerea de generaţii prin încrucişare, respectiv un număr de 400 (obţinerea de încă 200 de

generaţii), eventual reparare; 3. Evaluarea celor 400 de generații; 4. Sortarea şi păstrarea celor mai buni 200 indivizi; 5. Scrierea celui mai bun individ.

Evaluarea fiecărui cromozom se face cu ajutorul funcţiei obiectiv, [44] :

∑−

=

+−=1n

1i

|)))1i(op(gene(INO))i(opr(neINO(ge|f (1.1)

în care:


7

- INO[k] este poziţia în magazin a sculei k; - gene[j] este scula destinată prelucrării j; - opr[i] este operaţia programată pe locul i în prelucrare. Metoda nu are o constrângere fundamentală în funcția obiectiv, ceea ce poate conduce la introducerea unor erori. O astfel de constrângere se referă la minimizarea indexării magazinului, prin alegerea rotaţiei de lungime minimă:

1ni12

M|)))1i(opr(gene(INO)))i(opr(gene(INO| −≤≤∀≤+− (1.3)

în care M reprezintă capacitatea magazinului.

1.5.1.2 Metoda pătratică de minimizare a timpului de schimbare pentru sisteme automate de alimentare fără mecanism de schimbare scule

O metodă euristică (metoda pătratică) de optimizare a ordinii de dispunere a sculelor în magazin a fost implementată de Niemi E., care, în urma utilizării acestei metode, a minimizat timpul auxiliar (timpul total de indexare al magazinului) cu până la 60% pentru magazine cu capacităţi mari de stocare (>100 scule) bazându-se pe noi principii de funcționare [93, 94]. Funcţia obiectiv reprezintă suma totală a distanţelor de deplasare a tuturor sculelor posibile, fiind descrisă de următoarea relație, [93]:

� = ��

� �

� �

��

�� (1.4)

�� = �0, ��î��ş��ăî� !��ţ��#1, ��î��ş��ăî� !��ţ��# Şi analog pentru ��. în care: i, j - indicele sculei; k,l -indicele poziţiei sculei; M - numărul de scule; N - numărul de poziţii din magazin; iar ��(��) sunt deciziile binare variabile care determină dacă scula i(j) a ajuns în poziţia

k(l).

(1.5)

a) Magazin tip disc fără mecanism de schimbare automată a sculei cu poziţia fixă a sculei în magazin.

Fig.1.22 Valorile obţinute pentru patru magazine cu capacităţi de stocare diferite [93]

Îmbu

nătăţ

ire

Dep

lasa

re m

agaz

in

Capacitate magazin


8

b) Magazin tip disc fără braţ de schimbare automată a sculei și fără restricţie asupra locaşului.

Fig 1.23. Rezultate obţinute în urma optimizării pentru

magazin cu diferite restricţii de funcţionare. Distribuţie uniformă a sculelor în procesul de prelucrare

[93]

Fig.1.24. Rezultate obţinute în urma optimizării pentru magazin cu diferite restricţii de funcţionare. Distribuţie exponenţială a sculelor în procesul de

prelucrare [93]

1.5.1.3 Metoda pătratică de minimizare a timpului de schimbare pentru sisteme automate de alimentare cu mecanism de schimbare scule

Fig 1.25. Ciclograma de funcţionare a sistemului automat

cu funcţionare în paralel [94]

Fig.1.26 Ciclograma de funcţionare a sistemului automat cu funcţionare în serie [94]

Metoda de optimizare pătratică începe cu analizarea tuturor soluţiilor posibile de schimbare a perechilor de scule din magazin. Aşadar, se urmăreşte minimizarea timpului de aşteptare a maşinii, parametrul optimizat prin simularea întregului ciclu de schimbare. Utilizarea fiecărei noi dispuneri se obține prin schimbarea locației a două scule din magazin. Ordinea sculelor care dă cea mai mică valoare a timpului de aşteptare este utilizată din nou ca soluţie iniţială. Ciclul de optimizare se repetă până când nu se obţin soluţii mai bune. Procedura a fost repetată de cinci ori avînd ca soluţii ini ţiale o dispunere aleatoare a sculelor în magazin


9

Fig.1.27 Media timpului de aşteptare și îmbunătăţirea obţinută pentru un sistem automat de schimbare cu

funcţionare în paralel [94]

Fig.1.28 Media timpului de aşteptare şi îmbunătăţirea obţinută pentru un sistem automat de

schimbare cu funcţionare în serie [94] 1.5.1 Soluţii de reducere a timpilor auxiliari prin modul de organizare a fluxului tehnologic

1.5.2.1 Minimizarea timpului de schimbare a sculelor la sisteme de alimentare fără mecanism de schimbare utilizând metoda grafurilor ponderate Cercetările realizate în vederea minimizării timpului de schimbare a sculelor au condus către o metodă de optimizare prezentată de Ecker şi Gupta în 2004, [27]. Cercetătorii prezintă un algoritm de minimizare a timpului total auxiliar ceea ce duce implicit la reducerea timpului de prelucrare prin alegerea optimă a operaţiilor succesive din cadrul prelucrării. Se ţine cont în abordarea problemei de sculele utilizate şi poziţia acestora în magazin.

Fig 1.29 Două posibilităţi de alegere a ordinii executării operaţiilor de prelucrare [27] În partea dreaptă se alege ordinea operațiilor tehnologice T2, T1, T3, T5, T4 cărora le corespund sculele t2, t1, t1, t2, t3, ceea ce înseamnă un timp total de schimbare a sculelor egal cu 14 [s] (2+2+2+4+4). În urma evaluări grafului, având ca prioritate minimizarea timpului de schimbare a sculelor, se alege varianta în care timpul total de schimbare a sculelor este mai mic. Totodată, se observă că la întocmirea matricei apare o eroare, respectiv timpul de schimbare între aceleaşi două scule este diferit chiar dacă sculele îşi păstrează poziţia fixă în locaş.

Îmbu

nătăţ

ire

Dep

lasa

re

mag

azin

Capacitate

magazin

Îmbu

nătăţ

ire

Dep

lasa

re

mag

azin

Capacitate

magazin


10

1.6 Concluzii

1.6.1 Concluzii asupra stadiului actual privind construcţia şi nivelul de preformanţă ale sistemelor automate de alimentare cu scule pentru centre de prelucrare În urma unei analize atente cu privire la stadiul actual al cercetărilor în domeniul sistemelor de alimentare cu scule se pot remarca direcţiile în care proiectanţii, constructorii şi cercetătorii au adus cele mai multe îmbunătăţiri şi anume:

- Creşterea numărului de scule înmagazinate prin utilizarea magazinelor cu transportor tip lanţ.

- Eliminarea mâinii mecanice simple, şi a mecanismelor de transfer care să aducă scula din zona magazinului în perimetrul de aşteptare, această operaţie fiind executată de mâna mecanică dublă.

- Mâna mecanică şi acţionarea ei fac parte din categoria „manipulatori” cu comandă secvenţială.

- Toate soluţiile constructive sunt compuse din mişcări de rotaţie şi translaţie ce au la bază un sistem de ghidare şi un sistem de acţionare. Partea de ghidare la soluţiile prezentate este realizată prin frecarea de rostogolire în procent de 90% (rotaţie prin rulmenţi, iar cele de translaţie prin ghidaje liniare). Acţionarea este realizată: hidraulic, în procent de 80%, cu predilecţie în cazul sculelor cu o greutate mai mare de 10 [kgf]; pneumatic, în procent de 10-15 % pentru scule cu greutăţi mici sub 10 [kgf] datorită presiunii mici întâlnite la acţionarea pneumatică, de maxim 9 bari; şi electromecanic, în procent de 5 %, mecanisme cu camă sau motor şi mecanisme intermediare (reductoare, pinion cremalieră, şurub cu bile).

- Deplasările elementelor mobile ce compun sistemele de alimentare cu scule se realizează în intervale de timp mici, ceea ce implică valori mari ale regimulului tranzitoriu de accelerare, respectiv decelerare. Deplasările elementelor se desfăşoară după un ciclu fix, unde fiecare mișcare are o traiectorie prestabilită.

- Gama vitezelor realizate de elementele mobile ale mecanismele de schimbare a sculei se încadrează în intervalul 0,6 ÷ 2,5 rad/s, la mișcările de rotație și în intervalul 0,2 ÷ 0,7 m/s, pentru mişcarea de translaţie, depinzând de greutatea maximă a sculei specifică fiecărui centru de prelucrare.

- Încercarea de comasare în căruciorul mâinii mecanice a tuturor motoarelor hidraulice de acţionare a fiecarei mişcari în parte a mecanismului de schimbare scule.

- Cuplele utilizate frecvent în construcţia mecanismului de schimbare scule sunt de rotaţie (motoare hidraulice oscilante) şi cuple de translaţie modernizate (motoare hidraulice liniare).

- Braţul dublu este prevăzut la capete cu degete bilaterale, a căror blocare este mecanică (arcuri și zăvoare), ceea ce conferă un plus de siguranţă contra desprinderii întâmplătoare a sculei şi evitarea accidentelor.

- Ciclul secvenţial de schimbare este diferit, funcţie de tipul sistemului de alimentare şi de modul de amplasare al acestuia în structura centrului. Totuşi, acesta parcurge în general următoarele faze: mişcarea pregătitoare de aducere a sculei într-o poziţie intermediară de aşteptare, schimbarea propriu-zisă a sculei, mişcarea de întoarcere a sculei (care şi-a terminat faza de lucru) în magazin.


11

1.6.2 Aprecieri critice și identificarea direcțiilor de dezvoltare Pe baza unor obsevații atente se poate arăta totuși că în domeniul sistemelor de alimentare cu scule se înregistrează unele aspecte studiate insuficient:

- Cercetarea teoretică nu abordează micșorarea timpului de schimbare a sculei prin mărirea vitezei fiecărei faze de schimbare din structura ciclogramei sistemului de alimentare;

- Cercetările în domeniu arată că micșorarea timpului de schimbare a sculelor la centrele de prelucrare actuale s-a realizat doar prin prisma reorganizării fluxului tehnologic și prin gestionarea stocării sculelor;

- Tipul constructiv de sistem de alimentare cu scule pentru o anumită mașină unealtă nu este corelat cu condițiile tehnologice și de gabarit ale mașinii;

- Nu s-a realizat o sistematizare a soluțiilor constructive existente în prezent pe familii de mașini;

- Nu s-au stabilit clar direcțiile de acțiune în cercetarea și proiectarea acestora, în vederea îmbunătățirii celor doi parametrii importanți: minimizarea timpului de schimbare și creșterea greutății maxime a sculelor ce pot fi manipulate;

- Metodele de optimizare prezentate de cercetători cu privire la minimizarea timpului de schimbare prezintă câteva neajunsuri: sfera restrânsă privind aplicarea lor; condițiile inițiale impuse pentru aplicarea lor exced de multe ori cadrului real al aplicației; impunerea inițială a condițiilor de cunoaștere a pieselor ce urmează a fi prelucrate.

Drept urmare, ca rezultat al celor prezentate mai sus, pot fi definite direcţiile de cercetare şi stabilite obiectivele tezei de doctorat. Obiectivul principal îl constituie minimizarea timpului de schimbare a sculei prin:

1. Cercetarea mecanismelor de schimbare a sculei pe familii de mașini; 2. Optimizarea schemei structurale având la bază configurația mașinii-unelte de bază și

găsirea unei ciclograme optimale în vederea minimizării numărului de faze de ciclograme de schimbare;

3. Creșterea vitezelor elementelor mobile din structura mecanismelor de schimbare scule prin optimizarea regimului de decelerare.

2. CERCETĂRI PRIVIND SINTEZA STRUCTURAL Ă A SISTEMELOR DE ALIMENTARE CU SCULE LA MA ȘINI UNELTE PRIN METODA

GRAFURILOR ARBORESCENTE ÎN VEDEREA REDUCERII TIMPUL UI DE SCHIMBARE A SCULEI

2.1 Cercetări privind reducerea timpului de schimbare a sculei utilizând metoda grafurilor

arborescente

În scopul reducerii timpului total de schimbare a sculelor de către sistemele de alimentare cu scule ce echipează maşinile – unelte, se poate interveni asupra schemei constructive a acestora [12, 19, 69, 70, 99, 116]. Una din soluţiile de minimizare a timpului total de schimbare a sculei poate fi realizată prin reducerea la minim a mișcărilor pe care sistemele de alimentare cu scule trebuie să le execute în vederea schimbării sculelor din magazin în arborele principal sau în cadrul mecanismelor auxiliare


12

ce compun sistemul de alimentare (post de asteptare, mecanism de transfer) şi invers.

Fig.2.1 Schema logică de minimizare a numărului de mişcări efectuate de sistemele de alimentare cu scule aplicând teoria grafurilor arborescente [99]

2.2 Minimizarea numărului de mişcări ale sistemelor de alimentare cu scule ce echipeză centrele de prelucrare de alezat şi frezat în vederea minimizării timpului de

schimbare a sculelor

Fig.2.2 Sistem de alimentare cu scule [99],

1-arbore de alezat şi frezat, 2-masa de prelucrat, 3-mecanism de schimbare scule,

4-magazin de scule tip lanţ, 5-batiu.

Fig.2.3 Ciclograma de schimbare a sculelor de către sistemul de alimentare ce echipează centrul de prelucarare de alezat şi frezat

[96], [99]

Ţinând cont de faptul că, din gama centrelor de prelucrare ce sunt echipate cu sisteme de alimentare cu scule, cele care au traseul cel mai mare între magazin și axul principal sunt cele de alezat şi frezat, acestora le-a fost aplicat acest algoritm de optimizare pe baza teoriei grafurilor arborescente în vederea reducerii timpului de schimbare a sculei.

X

Y Z

W

1

3

2

5

4


13

2.2.2 Reprezentarea centrului de prelucrare de alezat și frezat prin intermediul grafurilor arborescente

Fig.2.4 Graful arborescent specializat al centrului de

prelucrare de alezat şi frezat echipat cu sistem de alimentare cu scule [99]

Fig.2.5 Graful arborescent generalizat [99]

În scopul minimizării numărului de mișcări executate de sistemul de alimentare scule se elimină câte un nod din graful arborescent generalizat conform fig.2.5 (unde cu x este marcat nodul eliminat astfel încât numărul de mișcări este minimizat), și în continuare se va considera că centrul de prelucrare studiat este realizat cu 9 noduri. Ţinând cont de constrângerile topologice ce rezultă din analiza centrului de prelucrare de alezat şi frezat, au fost selectate din variantele de grafuri arborescente cu 9 noduri doar variantele ce corespund în tabel, pozițiile 8, 16, 19, 23, 27, 38, respectiv cele din fig.2.6.

Fig.2.6 Grafuri arborescente generalizate selectatedupă aplicarea constrâgerilor topologice [99]

2.2.5 Specializarea grafurilor arborescente obţinute Funcţia de generare J(x) a combinaţiilor de cuple pentru mecanisme cu până la 4 elemente este [5], [30]: &(�' = � ( �) ( �* (2.3) unde: x= R+T+C+B Rezultă: &(�' = + ( , ( - ( . ( 2+- ( 2+, ( 2+. ( 2-, ( 2-. ( 2,. ( +) ( ,) ( -) ( .)( 6+-, ( 6+-. ( 6+,. ( 6-,. ( 3+-) ( 3+,) ( 3+.) ( 3-,) ( 3-.)( 3,.) ( 3+)- ( 3+), ( 3+). ( 3-), ( 3-). ( 3,). ( +* ( ,* ( -*( .*

(2.4)


14

Tabelul 2.2 Permutarea cuplelor pentru noduri cu un grad [E=2, C=1]

Cuple atribuite Grad de libertate Permutări

[1R] [1T] [1C] [1B]

1 1 2 1

R T C B

Tabelul 2.3 Permutarea cuplelor pentru noduri de gradul doi [E=3, C=2]


[2B] [1C/1B]

[2C] [1T/1B] [1T/1C]

[2T] [1R/1B] [1R/1C] [1R/1T]

[2R]

2 3 4 2 3 2 2 3 2 2

BB CB; BC

CC TB; BT TC; CT

TT RB; BR RC; CR RT; TR

RR

Tabelul 2.4 Permutarea cuplelor pentru noduri de gradul trei[E=4, C=3]


[3B] [1C/2B] [2C/1B]

[3C] [1T/2B]

[1T/1C/1B] [1T/2C] [2T/1B] [2T/1C]

[3T] [1R/2B]

[1R/1C/1B] [1R/2C]

[1R/1T/1B] [1R/1T/1C]

[1R/2T] [2R/1B] [2R/1C] [2R/1T]

[3R]

3 4 5 6 3 4 5 3 5 3 3 4 5 3 4 3 3 4 3 3

BBB CBB; BBC; BCB CCB; BCC; CBC

CCC TBB; BBT; BTB

TCB; TBC; CBT; CTB; BTC; BCT

TCC; CCT; CTC TTB; BTT; TBT TTC; CTT; TCT

TTT RBB; BBR; BRB

RCB; RBC; CBR; CRB; BRC; BCR

RCC; CCR; CRC RTB; RBT; TBR; TRR; BRT;

BTR RTC; RCT; TCR; TRC; CRT;

CTR RTT; TTR; TRT

RRB; BRR; RBR, RRC; CRR; RCR, RRT; TRR; RTR, RRR


15

2.2.6 Configurația finală a structurilor sistemelor de alimentare cu scule de la centrul de prelucrare de alezat și frezat

a)

b)

c)

d)

e)

f)

g)

h)

Fig.2.7 Structurile sistemului de alimentare selectate cu număr minim de mișcări de la centrul de prelucrare de alezat și frezat [99]

La trei din structurile finale (a, b, c) sunt prezentate, împreună cu potențialul de realizare, ansamblul general al configurațiilor sistemului de alimentare, fig.2.8.

a. b. c.

Fig. 2.8 Ansamblul general al sistemului de alimentare al centrului de prelucrare de alezat și frezat [99]


16

2.3 Concluzii

1. Aplicarea și dezvoltarea metodei grafurilor arborescente la stabilirea conceptuală a soluției constructive ajută la obținerea unui timp mic de schimbare a sculei datorită numărului mic de mișcări.

2. Metoda se adresează proiectanților constructori de centre de prelucrare cât și celor specializați doar pe sisteme de alimentare automată cu scule. Pe baza acestei metode proiectantul constructor are posibilitatea ca, în funcție de familia de mașini (frezat, alezat și frezat, găurit, strunjit), să optimizeze conceptul structură al sistemelor de alimentare.

3. Structurile obținute prin aplicarea metodei grafurilor arborescente (cu număr minim de mișcări) vor îngloba un număr de repere mai mic, manoperă mai puțină; toate acestea reflectându-se în prețul sistemului de alimentare cu scule.

4. Aceiași metodă a grafurilor arborescente se poate aplica la orice familie de mașini care își menține aceiași structură a mașinii. Astfel, vor putea fi optimizate toate sistemele de alimentare de la familiile de mașini de frezat, strunjit, găurit etc.

5. În cazul familiilor de mașini unde sunt mai multe tipuri de structuri ale mașinii, de exemplu la mașina de alezat și frezat unde capul de frezat poate fi amplasat în interiorul montantului sau poate fi amplasat pe o latură a montantului, metoda grafurilor arborescente se aplică separat pentru fiecare tip de structură a mașinii.

3. CONTRIBUȚII TEORETICE PRIVIND REALIZAREA MODELULUI

DINAMIC AL SISTEMULUI DE ALIMENTARE CU SCULE

3.1 Analiza funcțională a sistemului de alimentare cu scule propus în vederea modelării dinamice

Acest sistem de alimentare a fost ales pentru studiul efectuat în cadrul lucrării de față din următoarele motive:

- este un sistem de alimentare ce echipează centre de prelucrare de alezat şi frezat de gabarit mic, având cea mai largă utilizare;

Fig.3.1 Sistem de alimentare cu scule ce echipează centrul de prelucrare de alezat şi frezat [96, 97]: 1-mâna mecanică; 2-sania ; 3-ghidajul cilindric; 4 cilindrul hidraulic; 5-motorul oscilant; 6-ax; 7-rulment

radial axial; 8-tampon (opritor); D1, D2, D3, D4-direcţii de mişcare.


17

- mecanismul pentru schimbare automată a sculei are o construcţie frecvent întâlnită (foloseşte un magazin de scule aşezat lateral pe montant, având axele sculelor perpendiculare pe planul de lucru al arborelui principal);

- parametrul „timp de schimbare a sculei” este considerat nesatisfăcător pentru posibilităţile reale ale MSAS, dar şi la nivelul performanţelor în domeniu pe plan mondial.

3.2 Descrierea metodei de modelare dinamică a sistemului de alimentare cu scule propus

utilizând ecuatiile lui Lagrange de speţa a 2-a

Modelul matematic al comportării dinamice a unui mecanism utilizat în construcţia manipulatoarelor face legătura între torsorul forţelor şi momentelor care acţionează asupra elementelor cinematice componente şi mişcarea imprimată acestor elemente [11, 18, 23, 47]. Modelul matematic se bazează pe generarea ecuaţiilor Lagrange de tipul:

i

iii

Qq

W

q

E

q

E

dt

d =∂∂=

∂∂−

∂∂&

(3.4) Unde: i =1,m în care m reprezintă numărul gradelor de libertate; E – energia cinetică de la nivelul întregului mecanism; qi – coordonata de poziţie relativă (sau coordonata robot); qi – parametrul de viteză relativă generalizată; W – lucrul mecanic virtual; Qi – forţa generalizată.

Fig. 3.2 Schema logică a modelării dinamice propuse

3.2.1 Metode de generare a ecuațiilor comport ării dinamice bazată pe formalismul Lagrange

Modelul matematic cuprinde un număr de ecuaţii de acest tip, egal cu numărul gradelor de mobilitate ale mecanismului [41, 120, 140, 134, 141, 145, 148]. Aproximări folosite:

- forţele de frecare uscată şi vâscoasă nu sunt calculate explicit, valoarea lor este luată din tabele sau nomograme [41, 141, 148];

Particularizarea ecuaţiilor de echilibru dinamic

Realizarea modelului geometric al structurii

sistemului (schema cinematică)

Determinarea energiei cinetice a întregii

structuri

Reducerea tuturor momentelor de inerţie exprimate faţă de alte axe

decât cele care traversează elementul prin centrul de masă;

Calculul derivatelor totale şi parţiale în funcţie de coordonatele de

poziţie, viteză şi timp

Determinarea lucrului mecanic elementar

virtual

Calculul derivatelor parţiale ale lucrului

mecanic virtual elementar în funcţie de coordonatele

robot

Impunerea unor timpi de deplasarea a elementelor mobile şi determinarea

legii de variaţie a parametrilor cinematici


18

- energia potenţială de deformaţie este neglijată, considerându-se că variaţia coordonatelor de mişcare este influenţată preponderent de ceilalţi parametri. În acest caz [23, 41]:

CEL = (3.5)

- metoda nu ia în calcul poziţia centrelor de greutate, forţa generalizată reducându-se în originea sistemelor de coordonate proprii elementelor componente ale structurii.

Fig.3.2 Modelul geometric al sistemului de alimentare cu scule: D-direcţii de mişcare a elementelor; q-

coordonate robot; G-forţe de greutate a elementelor;

Pe baza modelulului geometric (schemei cinematice) a mecanismului din fig.3.2 vom folosi notațiile:

iQ – variabila cuplei cinematice de ordin i;

iE – energia cinetică a elementului i;

DiiJ – momentul de inerție al elementului i față de axa Di;

dt

dqi – viteza instantanee a elementului i, unde i=1÷6.

După parcurgerea etapelor mai sus menţionate ecuaţiile globale de echilibru dinamic determinate pentru fiecare grad de mobilitate al structurii sistemului de alimentare sunt:

44654

333D

42

56D

62

55D

53D

3

654322265432

112

66D

62

55D

52

43D

42

33D

31D

21D

1

Fq)mmm(

Mq)JrmJrmJJ(

PPPPPFq)mmmmm(

Mq)rmJrmJrmJrmJJJ(

=++

=+++++

−−−−−=++++

=+++++++++

&&

&&

&&

&&

(3.31)


19

3.2.2 Modificarea ecuației de mișcare a MSAS după variabila q3 în funcţie de numărul de scule manipulate

Comportarea dinamică a mecanismului de alimentare automată cu scule este influenţată și de dezechilibrul braţului dublu cauzat de numărul de scule manipulate. Mâna mecanică poate manipula ambele scule sau doar o singură sculă.

Fig.3.3 Acțiunea momentelor rezistente suplimentare create de greutatea sculelor manipulate

Pentru mecanismul de schimbare automată a sculei studiat pot apărea două situații: când este manipulată o singură sculă sau ambele scule. Ţinând cont de cele două situaţii posibile, sistemul de ecuaţii care descrie echilibrul dinamic al structurii dinamice este dat de relațiile (3.33) și (3.34):

- pentru mişcarea de rotaţie din cupla conducătoare A având variabila caracteristică 2�:

∑∑∑===

±+=+++++++p

5i

i111

p

5i

i2

p

5i

Dii

24

3D4

23

3D3

1D2

1D1 m)cosrg(Mq)mrJrmJrmJJJ( ϕ&& (3.33)

- pentru mişcarea de rotaţie din cupla conducătoare C, având variabila caracteristică 2*:

3&*4* (�&�45� ( �)�6�7� 8

7� 8 92*: = �* ( (�;�!�<*'�=6�

7� 8 (3.34)

3.3 Particularizarea ecuaţiilor de echilibru dinamic în cazul mecanismului de alimentare cu scule acţionat cu motoare hidraulice liniare şi oscilante

În vederea particularizării ecuaţiilor dinamice se pleacă de la ecuaţiile de echilibru dinamic ale structurii mecanice (obţinute prin aplicarea formalismului Lagrange). Acestea se completează cu termenii care caracterizează forţele sau momentele specifice în cazul acţionării hidraulice.

3.3.1 Particularizarea ecuaţiilor de echilibru dinamic pentru coordonatele robot >? şi >@ (mişcări de translaţie)

- pentru coordonata robot 2):


20

2f2202022

f2M

p

5i

i4322202022

p

5i

i432

F)pApA(qsign

cqbmgGGGpApAq)mmmm(p

−−

−−−−−−−=+++ ∑∑==

&

&&& (3.39)

- pentru coordonata robot 2A:

∑=

−−−−−=+p

5i

4f440404f3M4404044i4 F)pApA(cqbApApq)mm(p

&&& (3.40)

3.3.2 Particularizarea ecuaţiilor de echilibru dinamic pentru coordonatele BC şi BD (mişcări de rotaţie)

- pentru coordonata robot q1:

∑

∑ ∑

=

= =

−−−

⋅−−−−−=+++++++

p

5i

1fi11110101

p

5i

p

5i

22

f1M101

22

1i2i

i0Di

24

3D4

23

3D3

1D2

1D1

Mmsingrsign)ApAp(b

8

dDcb)pp(b

8

dD]mrJrmJrmJJJ[

p

ϕϕ

ϕϕ

&

&&&

(3.41)

- pentru coordonata robot q3:

∑

∑ ∑

=

= =

−±−

⋅−−−−−−=++

p

5i

3fi33

330303

22

f3M303

22

3i

p

5i

p

5i

2Dii

3D3

Mmsingrsign

)ApAp(b8

dDcb)pp(b

8

dD]mrJJ[

p

ϕϕ

ϕϕ

&

&&&

(3.42)

3.4 Determinarea legilor de variaţie a parametrilor cinematici(spaţiu, viteza,

acceleraţie) pentru mişcările aferente sistemului de alimentare cu scule

3.4.1. Scrierea ecuațiilor de echilibru dinamic corespunzătoare mișcării din fiecare cuplă motoare

Rezolvarea sistemelor de ecuaţii de echilibru global permit determinarea legii de variaţie a spatiului, vitezei şi acceleraţiei pentru fiecare cuplă, precum şi determinarea variaţiei parametrilor de intrare a motoarelor hidraulice (presiune şi debit) necesare acţionării structurii în regim tranzitoriu şi permanent. Pentru rezolvarea sistemelor de ecuaţii de echilibru în cadrul modelării globale se pleacă de la următoarele ipoteze simplificatoare: se neglijează forţele de frecare uscată şi vâscoasă din cilindrul hidraulic; se neglijează debitul consumat prin compresibilitatea fluidului hidraulic. Cu aceste simplificări, ecuaţiile globale de echilibru dinamic vor avea forma:


21

2f

p

5i

i4322202022

p

5i

i432 FmgGGGpApAq)mmmm( −−−−−−=+++ ∑∑==

&& (3.50)

∑=

−−=+p

5i

4f4404044i4 FApApq)mm( && (3.51)

∑ ∑ ∑= = =

−−−−=+++++++p

5i

p

5i

p

5i

1fi1101

22

1i2i

i0Di

24

3D4

23

3D3

1D2

1D1 Mmsingr)pp(b

8

dD]mrJrmJrmJJJ[ ϕϕ&& (3.52)

∑ ∑ ∑= = =

−±−−−=++p

5i

p

5i

p

5i

3fi3303

22

3i2Di

i3D

3 Mmsingr)pp(bb

dD]mrJJ[ ϕϕ&&

(3.53)

3.4.2. Determinarea legilor de variație a parametrilor cinematici ai mișcării mecanismului după fiecare grad de libertate

Pornind de la ecuațiile de echilibru dinamic pentru mișcarea sistemului după fiecare axă, prin integrări succesive vom putea descrie legile de variație a parametrilor de poziție, viteză și accelerație pentru elementele aflate în mișcare corespunzător acestora. Astfel, dacă se consideră în oricare dintre ecuațiile de echilibru dinamic menționate că deplasarea liniară depinde de variabila articulară qi, vom face notațiile:

( )

+−++=

−=

+++=

∑

∑

=

=

p

1i

fii432Fi

iii0i0pi

P

5i

i432mi

FmgGGGK

PAPAK

mmmmK

– suma maselor elementelor aflate în mișcare după variabila qi;

– forța motoare redusă la tija cilindrului hidraulic de acționare după variabila qi;

– suma tutoror forțelor rezistente la mișcare după variabila qi.

Pentru ecuațiile de echilibru dinamic corespunzătoare rotațiilor (deplasările după variabilele q1 și q2), semnificațiile notațiilor sunt:

( )

+=

−⋅−

=

+++++++=

∑

∑∑

=

==

P

5i

fi1Mri

ii0

2i

2i

pi

p

5i

i

p

5i

2i

i0Di

24

3D4

23

3D3

1D2

1D1mi

MmsingrK

PP8

dDK

mrJrmJrmJJJK

ϕ

– suma momentelor de inerție după variabila qi;

– momentul motor redus la axul motorului hidraulic oscilant;

– suma tuturor momentelor rezistente.

Cu aceste notații, ecuația de echilibru dinamic corespunzătoare variabilei qi devine:


22

mi i Pi FiK q K K= −&&

(3.54)

Prin integrări succesive, variația parametrilor cinematici va fi:

Pi Fii

mi

K Kq

K

−=&&

1Pi Fi

imi

K Kq C

K

−= +&

(3.55)

( )21

2

2

1CtC

K

KKt

K

KKq

mi

FiPi

mi

FiPii +

+−+−=

Determinarea legilor de variație a parametrilor cinematici pentru faza tranzitorie:

Condițiile la limită în acest caz sunt:

0

0i

t

q

= = &

0

0i

t

q

= = & ,

0

0i

t

q

= =&& . Acestor condiții le

corespund constantele de integrare C1=0, C2=0. Deci principalii parametri cinematici vor fi:

Pi Fii

mi

K Kq

K

−=&&

Pi Fi

imi

K Kq t

K

−= ⋅&

(3.56)

( ) 21

2Pi Fi Pi Fi

imi mi

K K K Kq t t

K K

− −= +

Determinarea legilor de variație a parametrilor cinematici pentru deplasare în regim staționar: Condițiile la limită exprimă faptul că pentru oricare din valoarea timpului ti > t1, ϕi=constant (viteza ideală se păstrează constantă), unde t1 este valoarea timpului la care se termină faza tranzitorie de accelerare. Rezultă:

( ) ( )

( )

1 1

12

2

1

0

i pi fimi

i pi fi imi

i

q K K t t tK

q K K tK

q

= − −

= −

=

&

&&

(3.57)

3.5 Concluzii

Realizarea modelului matematic al comportării dinamice a MSAS a fost precedată de realizarea modelului geometric. După cum s-a arătat, este indicat ca MSAS să aibă o structură cât mai simplă, cu un număr cât mai mic de elemente. Cu prilejul întocmirii schemei structurale este necesar a fi depistate şi legăturile excedentare. Modelul matematic al comportării dinamice propus în acest capitol este constituit din modelul dinamic al structurii mecanice, cât şi din modelul dinamic


23

al acţionării hidraulice. Modelul dinamic al structurii mecanice a rezultat în urma folosirii ecuaţiilor de tip Lagrange de speţa a II-a. Folosirea acestei metode are următoarele avantaje:

- elementele componente nu trebuie izolate, modelul matematic al comportării dinamice scriindu-se fără a se apela la forţele de legătură din cuple, pentru eliminarea cărora ar fi fost necesare un număr suplimentar de ecuaţii; - metoda de modelare permite generarea ecuaţiilor, funcţie de mărimile de comandă aplicate sistemelor de acţionare.

Având în vedere particularităţile acţionării hidraulice, modelul dinamic propus ia în calcul şi parametrii funcţionali legaţi de aceasta, parametri care au o influenţă considerabilă asupra comportării dinamice a mâinii mecanice. Astfel, includerea modelului dinamic al acţionării (hidraulice) în modelul dinamic complet prezintă avantajul că ţine cont de parametrii reali care intervin în funcţionarea acestor mecanisme:

- gradientul de pierderi de debit de lichid (între cele două camere ale motorului, cât şi în exterior); - influenţa forţelor de frecare uscată şi de natură vâscoasă; - compresibilitatea lichidului de lucru în ambele camere; - parametrii de lucru (presiune, debit) ai instalaţiei hidraulice a centrului de prelucrare.

Ținându-se cont de particularitățile mecanice ale mecanismelor pentru schimbarea automată a sculei, la care elementul efector este de tip dublu braț apucător, a fost introdus momentul suplimentar creat de dezechilibrul maselor sculelor manipulate. Așa cum s-a putut constata din practica exploatării acestor dispozitive, acest parametru contribuie hotărâtor la scurtarea/prelungirea timpului de schimbare a sculei.

4. STANDUL DE ÎNCERCĂRI ŞI LAN ŢURILE DE M ĂSURĂ FOLOSITE

Construcția standului s-a făcut astfel încât să permită identificarea celei mai bune soluții din punctul de vedere al reducerii timpului de deplasare al elementelor mobile din construcția sistemelor de alimentare cu scule, ținându-se cont și de impactul fenomenelor induse de regimul tranzitoriu de frânare la capăt de cursă asupra funcționării ansamblului. Seturile de teste care s-au realizat sunt prezentate schematic în fig.4.1.

Fig.4.1 Planul de determinări experimentale privind parametrii constructivi și funcționali ai sistemelor de

alimentare cu scule la centrele de prelucrare


24

Plecând de la constatarea că sistemele de alimentare a centrelor de prelucrare execută mișcări de translație și de rotație în vederea înlocuirii sculelor, în cercetarea experimentală s-a optat pentru varianta unei axe de translație acționate hidraulic care a fost analizată din cele două puncte de vedere prezentate anterior.

4.1. Standul de cercetări experimentale

Standul de cercetări experimentale este reprezentat în fig.4.2 și și fig.4.3, fiind format din partea mecanică și echipamentul de măsură. Instalația este echipată cu două pompe de alimentare, pozițiile 6 și 7, care pot furniza toată gama de presiuni și debite necesare cercetărilor experimentale. Cele două grupuri de pompare din componenţa standului sunt alimentate de la un rezervor hidraulic cu o capacitate de 50 litri și comandate de la panoul 8 al instalaţiei. Mișcarea de translație este realizată cu ajutorul cilindrului hidraulic 17, de caracteristici D=40 mm, d=36 mm și lungime de cursă L=485 mm, care determină deplasarea elementului 20 (sania) pe ghidajele 24 (căile de rulare). Valoarea presiunii hidrostatice în instalație se stabilește cu ajutorul supapelor de presiune 25 și 26, de producție Vickers și este indicată de manometrele 12 și 13. Pentru testarea experimentală a frânării prin utilizarea unui distribuitor de urmărire, poziția 22, s-a folosit un model constructiv DN 10 produs de firma ATOS, montat pe batiul standului. Cama 27, de acționare a distribuitorului, este poziționată pe elementul mobil al cilindrului hidraulic și are un unghi de înclinare reglabil, cu rol în acționarea progresivă a distribuitorului. Valva de decelerare utilizată pentru cea de-a treia variantă de frânare studiată, poziția 23, de fabricație ATOS, este montată de asemenea pe batiul standului și este acționată prin intermediul tamponului 28, fixat pe elementul mobil al sistemului hidraulic. Celelalte elemente componente din structura standului experimental sunt:

- distribuitorul 21 de tip 4/3 și DN 10, produs de firma ATOS, ce asigură realizarea cursei de revenire a pistonului; - supapele de sens 9, 10, 11 de același diamentru nominal DN 10, fabricație ATOS, cu rol în restricţionarea căilor de acces ale fluidului hidraulic; - droselele de cale 18 şi 19 (DN 10, producție ATOS) ce permit reglajul debitului de fluid hidraulic atât la cursa de avans cât şi la cursa de retragere a pistonului.

Fig.4.2 Vederea laterală a standului de încercări experimentale


25

Fig.4.3 Vederea de sus a standului de încercări experimentale

Schema funcțională a standului de cercetări experimentale, în varianta cu frânare prin utilizarea unei valve de decelerare, este prezentată în fig.4.4. Energia hidrostatică necesară funcționării sistemului este asigurată de pompele P1 și P2, de caracteristici de debit și presiune diferite. Supapele antiretur SS1 și SS2, montate pe circuitul de refulare a pompelor, blochează trecerea lichidului dinspre ramura de presiune înaltă spre cea de presiune joasă, prevenind circulația inversă prin pompă și trecerea la funcționarea în regim de motor a acesteia, situație ce poate apărea la unele teste experimentale.

Fig.4.4 Schema hidraulică a standului de încercări experimentale când regimul tranzitoriu al elementului mobil se obţine cu valvă de decelerare

MHL

VD M3 M4

SS5

SS4 SS3 Dr1 Dr2

M2 M1

D

SS2 SS1

SP2

P2 P1

SP1

1

3

2

T

ME2 ME1

R


26

Valoarea treptelor de presiune pentru diferitele etape de cercetare este asigurată prin supapele de presiune SP1 și SP2 iar poziția distribuitorul D determină sensul de deplasare al pistonului motorului hidraulic liniar MHL. Pe conductele de legătură către motorul hidraulic sunt montate cupluri de drosele cu supape de sens. La cursa de avans a motorului MHL, deplasare spre stânga, alimentarea cu lichid hidraulic se face pe traseul 1 de către debitul însumat al celor două pompe. Reglarea vitezei de deplasare a pistonului se realizeză prin droselul Dr1, montat pe circuitul 2 de evacuare din motor.La cursa spre dreapta a elementului mobil, când tija pistonului MHL execută mişcarea de retragere, evacuarea fluidului hidraulic prin circuitul 1 este blocată de prezența supapei de sens SS5, lichidul fiind direcționat spre circuitul de evacuare 3 pe care se află montată valva de decelerare VD, inițial în poziţie normal deschisă. Regimul tranzitoriu de frânare începe în momentul în care tamponul T, fixat pe elementul mobil al motorului, întâlnește tija valvei de decelerare pe care o acționează progresiv, determinând scăderea treptată până la zero a vitezei de deplasare a pistonului. Principiul de funcţionare al standului de încercări experimentale, când se utilizează ca soluţie de decelerare a elementului mobil un distribuitor de urmărie, este similar cu cel prezentat anterior. Singura diferență este introdusă de cama de acționare a tijei distribuitorului care, fiind cu unghi reglabil, permite realizarea diferitor regimuri de frânare, unghiul ales al camei determinând și a parametrii cursei de decelerare. Cercetările experimentale pentru studiul regimului tranzitoriu de decelerare obținut doar prin utilizarea sistemului de frânare propriu al motorului hidraulic liniar, sistem încorporat constructiv în structura acestuia, s-au realizat prin eliminarea din circuitul hidraulic a valvei de decelerare și a distribuitorului de urmărire. Cercetările experimentale pentru toate aceste regimuri de decelerare s-au făcut pentru diferite încărcări ale motorului hidraulic, considerându-se atât sarcini poziționate axial cât și excentric. O componentă importantă a cercetărilor experimentale o reprezintă studiul amplitudinii vibrațiilor introduse în sistem de regimul tranzitoriu de frânare și maniera în care acestea pot afecta precizia funcțională a centrului de prelucrare la deplasare axei de translație.

4.2 Aparatura de măsură utilizată

Echipamentele de măsură utilizate se folosesc pentru determinarea evoluţiei cât mai exacte în timp a parametrilor cinematici (deplasare, viteză, acceleraţie) ai elementului mobil ce execută o mişcare liniară. De asemenea, se va măsura viteza de variaţie a amplitudinii vibrațiilor la nivelul structuriii. Totodată, se vor putea urmări şi determina principalii parametri de lucru ai motorului hidraulic de acţionare a elementului mobil. Pentru achiziţia datelor măsurate au fost folosite trei lanţuri diferite de măsură:

- lanţul de măsură şi achiziţie de date a parametrilor cinematici variabili în timp ai elementului mobil; - lanţul de măsură şi achiziţie de date a vitezei variaţiei amplitudinii vibraţiilor la nivelul structurii; - lanţul de măsură şi achiziţie de date a variaţiei presiunii la deplasarea elementului mobil.

Modul de amplasare pe standul de încercercări experimentale precum şi componenţa detaliată a celor trei lanţuri de masură şi achiziţie de date sunt prezentate schematic în fig.4.5.


27

Fig.4.5 Modul de dispunere al celor trei lanţuri de măsură şi achiziţie de date pe standul de încercări:

1-sursa laser ML10; 2-prisma optică de reflexie şi refracţie a undei laser; 3-prisma de reflexie a undei laser; 4-interfaţa DX10; 5- traductor de presiune; 6-placă de achiziţie date Ni USB-6008; 7-analizor de vibraţii;

8-accelerometru piezoelectric; 9-element mobil; 10-laptop.

5. ANALIZA EXPERIMENTAL Ă A VARIA ŢIEI REGIMULUI TRANZITORIU AL ELEMENTULUI MOBIL

Timpul total de parcurgere a cursei elementului mobil este interpretat în fig.5.1 şi determinat

cu ajutorul relaţiei analitice (5.1), [98, 104].

Fig.5.1 Reprezentarea schematică a timpilor necesari pentru funcționarea

în regim tranzitoriu şi în regim permanent [105, 124, 131, 144] �EFE = �GHH ( �IJ7 ( �KLH (5.1)

Unde: ttot - timpul total necesar deplasării elementului; tacc - timpul necesar aferent regimului tranzitoriu de accelerare; tfrp - timpul necesar aferent regimului permanent; tdec - timpul necesar aferent regimului tranzitoriu de decelerare.


28

Timpii aferenţi regimurilor tranzitorii precum şi a regimului permanent de funcţionare se calculează cu ajutorul relaţiilor analitice (5.2), (5.3), (5.4), [98, 128, 140].

tacc = t2 - t1 (5.2) tfrp = t3 - t2 (5.3) tdec = t4 - t3 (5.4)

Întrucât mişcările elementelor din structura sistemelor de alimentare cu scule se desfăşoară atât în timpul procesului de prelucrare, cât şi în afara acestuia, au fost monitorizate şi vitezele de variaţie a amplitudinii vibraţiilor la nivelul structurii (batiului). Nivelul maxim al vitezelor de variaţie a amplitudinii vibraţiilor trebuie să se încadreze între 2,0 – 4,0 [mm/s], conform Standardului de vibraţii IRD 10816, fig.5.2, pentru mişcări ce au loc în timpul procesului de prelucrare. Depăşirea acestora, peste valorile admisibile, poate avea loc în afara procesului de prelucrare.

Monitorizarea variaţiei presiunii în timp are drept scop înregistrarea „vârfurilor” de presiune care ajută la explicarea ştiinţifică a variaţiei vitezei elementului mobil prin modificarea echilibrului din modelul dinamic cercetat teoretic.

Fig.5.2 Nivelul admisibil de vibraţii înregistrate la structura maşinilor-unelte

conform Standardului de vibraţii IRD 10816 [162]

5.1 Rezultatele încercărilor experimentale în cazul în care regimul tranzitoriu al elementului mobil se realizează din construcţia cilindrului

5.1.1 Rezultatele obținute la debit variabil și sarcină constantă amplasată axial A. Rezultatele privind influenţa variaţiei debitului la sarcină constantă de 12 [kgf] amplasată axial, asupra timpilor regimurilor tranzitorii și în regim permanent

Setul de teste a avut drept scop obţinerea unui timp minim total necesar parcurgerii cursei de

către modulul de translaţie al standului, ţinând cont de viteza de variaţie a amplitudinii vibraţiilor


29

înregistrată la nivelul batiului. În vederea obţinerii unor timpi cât mai mici a fost variat debitul de alimentare cu valori în trepte de 26, 30 şi 34 [l/min], tabelul 5.1, sarcina fiind constantă de 12 [kgf]. Variaţia vitezei în timp a elementului mobil, fig.5.3, pentru cele trei regimuri considerate a fost determinată pe baza relaţiilor (5.2), (5.3), (5.4), unde timpul total necesar a fost obţinut ca suma a timpilor corespunzători celor trei regimuri.

Fig.5.3 Variaţia vitezei în timp corespunzătoare

mişcarii liniare pentru debite de alimentare variabil şi sarcină de 12 [kgf]

Fig.5.4 Viteza de variaţie a amplitudinii vibraţiilor în funţie de timp, înregistrată la

nivelul batiului, corespunzătoare vitezelor de 0, 598 [m/s], 0, 685[m/s] şi 0,807 [m/s] ale

elementului mobil

Fig.5.5 Variaţia presiunii în funcţie de timp pentru debit de alimentare de

26 [ l/min], 30 [ l/min], 34 [ l/min]şi sarcina de 12 [kgf]

B. Rezultatele privind influenţa variaţiei debitului la sarcină constantă de 18,7 [kgf] amplasată axial, asupra timpilor regimurilor tranzitorii şi în regim permanent

Deoarece încercările experimentale au fost făcute în aceleași condiții modificându-se doar valoarea sarcinii la 18,7 [kgf], toate valorile obținute în tabelul 5.2 arată o modificare a regimului tranzitoriu. Creșterea sarcinii, conform modelului matematic, ecuațiile (3.31), (3.40) și (3.53), impune creșterea treptelor de accelerație și decelerație, aspect confirmat de valorile din tabel.


30

Totodată din punctual de vedere al răspunsului la vibraţii al sistemului, are loc o creștere a amplitudinii vibrațiilor comparativ cu cazul cercetat anterior.

Fig.5.6 Variaţia vitezei în funcţie de timp, corespunzătoare mişcarii liniare pentru debite de

alimentare 26 [l/min], 30 [l/min], 34 [l/min] şi sarcină de 18,7 [kgf]

Fig.5.7 Viteza de variaţie a amplitudinii vibraţiei în funcţie de timp, înregistrată la nivelul batiului

corespunzătoare vitezelor de 0, 558 [m/s], 0,706[m/s] şi 0,838 [m/s] a elementului mobil


26 [ l/min], 30 [ l/min], 34 [ l/min] şi sarcina de 18,7 [kgf]

C. Rezultatele privind influenţa variaţiei debitului la sarcină constantă de 26,4 [kgf] amplasată axial, asupra timpilor regimurilor tranzitorii şi în regim permanent


31

Fig.5.9 Variaţia vitezei în funcţie de timp corespunzătoare

mişcarii liniare pentru debite de alimentare 26 [l/min],30 [l/min], 34 [l/min] şi sarcină de 26,4 [kgf]

Fig.5.10 Viteza de variaţie a amplitudinii vibraţiei în funcţie de timp, înregistrată la

nivelul batiului corespunzătoare vitezelor de 0, 556 [m/s], 0, 711[m/s]şi 0,825 [m/s] a

elementului mobil


26 [ l/min], 30 [ l/min], 34 [ l/min] şi sarcina de 26,4 [kgf]

Concluzii. În urma acestor serii de teste efectuate în vederea determinării influenţei variaţiei debitului la sarcină constantă, pentru soluţia constructivă adoptată, se pot formula următoarele concluzii:

- timpul aferent regimurilor tranzitorii de accelerare respectiv decelerare creşte odată cu creşterea debitului de alimenatare datorită cresterii forţelor de inerţie care apar la accelerare respectiv decelerare;

- timpul aferent regimului permanent de funcţionare scade odată cu creşterea debitului de alimentare;

- timpul total reprezentând suma timpilor corespunzători celor trei regimuri de funcţionare scade odată cu creşterea debitului de alimentare în instalaţie;

- toate măsurătorile cu privire la nivelul vitezei de variaţie a amplitudinii arată ca aceste mişcări ale sistemelor de alimentare cu scule pot fi efectuate doar în afara oricărui proces tehnologic, întrucât ar introduce erori de prelucarare;

- suprapresiunea ce apare la regimul tranzitoriu de decelerare nu prezintă un pericol asupra instalaţiei întrucât aceasta nu depaşeşte valoarea maxim admisă pe care o suporta motorul hidraulic şi anume 200 [bar].


32

5.1.2 Rezultatele obținute la debit constant și sarcină variabilă amplasată axial

Încercările experimentale au avut drept scop obţinerea unui timp total necesar parcurgerii cursei de către modulul de translaţie considerat, cât mai mic, ţinând cont de viteza de variaţie a amplitudinii înregistrată la nivelul structurii. În vederea obţinerii unor timpi cât mai mici a fost modificată sarcina cu valori de 12, 18,7 şi 26,4 [kgf], debitul de alimentare fiind constant 26 [l/min]. De asemenea, aceleaşi sarcini au fost folosite şi pentru debitele de alimentare constante de 30 şi respective 34 [l/min]. Variaţia vitezei în funcţie de timp a elementului mobil, pentru cele trei regimuri considerate, a fost determinată pe baza relaţiilor (5.2), (5.3), (5.4), timpul total necesar fiind obţinut ca suma a timpilor corespunzători celor trei regimuri.

Concluzii. După analiza valorilor numerice prezentate în tabelele 5.4, 5.5 şi 5.6, se pot scoate în evidenţă următoarele aspecte:

- viteza de deplasare a elementului mobil înregistrată în regimul permanent de funcţionare creşte odată cu creşterea sarcinii manipulate, pentru un debit de alimentare în instalaţia hidraulică de 26 [l/min]. Pentru debite de alimentare în instalaţie de 30 [l/min] şi 34 [l/min], viteza de deplasare a elementului mobil înregistrată în regimul permanent de funcţionare scade odată cu creşterea sarcini manipulate; - timpul necesar regimului tranzitoriu de decelerare este minim cand sarcina elementului mobil este de 18,7 [kgf], la debite de alimentare de 26 şi 34 [l/min]; - setul de încercări la debit constant de 30 [l/min] înregistrează un timp minim necesar regimului tranzitoriu de decelerare la sarcină de 26,4 [kgf];


33

- timpul total necesar parcurgerii distanţei de 480 [mm] (cursa este aceeaşi pentru toate încercările) de către modulul de translaţie este minim pentru sarcina de 18,7 [kgf], atât la debit de alimentare de 26 [l/min] cat si 34 [l/min]; - viteza de variaţie a amplitudinii vibratiilor la nivelul structurii în regim tranzitoriu de decelerare creşte odată cu creşterea sarcinii manipulate, - valoarea minima a vitezei de variaţie a amplitudinii la nivelul structurii se inregistrează la sarcina de 12 [kgf], pentru debit de alimentare constant.

5.1.3 Rezultatele obținute la debit variabil și sarcină constantă de 18,7 [kgf] amplasată excentric

Fig.5.12 Variaţia vitezei în funcţie de timp

corespunzătoare mişcarii liniare pentru debite de alimentare 26 [l/min], 30 [l/min], 34 [l/min] şi sarcină

de 18,7 [kg f] amplasată excentric

Fig.5.13 Viteza de variaţie a amplitudinii vibraţiei în funcţie de timp, înregistrată la nivelul batiului corespunzătoarevitezelor de 0, 566 [m/s], 0, 670[m/s]şi 0,748 [m/s] a elementului mobil


26 [ l/min], 30 [ l/min], 34 [ l/min] şi sarcina amplasată excentric de 18,7 [kgf]


34

Concluzii. În urma acestui set de încercări experimentale, efectuate în vederea determinării influenţei variaţiei debitului la sarcină constantă, amplasată excentric pentru soluţia constructivă adoptată, se pot formula concluziile:

- timpul aferent regimurilui tranzitoriu de decelerare creşte odată cu creşterea debitului de alimentare datorită vitezelor mari pe care le atinge elementul mobil;


- timpul total, reprezentând suma timpilor corespunzători celor trei regimuri de funcţionare, scade odată cu creşterea debitului de alimentare în instalaţie. Se poate observa că timpul total înregistrat la setul de încercări unde sarcina este amplasată excentric este mai mic decât la aceiaşi sarcină amplasată axial. Cel mai mic timp înregistrat, aferent timpului total necesar de deplasare al elementului mobil, este de 0,631 [s], dar nivelul vitezei de variaţie a amplitudinii la nivelul structurii nu este acceptabil conform standardului de vibraţii IRD 10816. Această mişcare poate fi efectuată de sistemele de alimentare cu scule în afara oricărui proces tehnologic;

- suprapresiunea ce apare la regimul tranzitoriu de decelerare nu prezintă un pericol asupra instalaţiei întrucât aceasta nu depaşeşte valoarea maxim adimisă pe care o suporta motorul hidraulic şi anume 200 [bar].



corespunzătoare mişcarii liniare pentru

debite variabil şi sarcină constantă de 26,4 [kgf]

amplasată excentric

Fig.5.16 Viteza de variaţie a amplitudinii vibraţiei în

funcţie de timp înregistrată la nivelul batiului

la debit variabil și sarcină constantă de 26,4 [kgf]

amplasată excentric


35

Fig.5.17 Variaţia presiunii în funcţie de timp pentru debit de alimentare variabil

şi sarcină constantă amplasată excentric de 26,4 [kgf]

Concluzii. În urma acestui set de încercări efectuate în vederea determinării influenţei variaţiei debitului la sarcină constantă pentru soluţia constructivă adoptată, se constată următoarele:

- timpul aferent regimurilor tranzitorii de decelerare creşte odată cu creşterea debitului de alimenatare datorită forţelor de inerţie care apar la decelerare; - timpul aferent regimului permanent de funcţionare scade odată cu creşterea debitului de alimentare; - timpul total scade odată cu creşterea debitului de alimentare în instalaţie; - toate rezultatele obținute pentru viteza de variaţie a amplitudinii vibrațiilor arată că mişcările sistemelor de alimentare cu scule pot fi efectuate numai în afara proceselor tehnologice, întrucât s-ar introduce erori de prelucarare; - suprapresiunea ce apare la regimul tranzitoriu de decelerare nu prezintă un pericol asupra instalaţiei întrucât aceasta nu depăşeşte valoarea maxim adimisă pe care o suportă motorul hidraulic.

5.1.5 Concluzii

1. În scopul creșterii performanțelor sistemului de alimentare se recomandă ca soluție pentru creșterea accelerației și micșorarea suprasolicitărilor, scăderea masei totale a elementului mobil așa cum indică ecuațiile (3.31) și (3.53) din modelul matematic. În acest scop materialele folosite, acolo unde este posibil, este recomandat să fie făcute din aliaje ușoare (aliaje de Al). 2. Pentru a scădea nivelul amplitudinii vibrațiilor, așa cum rezultă din modelul teoretic, se poate utiliza ca primă soluție reducerea vitezei de deplasare a elementului mobil, dar în acest caz va crește timpul de schimbare a sculei. 3. Varianta de decelerare în construcția cilindrului hidraulic, așa cum a fost prezentată, are performanțe limitate (timpi de schimbare a sculei relativ acceptabili) și se recomandă mașinilor unelte unde greutatea sculei este mică (maxim 5 – 6 [kgf]). 4. Pentru creșterea performanțelor regimului de decelerare realizat, pot fi aduse îmbunătăţiri în construcția cilindrului. Astfel, diametrul porțiunii cilindrice care realizează camera de contrapresiune poate avea practicată o fantă conică și astfel „vârfurile” de contrapresiune vor fi diminuate, iar nivelul amplitudinii vibrațiilor scade. Această soluție este puțin controlabilă deoarece toleranțele de formă și poziție ale suprafețelor conjugate pot avea valorile efective la extremitățile câmpurilor de toleranțe acceptabile pe desen și astfel influiențele vor fi diferite.


36

5. Tot la îmbunătățirea regimului de decelerare, pentru realizarea camerei de contrapresiune poate fi folosit un con, în loc de cilindru, ce urmează să obtureze evacuarea lichidului. Și în acest caz valoarea contrapresiunii este greu controlabilă din cauza abaterilor de formă și poziție ale pieselor conjugate, asftel încât de la un cilindru la altul comportarea dinamică la decelerare va fi diferită. 6. Din analiza comparativă a cercetărilor efectuate și prezentate în subcapitolul 5.1, rezultă că în cazul sarcinilor de manipulare mici (maxim 5 – 7 [kgf]) rezultatele obținute sunt relativ bune. Astfel, ele pot fi folosite în structura sistemelor de manipulare având în vedere și costul relativ mic al realizării și implementării construcției. De asemenea, pot fi folosite în cazul sistemelor de alimentare unde sunt mai multe elemente mobile, fiecare cu propria mișcare și cu propria greutate dată de structura constructivă. Elementele mobile de la capătul ciclogramei vor avea inerții mai mici și atunci se poate folosi varianta decelerării realizată în construcția cilindrului. Invers, în cazul elementelor mobile aflate la baza ciclogramei, care au greutăți mari (obținute din însumarea elementelor mobile ale sistemului de alimentare) vor avea inerții mari și nu este recomandat utilizarea variantei decelerării în construcția cilindrului. 7. Proiectantul constructor de centre de prelucare sau numai de sisteme specializate de alimentare cu scule are la dispoziție o bază de date cu valori și recomandări privind varianta ce urmează să o folosească în scopul obținerii unor timpi de schimbare a sculei foarte mici. Totodată proiectantul are prezentate efectele colaterale ale comportării dinamice asupra calității procesului de prelucrare. În această situație poate alege în cunoștință de cauză care din mișcările elementelor din ciclograma de schimbare a sculei poate fi suprapusă cu procesul de prelucrare și care nu. 8. Proiectantul, având la dispoziție baza de date obținută din cercetarea variantelor analizate, poate stabili, încă din faza de concepție, tipul și complexitatea sistemului de schimbare a sculei (cu mecanism de transfer, cu și fără mecanism de schimbare etc.) pornind de la comportarea dinamică a fiecărui element.

5.2 Rezultatele încercărilor experimentale pentru cazul în care regimul tranzitoriu al

elementului mobil se realizează cu valvă de decelerare 5.2.1. Rezultatele obținute la debit variabil și sarcină constantă amplasată axial

Determinările experimentale au avut drept scop obţinerea unui timp minim total necesar parcurgerii cursei de către modulul de translaţie al standului, ţinând cont de viteza de variaţie a amplitudinii vibraţiilor înregistrată la nivelul batiului. În vederea obţinerii unor timpi cât mai mici, a fost variat debitul de alimentare cu valori în trepte de 26, 30 şi 34 [l/min], tabelul 5.9, sarcina fiind constantă de 12 [kgf]. Variaţia vitezei în funcţie de timp a elementului mobil, fig.5.18, pentru cele trei regimuri considerate a fost determinată pe baza relaţiilor (5.2), (5.3), (5.4), unde timpul total necesar a fost obţinut ca suma a timpilor corespunzători celor trei regimuri.


37

Fig.5.18 Variaţia vitezei în funcţie de timp corespunzătoare mişcarii liniare pentru

debite de alimentare variabil şi sarcină constantă amplasată axial

Fig.5.19 Viteza de variaţie a amplitudinii vibraţiei în funcţie de timp înregistrată la nivelul batiului

la debit variabil și sarcină constantă

Fig.5.20 Variaţia presiunii în funcţie de timp pentru

debit de alimentare variabil şi sarcină constantă

Concluzii. În urma acestui set de încercări experimentale efectuate în vederea determinării influenţei variaţiei debitului la sarcină constantă pentru soluţia constructivă adoptată se pot sublinia următoarele:

- timpul aferent regimului tranzitoriu de accelerare scade odată cu creşterea debitului de alimentare;

- timpul aferent regimului tranzitoriu de decelerare creşte odată cu creşterea debitului de alimentare datorită vitezelor mari pe care le atinge elementul mobil;

- viteza de variaţie a amplitudinii vibraţiilor înregistrate la nivelul batiului pentru viteze ale elementului mobil de 0,689[m/s] şi 0,717 [m/s] se încadrează în limitele admise conform standardului de vibraţii IRD 10816, fig.5.2;





38

Fig.5.21 Variaţia vitezei în funcţie de timp la debit constant şi sarcină variabilă de:

a) 18,7 [kgf]; b) 26,4 [kgf]

Fig.5.22 Viteza de variaţie a amplitudinii vibraţiei înregistrată la nivelul batiului la debit constant şi sarcină variabilă de: a) 18,7 [kgf]; b) 26,4 [kgf]

Fig.5.23 Variaţia presiunii în funcţie de timp pentru debit de alimentare

la debit constant şi sarcină variabilă de: a) 18,7 [kgf]; b) 26,4 [kgf]

Concluzii. După o analiză a valorilor numerice obținute în urma încercărilor experimentale, se pot scoate în evidenţă următoarele aspecte:

- viteza de deplasare a elementului mobil înregistrată în regimul permanent de funcţionare, scade odată cu creşterea sarcinii manipulate; - timpul necesar regimului tranzitoriu de decelerare este minim cand sarcina elementului mobil este de 18,7 [kgf], debitul de alimentare fiind de 30 şi 34 [l/min];


39

- pentru debit de alimentare de 26 [l/min] timpul regimului tranzitoriu de decelerare este minim cand sarcina elementului mobil este de 12 [kgf]; - setul de încercări la debit constant de 30 [l/min] înregistrează un timp minim necesar regimului tranzitoriu de decelerare la sarcină de 12 [kgf]; - timpul total necesar parcurgerii distanţei de 480 [mm] (cursa este aceiaşi pentru toate încercările) de către modulul de translaţie este minim pentru sarcina de 18,7 [kgf] la debit de alimentare de 34 [l/min]; - viteza de variaţie a amplitudinii vibraţiilor la nivelul batiului înregistrază pentru regimul tranzitoriu de decelerare o creştere odată cu mărirea sarcinii manipulate; - pentru sarcina variabilă la debit constant de 34 [l/min] toate valorile înregistrate ale vitezei de variaţie a amplitudinii la nivelul structurii pentru regimul tranzitoriu de decelerare sunt constante în limitele admise conform standardului de vibraţii 10816, fig.5.2.


Fig.5.24 Variaţia vitezei în funcţie de timp corespunzătoare mişcării liniare pentru debite de

alimentare variabil şi sarcină constantă de 18,7[kgf] amplasată excentric

Fig.5.25 Viteza de variaţie a amplitudinii vibraţiei la nivelul batiuluila debit variabil și sarcină constantă de

18,7[kgf] amplasată excentric


variabil și sarcină constantă de 18,7[kgf] amplasată excentric


40

Concluzii. În urma încercărilor experimentale efectuate în vederea determinării influenţei variaţiei debitului la sarcină constantă amplasată excentric au rezultat următoarele:


- viteza de variaţie a amplitudinii vibraţiilor la nivelul batiului, pentru debit de alimentare de 36 [l/min] şi sarcină de 18,7 [kgf] amplasată excetric, este în limitele acceptate, conform standardului de vibraţii IRD 10816, fig.5.2;


- timpul total reprezentând suma timpilor corespunzători celor trei regimuri de funcţionare scade odată cu creşterea debitului de alimentare în instalaţie. Se observă că timpul total înregistrat la setul de încercări în care sarcina este amplasată excentric este mai mare decât la aceiaşi sarcină amplasată axial. Cel mai bun timp înregistrat, aferent timpului total necesar de deplasare al elementului mobil este de 0,631[s], (sub 0,7 înregistrat la ora actuală la sistemele de alimentare cu scule) şi nivelul vitezei de variaţie a amplitudinii la nivelul structurii este acceptat conform standardului de vibraţii IRD 10816;

5.2.4 Rezultatele obținute la debit variabil și sarcină constantă de 26,4 [kgf]amplasată excentric

Fig.5.27 Variaţia vitezei în funcţie de timp corespunzătoare mişcării liniare pentru

debit variabil şi sarcină de 26,4 [kgf] amplasată excentric

Fig.5.28 Viteza de variaţie a amplitudinii vibraţiei, înregistrată la nivelul batiului

la debit variabil şi sarcină constantă amplasată excentric

Fig.5.29 Variaţia presiunii în funcţie de timp pentru debit de alimentare variabil

şi sarcina amplasată excentric de 26,4 [kgf]


41

Concluzii. În urma acestui set de încercări experimentale efectuate în vederea determinării influenţei variaţiei debitului la sarcină constantă amplasată excentric, pentru soluţia constructivă adoptată, se pot formula concluziile:



- timpul total reprezentând suma timpilor corespunzători celor trei regimuri de funcţionare scade odată cu creşterea debitului de alimentare în instalaţie. Se poate observa că timpul total înregistrat la setul de încercări unde sarcina este amplasată excentric este mai mic decât la aceiaşi sarcină amplasată axial. Cel mai bun timp înregistrat, aferent timpului total necesar de deplasare al elementului mobil este de 0,631 [s], dar nivelul vitezei de variaţie a amplitudinii la nivelul structurii nu este acceptabil conform standardului de vibraţii IRD 10816. Această mişcare poate fi efectuată de sistemele de alimentare cu scule în afara oricărui proces tehnologic.

5.2.5 Concluzii

1. Rezultatele experimetale obţinue în cazul utilizării valvei de decelerare au arătat că amplasarea acesteia în circuit aduce o comportare dinamică îmbunătățită față de decelerarea în trepte din construcția cilindrului. 2. Utilizarea valvei de decelerare având tija amplasată pe direcția de deplasare a elementului mobil impune un spațiu constant aferent decelerării. Din acest motiv, rezultatele obținute nu sunt extrem de spectaculoase. Dacă valva de decelerare ar fi avut tija perpendiculară pe direcția elementului mobil atunci spațiul de decelerare ar fi fost variabil. Acest caz nu a fost cercetat deoarece este asemănător distribuitorului de urmărire cercetat ulterior. 3. Rezultatele obținute confirmă modelul matematic obținut, iar în cazurile de decelerare unde apar „vârfuri” ale vitezei și presiunii, acestea sunt datorate influenței inerției și a constantei elastice a circuitului hidraulic. 4. Faptul că în regimul de decelerare viteza descrește liniar, determină un nivel al amplitudinii vibrațiilor micșorat în comparație cu decelerarea în trepte obținută din construcția cilindrului. 5. Costul variantei cu valvă de decelerare este mai mare în raport cu decelerarea în trepte obținută din construcția cilindrului. De asemenea, spațiul necesar amplasării valvei de delerare este mai mare conducând la o creștere volumică a sistemului de alimentare. 6. Varianta utilizării valvei de decelerare este recomandată elementelor mobile care au masă medie și mare în mișcare. Aceste elemente sunt, de obicei, cele aflate la baza sistemului de alimentare și care susțin elementele mobile. 7. Utilizarea variantei cu valvă de decelerare este recomandată centrelor de prelucrare mari, care au greutatea sculei 30 – 40 [kgf]. De asemenea, pot fi folosite și la sistemele de alimentare automata cu dispozitive unde sarcina este mai mare de 50 [kgf]. 8. Varianta constructivă cu valvă de decelerare, care are avantajele dar și dezavantajele prezentate, poate fi înlocuită cu amortizoare, a cărei curbă de decelerare este cvasiliniară, iar spațiul de decelerare este constant. Astfel, acolo unde este posibilă amplasarea amortizoarelor independente, ansamblul sistemului de alimentare poate fi simplificat. 9. Utilizarea valvei de decelerare impune realizarea circuitului hidraulic aferent care, și sub acest aspect, face complex ansamblul sistemului de alimentare cu scule.


42

10. Alegerea comparativă a variantei de decelerare utilizată are în vedere, pe lângă performanțele dorite sistemului de alimentare, și costul ansamblului. De aceia, în cazul centrelor de prelucrare mici și mijlocii unde greutatea sculei este de maxim 15 [kg], „câștigul” în timp al schimbării sculei este mic față de costul ce-l impune. Din aceste considerente, la centrele de prelucrare mici nu este recomadată această variantă. 11. Având la dispoziție valorile admisibile ale vibrațiilor centrului de prelucrare, cât și timpul de schimbare dorit, proiectantul poate stabili în cunoștință de cauză modul de realizare a ciclogramei, astfel încât unele mișcări ale sistemului de schimbare a sculei să nu se suprapună cu procesul de prelucrare. 12. Din analiza comparativă privind amplasarea sarcinii, axial sau excentric, caz întâlnit frecvent atunci când se maipulează doar o sculă, au rezultat diferențe relativ mici datorită coeficientului de frecare mic din ghidajele elementului mobil. Astfel, se recomandă ca toate elementele mobile din structura sistemelor de alimentare să aibe ghidje de rostogolire, µr = 0,002. 5.3 Realizarea încercărilor experimentale şi interpretarea rezultatelor obţinute pentru cazul în care regimul tranzitoriu al elementului mobil se realizează cu distribuitor de

urmărie și unghi de înclinare a camei de 1º

5.3.1. Rezultatele obținute la debit variabil și la sarcină constantă amplasată axial


corespunzătoare mişcarii liniare pentru debit de alimentare variabil şi sarcină constantă amplasată axial

Fig.5.31 Viteza de variaţie a amplitudinii vibraţiei înregistrată la nivelul batiuluila debit variabil şi

sarcină constantă amplasată axial

Fig.5.32 Variaţia presiunii în funcţie de timp pentru debit variabil

şi sarcina amplasată axial de 12 [kgf]


43

Concluzii. În urma acestui set de încercări efectuate în vederea determinării influenţei variaţiei debitului la sarcină constantă, pentru soluţia constructivă adoptată, sunt formulate concluziile:

- timpul aferent regimului tranzitoriu de decelerare creşte odată cu creşterea debitului de alimentare;



- la încercările la debit de alimentare de 30 [l/min] şi 34 [l/min], sarcina manipulată fiind de 26,4[kgf], se inregistrează viteze de variaţie a amplitudinii vibratiilor acceptabile, conform standardului de vibraţii IRD 10816. Cu alte cuvinte aceaste mişcari se pot executa în timpul procesului de prelucrare.

- pentru celălalt caz, unde valorile vibratiilor sunt depasite, mişcările pot fi efectuate doar în afara procesului de prelucrare.

- suprapresiunea ce apare la regimul tranzitoriu de decelerare nu prezintă un pericol asupra instalaţiei întrucât aceasta nu depaşeşte valoarea maxim admisă pe care o suporta motorul hidraulic şi anume 200 [bar].


Fig.5.33 Variaţia vitezei în funcţie de timp la debit constant şi sarcină variabilă de:

a) 18,7 [kgf]; b) 26,4 [kgf


44

Fig.5.34 Viteza de variaţie a amplitudinii vibraţiei înregistrată la nivelul batiului la debit de alimentare constant şi sarcină variabilă amplasată axial


la debit constant şi sarcină variabilă de: a) 18,7 [kgf]; b) 26,4 [kgf]

Concluzii. În urma acestui set de încercări efectuate în vederea determinării influenţei variaţiei debitului la sarcină constantă pentru soluţia constructivă adoptată sunt formulate următoarele concluzii:

- timpul aferent regimurilui tranzitoriu de decelerare rămâne aproximativ constant; - timpul aferent regimului permanent de funcţionare scade odată cu creşterea debitului de alimentare;


- la încercările la debit de alimentare de 30 [l/min], sarcina manipulată fiind de 18,7 [kgf], se înregistrează viteze de variaţie a amplitudinii vibraţiilor acceptabile, conform standardului de vibraţii IRD 10816. Cu alte cuvinte, această mişcare se poate executa în timpul procesului de prelucrare. Pentru celelalte cazuri mişcările pot fi efectuate doar în afara procesului de prelucrare a semifabricatului;

- suprapresiunea ce apare la regimul tranzitoriu de decelerare nu prezintă un pericol asupra instalaţiei.

5.3.3. Rezultatele obținute la debit variabil și sarcină constantă de 18,7 [kgf] amplasată excentric


45

Fig.5.36 Variaţia vitezei în funcţie de timp corespunzătoare

mişcarii liniare pentru debit de alimentare variabil şi sarcină de 18,7 [kgf] amplasată excentric

Fig.5.37 Viteza de variaţie a amplitudinii vibraţiei înregistrată la nivelul batiului debit de

alimentare variabil şi sarcină de 18,7 [kgf] amplasată excentric


variabil şi sarcina amplasată excentric de 18,7 [kgf] Concluzii. În urma acestui set de încercări efectuate în vederea determinării influenţei variaţiei debitului la sarcină constantă amplasată excentric, pentru soluţia constructivă adoptată, se pot sublinia următoarele:

- timpul aferent regimului tranzitoriu de decelerare scade odată cu creşterea debitului de alimentare datorită vitezelor mari pe care le atinge elementul mobil;

- viteza de variaţie a amplitudinii vibraţiilor la nivelul batiului pentru toate deplasarile este în limitele acceptate, conform standardului de vibraţii IRD 10816, fig.5.2;


- timpul total, reprezentând suma timpilor corespunzători celor trei regimuri ale de funcţionare, scade odată cu creşterea debitului de alimentare în instalaţie;

- se poate observa că timpul total înregistrat la setul de încercări în care sarcina este amplasată excentric este mai mare decât la aceiaşi sarcină amplasată axial.



46


corespunzătoare mişcarii liniare pentru debite de

alimentare variabil şi sarcină de 26,4 [kgf] amplasată

excentric

Fig.5.40 Viteza de variaţie a amplitudinii vibraţiei înregistrată la nivelul batiului

la debit variabil și sarcină sarcina amplasată excentric de 26,4 [kgf]


variabil şi sarcina amplasată excentric de 26,4 [kgf]

Concluzii. În urma acestui set de încercări efectuate în vederea determinării influenţei variaţiei debitului la sarcină constantă amplasată excentric, pentru soluţia constructivă adoptată, sunt formulate concluzii:


- viteza de variaţie a amplitudinii vibraţiilor la nivelul batiului pentru toate deplasarile este în limitele acceptabile, conform standardului de vibraţii IRD 10816; toate mişcările pot fi efectuate în timpul procesului de prelucrare;


- timpul total, reprezentând suma timpilor corespunzători celor trei regimuri de funcţionare, scade odată cu creşterea debitului de alimentare în instalaţie. Se poate observa că timpul total înregistrat la setul de încercări unde sarcina este amplasată excentric este mai mare decât la aceiaşi sarcină amplasată axial. Acest lucru este benefic întrucât sistemele de alimentare de cele mai multe ori manipulează o singură sculă pentru a o aduce în postul de aşteptare, pentru înlocuirea ulterioară în arborele principal al maşinii;

5.3.5 Concluzii

1. Varianta constructivă prin folosirea distribuitorului de urmărire aduce cele mai bune rezultate din punct de vedere al regimului tranzitoriu de decelerare în comparație cu utilizarea valvei de decelerare și cea a decelerării în trepte din construcția cilindrului.


47

2. Rezultatele experimentale pentru regimul tranzitoriu de accelerare și decelerare au confirmat modelul matematic, la modificarea pantei de decelerare ecuația de echilibru reconfigurându-se o dată cu înclinarea camei de comandă. 3. Utilizarea distribuitorului de urmărire la decelerarea elementului mobil împreună cu elementul înclinat (cama) care asigură comanda, pot asigura un reglaj adecvat al spațiului pe care se face decelerarea. Această variantă constructivă este singura care oferă posibilitatea ajustării pantei de decelerare în limite largi. Altfel spus, această soluție constructivă se poate aplica cu succes la majoritatea elementelor mobile unde masa acestora este cuprinsă într-o plajă largăa greutatii mobile. 4. Modificarea unghiului de înclinare a camei de comandă a distribuitorului de urmărire asigură un reglaj ușor ce se poate realiza și optimiza cu efort minim. 5. Totodată, prezența în circuitul hidraulic a distribuitorului de urmărire, cu volumul propriu și cu racordurile specifice, conduc la o creștere în volum a sistemului de alimentare cu scule. În această situație, sistemul de alimentare, având mai multe elemente mobile, ar crește costul sistemului de alimentare cu scule. 6. Un alt avantaj major al utilizării distribuitorului de urmărire este acela că permite realizarea decelerării elementului mobil în orice punct al cursei elementului mobil. În acest fel se pot face ajustaje, reglaje etc. cu minimum de efort pe toată cursa elementului mobil, față de decelerarea în trepte din construcția cilindrului care se poate face doar la capetele cursei. 7. Având în vedere avantajele și dezavantajele prezentate mai sus, acestă variantă este recomandat a fi utilizată la sistemele de alimentare cu scule unde se cer performanțe ridicate (timp de schimbare foarte mic și nivel al vibrațiilor redus) și care au mase în mișcare relativ mari, peste 30 [kg]. De asemenea la centrele de prelucrare de mărime mare, unde greutatea sculei este de 45 ÷ 50 [kgf] este recomandat a fi utilizată această soluție. 8. În cazul centrelor de prelucrare mici și mijlocii, unde greutatea sculei este de maxim 20 ÷ 25 [kgf], varianta constructivă utilizând distribuitorul de urmărire este recomandată elementelor mobile de la baza sistemului, care susțin ansamblul, având astfel inerții mari. Un caz concret îl reprezintă tipul de schimbare a sculei fără mecanism de schimbare unde ansamblul magazinului de scule, care are inerție mare, execută una sau două mișcări în procesul de schimbare. 9. Varianta utilizării distribuitorului de urmărire este largă, având posibilitatea aplicării ei și la motoarele hidraulice rotative, în special cele care sunt însoțite cu mecanisme de transformare a mișcării de rotație în translație (șuruburi cu bile) și au curse mari. Această situație este des întâlnită la mașinile de alezat și frezat mari unde distanța este mare de la magazinul cu scule la axul principal.

6. CONCLUZII FINALE, RECOMAND ĂRI ŞI CONTRIBU ŢII ORIGINALE

6.1 Concluzii finale şi recomandări 1. Aplicarea și dezvoltarea metodei grafurilor arborescente la stabilirea conceptuală a soluției constructive ajută la obținerea unui timp mic de schimbare a sculei datorită numărului mic de mișcări. 2. Structurile obținute prin aplicarea metodei grafurilor arborescente (cu număr minim de mișcări) se vor îngloba în realizarea efectivă a lor cu un număr de repere mai mic,


48

manoperă mai puțină; toate acestea reflectându-se în prețul sistemului de alimentare cu scule. 3. Aceiași metodă a grafurilor arborescente se poate aplica la orice familie de mașini care își menține aceiași structură a mașinii. Astfel, vor putea fi optimizate toate sistemele de alimentare de la familiile de mașini de frezat, strunjit, găurit etc. 4. Varianta de decelerare în construcția cilindrului hidraulic are performanțe limitate (timpi de schimbare a sculei relativ acceptabili) și se recomandă mașinilor unelte unde greutatea sculei este mică (maxim 5 – 6 [kgf]). 5. Pentru creșterea performanțelor regimului de decelerare realizat tot în construcția cilindrului pot fi aduse îmbunătățiri. Astfel, diametrul porțiunii cilindrice care realizează camera de contrapresiune poate avea practicată o fantă conică și astfel „vârfurile” de contrapresiune vor fi diminuate, iar nivelul amplitudinii vibrațiilor scade. Această soluție este puțin controlabilă deoarece toleranțele de formă și poziție ale suprafețelor conjugate pot avea valorile efective la extremitățile câmpurilor de toleranțe acceptabile pe desen și astfel influiențele vor fi diferite. 6. Din analiza comparativă a cercetărilor efectuate și prezentate în cazul realizării regimului de decelerare din construcţia cilindrului rezultă că în cazul sarcinilor de manipulare mici (maxim 5 – 7 [kgf]) rezultatele obținute sunt relativ bune. Astfel, ele pot fi folosite în structura sistemelor de manipulare având în vedere și costul relativ mic al realizării și implementării construcției. De asemenea, pot fi folosite în cazul sistemelor de alimentare unde sunt mai multe elemente mobile, fiecare cu propria mișcare și cu propria greutate dată de structura constructivă. Elementele mobile de la capătul ciclogramei vor avea inerții mai mici și atunci se poate folosi varianta decelerării realizată în construcția cilindrului. Invers, în cazul elementelor mobile aflate la baza ciclogramei, care au greutăți mari (obținute din însumarea elementelor mobile ale sistemului de alimentare) vor avea inerții mari și nu este recomandat utilizarea variantei decelerării în construcția cilindrului. 7. Proiectantul constructor de centre de prelucare sau numai de sisteme specializate de alimentare cu scule are la dispoziție o bază de date cu valori și recomandări privind varianta ce urmează să o folosească în scopul obținerii unor timpi de schimbare a sculei foarte mici. Totodată proiectantul are pus în evidență efectele colaterale ale comportării dinamice asupra calității procesului de prelucrare. În această situație poate alege în cunoștință care din mișcările elementelor din ciclograma de schimbare a sculei poate fi suprapusă cu procesul de prelucrare și care nu. 8. Proiectantul având la dispoziție baza de date obținută din cercetarea variantelor analizate poate stabili, încă din faza de concepție, tipul și complexitatea sistemului de schimbare a sculei (cu mecanism de transfer, cu și fără mecanism de schimbare etc.) pornind de la comportarea dinamică a fiecărui element. 9. Rezultatele experimetale în cazul utilizării valvei de decelerare au arătat că amplasarea acesteia în circuit aduce o comportare dinamică îmbunătățită față de decelerarea în trepte din construcția cilindrului. 10. Utilizarea variantei cu valvă de decelerare este recomandată centrelor de prelucrare mari, care au greutatea sculei 30 – 40 [kgf]. De asemenea, pot fi folosite și la sistemele de alimentare automata cu dispozitive unde sarcina este mai mare de 50 [kgf]. 11. Costul variantei cu valvă de decelerare este mai mare în raport cu decelerarea în trepte obținută din construcția cilindrului. De asemenea, spațiul necesar amplasării valvei de delerare este mai mare conducând la o creștere volumică a sistemului de alimentare. 12. Varianta constructivă cu valvă de decelerare, care are avantajele dar și dezavantajele prezentate, poate fi înlocuită cu amortizoare independente ale căror curbă de decelerare


49

este cvasiliniară, iar spațiul de decelerare este constant. Astfel, acolo unde este posibil amplasarea amortizoarelor independente, ansamblul sistemului de alimentare poate fi simplificat. 13. Din analiza comparativă privind amplasarea sarcinii axial sau excentric, caz întâlnit frecvent atunci când se maipulează doar o sculă, au rezultat diferențe relativ mici datorită coeficientului de frecare mic din ghidajele elementului mobil. Astfel se recomandă ca toate elementele mobile din structura sistemelor de alimentare să aibe ghidje de rostogolire, µr = 0,002. 14. Varianta constructivă prin folosirea distribuitorului de urmărire aduce cele mai bune rezultate din punct de vedere al regimului tranzitoriu de decelerare în comparație cu utilizarea valvei de decelerare și cea a decelerării în trepte din construcția cilindrului. 15. Utilizarea distribuitorului de urmărire la decelerarea elementului mobil împreună cu elementul înclinat (cama) care asigură comanda, pot asigura un reglaj adecvat al spațiului pe care se face decelerarea. Această variantă constructivă este singura care oferă posibilitatea ajustării pantei de decelerare în limite largi. Altfel spus, această soluție constructivă se poate aplica cu succes la majoritatea elementelor mobile unde masa acestora este cuprinsă într-o plajă largăa greutatii mobile. 16. Un alt avantaj major al utilizării distribuitorului de urmărire este acela că permite realizarea decelerării elementului mobil în orice punct al cursei elementului mobil. În acest fel se pot face ajustaje, reglaje etc. cu minimum de efort pe toată cursa elementului mobil, față de decelerarea în trepte din construcția cilindrului care se poate face doar la capetele cursei. 17. Varianta constructivă cu distribuitor de urmărire este recomandat a fi utilizată la sistemele de alimentare cu scule unde se cer performanțe ridicate (timp de schimbare foarte mic și nivel al vibrațiilor redus) și care au mase în mișcare relativ mari, peste 30 [kg]. De asemenea la centrele de prelucrare de mărime mare, unde greutatea sculei este de 45 ÷ 50 [kgf] este recomandat a fi utilizată această soluție. 18. În cazul centrelor de prelucrare mici și mijlocii, unde greutatea sculei este de maxim 20 ÷ 25 [kgf], varianta construcției utilizând distribuitorul de urmărire este recomandată elementelor mobile de la baza sistemului, care susțin ansamblul, având astfel inerții mari. Un caz concret îl reprezintă tipul de schimbare a sculei fără mecanism de schimbare unde ansamblul magazinului de scule, care are inerție mare, execută una sau două mișcări în procesul de schimbare. 19. Varianta utilizării distribuitorului de urmărire este largă, având posibilitatea aplicării ei și la motoarele hidraulice rotative, în special cele care sunt însoțite cu mecanisme de transformare a mișcării de rotație în translație (șuruburi cu bile) și au curse mari. Această situație este des întâlnită la mașinile de alezat și frezat mari unde distanța este mare de la magazinul cu scule la axul principal.

6.2 Contribuţii originale

1. A fost dezvoltată metoda grafurilor arborescente pe familii de maşini privind sinteza structurală a sistemelor de alimentare cu scule. Astfel pe baza acestei metode proiectantul constructor de centre de prelucrare sau numai de sisteme specializate de alimentare cu scule, are la dispoziţie această metodă specifică familiilor de maşini (centre de prelucrare de alezat şi frezat, centre de prelucrare de frezat, centre de prelucrare de strunjit de tip carusel sau paralel, centre de prelucrare de găurit etc.) care-l


50

ajută la stabilirea optimă a configuraţiei structurale a sistemului de alimentare cu scule. În urma aplicării acestei metode proiectantul constructor va obţine o structură conceptuală cu un număr minim de mişcări necesar procesului de schimbare a sculei, pornind de la traseul impus de poziţionarea magazinului cu scule şi axul principal care este specific fiecărei familii de maşini. Numărul minim de mişcări obţinut în urma aplicării acestei metode impune un număr minim de elemente componente ale sistemului de alimentare cu scule, ceea ce contribuie la scăderea timpului de schimbare a sculei, la simplificarea constructivă a ansamblului şi care au repercursiuni pozitive asupra costului de producţie. 2. A fost cercetat teoretic şi stabilit un model matematic specific fiecărui tip de mişcare (liniară şi de rotaţie) din structura unui sistem de alimentare cu scule în scopul stabilirii comportării dinamice în regimurile de accelerare şi decelerare. Scopul principal fiind acela de creştere a vitezei de deplasare a elementelor mobile din structura sistemelor de alimentare cu scule pentru a reduce timpul de schimbare a sculei. 3. A fost cercetat experimental şi creat o bază de date privind influenţele valorii sarcinii manipulate (greutatea sculei), modul de amplasare al acesteia (axial sau excentric) asupra regimurilor tranzitorii atunci când decelerarea la capăt de cursă se realizează în trepte obţinute din construcţia cilindrului. cercetările au vizat creşterea vitezelor de deplasare a având în atenţie efectele inerţiale în regimurile tranzitorii şi materializate prin vibraţii, asupra structurii centrului de prelucrare şi apoi regăsite în calitatea suprafeţelor pieselor prelucrate. 4. A fost cercetat experimental şi creat o baza de date privind influenţa aceloraşi factori de la punctual 3 asupra regimurilor tranzitorii când decelerarea este realizată cu o valvă de decelerare. În acest caz decelerarea poate fi realizată în orice punct al cursei elementului mobil. Şi în acest caz a fost analizat posibilităţile de creştere a vitezei de deplasare având influenţe vibratorii cât mai mici asupra structurii maşinii. A fost făcută o analiză comparativă a rezultatelor obţinute de la decelerarea realizată în trepte obţinută din construcţia motorului şi cea obţinută cu valvă de decelerare. 5. S-a realizat o bază de date în urma cercetărilor privind influenţa aceloraşi factori de la punctul 3 asupra regimurilor tranzitorii când decelerarea este realizată cu un distribuitor de urmărire. Au fost comparate rezultatele obţinute la cele trei variante constructive: decelerare în trepte din construcţia motorului, decelerare cu valvă de decelerare şi decelerare cu distribuitor de urmărire. Această comparaţie a avut în atenţie posibilităţile alimentare cu scule pentru a reduce timpul de schimbare a sculei. 6. În urma analizei celor trei baze de date experimentale obţinute, atât individual cât şi prin comparaţie, privind creşterea vitezelor de deplasare a elementelor mobile şi micşorarea efectelor vibratorii asupra centrului de prelucrare, au fost făcute recomandări punctuale de utilizare a variantei potrivite funcţie de greutatea sculei şi mărimea maşinii. Astfel, proiectantul constructor care are în atenţie minimizarea timpului de schimbare a sculei are la dispoziţie posibilitatea de a alege în funcţie de greutatea sculei manipulate, greutatea elementului mobil, volumul sistemului de alimentare cu scule varianta de decelerare potrivită.


51

6.3 Valorificarea cercetărilor realizate

Prim autor Obreja C., Mihaila L., Andrioaia. D., Modular Tool Changing System with High Storage Capacity for CNC Milling Centers, Proceedings of the 16th International Conference Modern Technologies, Quality and Innovation (ModTech), Sinaia, Romania, ISSN 2069-6736, Vol. 2., pp. 689-692, (2012). Obreja C., Stan G., Andrioaia D., Funaru M., Design of an Automatic Tool Changer System for Milling Machining Centers, Applied Mechanics and Materials, IMANE, , Vol. 371, pp. 69-73, (2013). Obreja C., Stan G., Ghenadi A., Dynamic Modelling of Automatic Tool Changer System from machine-tools using Lagrange Equations, Journal of Engineering Studies and Research, J.E.S.R., acceptat pentru publicare, (2014). Obreja C., Stan G., Research Regarding the Dynamic Behavior of Tool Feeding Systems at different Transitory Regimes, Journal of Engineering Studies and Research, J.E.S.R., acceptat pentru publicare, (2014). Obreja C., Stan G., Mihaila L., Pascu M. Application of Tree Graph Method for Reducing the Total Time of Tool Changing in Milling and Boring Machine Tools, Applied Mechanics and Materials, IMANE, Vol. 371, pp. 431-435, (2013).

Coautor

Andrioaia D., Pascu M., Obreja C., Determining the Geometry Errors in a Mechanism with Delta type Parallel Structure, Proceedings of the 16th International Conference Modern Technologies, Quality and Innovation (ModTech), Applied Mechanics and Materials, Sinaia, Romania, ISSN 2069-6736, Vol. 1, pp. 37-40, (2012). Andrioaia D., Stan G., Funaru M., Obreja C., The influence of Kinematic Joints Clearances on the Positioning Accuracy of 3dof delta Parallel Robots, Applied Mechanics and Materials, Vol. 371, pp. 406-410, (2013) Funaru M., Obreja C., Mihaila L., High Speed Kinematic Feed Chain used on CNC Machine Tools, Proceedings of the 16th International Conference Modern Technologies, Quality and Innovation (ModTech), Sinaia, Romania, ISSN 2069-6736, Vol. 1, pp. 397-401, (2012). Mihailă L., Funaru M., Obreja C. Pallet Positioning and Clamp/ Unclamp Mechanism used on Machining Centre Table, Proceedings of the 16th International Conference Modern Technologies, Quality and Innovation (ModTech), Sinaia, Romania, ISSN 2069-6736, Vol. 1, pp. 553-557, (2012). Mihaila L., Stan G., Funaru M., Obreja C., Andrioaia D., Automatic Pallet Changer Mechanism used on Machining Centres, Journal of Engineering Studies and Research, ISSN 2068-7559, Vol 19. No.1, pp. 36-41, (2013). Mihailă L., Stan G., Obreja C., Pascu M., High Precision Rotary Table used on Milling Machining Centres, Applied Mechanics and Materials, ISSN 1660-9336, Vol. 371, pp. 121-125, (2013). Pascu M., Andrioaia D., Obreja C., Funaru M., Study and Researches Concerning the use of Porous Restrictor in the case of Hydrostatic Guideways, Journal of Engineering Studies and Research, ISSN 2068-7559, ,Vol.18, pp. 104-110, (2012). Pascu M., Stan G., Obreja C., Andrioaia D., Device for Supplying the Hydrostatic Pockets with Compensation of the Fluid Temperature, Applied Mechanics and Materials, IMANE, Vol. 371, pp. 632-636, (2013).

Contracte de cercetare internaţionale Membru- Contract de cercetare internaţional, Nr. 7-061/2012, “Robot multi-articulat cu mişcări 3D independente pentru operaţiuni de poziţionare precisă-ROBOBUILD.


52

BIBLIOGRAFIE

[1.] Abbaszaheh Y., Mayer J., Clotier G., Theory and simulation for the identification of the link geometric errors for a five-axis machine tool using a telescoping magnetic ball-bar, International Journal of Production Research, Vol. 40(18), pp. 4781–4797,(2002).

[2.] Altintas Y., Verl A., Brecher C., Uriarte L., Pritschow G., Machine tool feed drives, CIRP Annals, Manufacturing Technology, vol. 30, pp. 779-796, (2011).

[3.] Amir M., Pooneh S., Tool vibration prediction and optimization in face milling of Al 7075 and ST52 by using neural networks and genetic algoritm, International Journal of Machining and Machinability of Materials (IJMMM), Vol. 12, No. 1/2, pp. 142-153, (2012).

[4.] Andrioaia D., Pascu M., Obreja C., Determining the Geometry Errors in a Mechanism with Delta type Parallel Structure, Proceedings of the 16th International Conference Modern Technologies, Quality and Innovation (ModTech), Applied Mechanics and Materials, Sinaia, Romania, ISSN 2069-6736, Vol. 1, pp. 37-40, (2012).

[5.] Andrioaia D., Stan G., Funaru M., Obreja C., The influence of Kinematic Joints Clearances on the Positioning Accuracy of 3dof delta Parallel Robots, Applied Mechanics and Materials, Vol. 371, pp. 406-410, (2013).

[6.] Andolfatto L., Lavernhe S., Mayer J.,R.,R., Evaluation of servo, geometric and dynamic error sources on five-axis high-speed machine-tool, Int. J. of Mach. Tools and Manuf., Vol. 51, pp. 787-796, (2011).

[7.] Armstrong H.B., Dupont P., Canudas D.W.C., A survey of models, analysis tools and compensation methods for the control of machines with friction, Automatica, Vol. 30, No. 7, pp. 1083-1138, (1994).

[8.] Arora J.S., Wang Q., Review of formulations for structural and mechanical system optimization, Struct. Multidisc. Optim., Vol. 30, pp. 251–272, (2005).

[9.] Battles A., E., Linder B.,M., Chang K.,W., Slocum, A.,H., The design of a precision Bilaminar resonating transducer assembly tool, Precision Engineering, Vol. 15, No.4, pp. 248–57, (1993).

[10.] Benita M., B., Ajit N. D., Performance-based unit-load optimization in material handling systems design, Production Planning & Control, Vol. 9, No.7, pp. 634-639, (1998).

[11.] Bringman B., Knapp W., Machine tool calibration: geometric test uncertainty depends on machine tool performance, Precision Engineering, Vol. 33, pp. 524–529, (2009).

[12.] Chen F., C., Yan H., S., Configuration synthesis of machining centres with tool change mechanisms, International Journal of Machine Tools and Manufacture, Vol. 39, No. 2, pp. 273-295, (1999).

[13.] Chen C., Cheng M., Adaptive disturbance compensation and load torque estimation for speed control of a servomechanism, International Journal of Machine Tools and Manufacture, Vol. 59, pp. 6-15, (2012).

[14.] Cheng M., Lee C., Motion controller design for contour following tasks based on real-time contour error estimation, IEEE Transactions on Industrial Electronics,Vol. 54, No. 3, pp. 1686–1695, (2007).

[15.] Chettibi, T., Synthesis of dynamic motions for robotic manipulators with geometric path constraints, Mechatronics, Vol. 16, pp. 547–563., (2006).

[16.] Chirita Bogdan, Sisteme Flexibile de Fabricatie, Editura Alma Mater, Bacau, (2007). [17.] Chi S., W., Randhawa S., Burhanuddin, S., An integration architecture for flexible

manufacturing cells, Int. J. Adv. Manuf. Technol., Vol. 14, pp. 286-297. (1998). [18.] Chochia G,. A., Chawdhry P., K., Burrows C.,R., Dynamic modeling of flexible structures using

a local frame formulation, Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, pp. 645-654., (1999).

[19.] Constantin G., Ghionea A., Structural Configuration Methods for Machine tools, International Multidisciplinary Conference, Baia Mare, Romania, pp. 107-144, (2007).


53

[20.] Craig J.,J., Introduction to robotics, mechanics and control, New York: Addison-Wesley, (1989).

[21.] Culpepper M., L., Slocum A., H., Quasi-kinematic couplings: a low-cost method for precision coupling of product components and the like in manufacturing processes, Proceedings of the 1999 Annual Meeting of the American Society for Precision Engineering, Monteray, CA., pp. 1023-1036, (1999).

[22.] Botez E., Moraru V., Minciu C., Ispas C., Mașini-unelte: bazele teoretice ale proiectării. Organologia și precizia mașinilor unelte, Editura Tehnică, București. (1978).

[23.] Denisenko A., F., Petrunin V., I., Kazakova O., Yu., Study of the Operational Characteristics of an Automatic Tool Change System, Russian Engineering Research, Vol. 27, No. 5, pp. 279–282, (2007).

[24.] Denisenko F., Petrunin V., I., Kazakova O., Yu., Positional Errors of Tools in Multipurpose Lathes, Russian Engineering Research, Vol. 27, No. 10, pp. 701–703, (2007).

[25.] Dorf R., C., Kusiak A., Handbook of Design, Manufacturing and Automation, Editura John Wiley & Sons, Inc, (1994).

[26.] Dundas B., A new mechanism for tool changes, Modern machine shop, ProQuest, Vol.76, No. 6, pp. 58-64, (2003).

[27.] Ecker K., H., Gupta J., N., D., Scheduling tasks on a flexible manufacturing machine to minimize tool change delays, European Journal of Operational Research, Vol. 164, pp. 627-638, (2005).

[28.] Ebrahimi M., Whalley R., Analysis, modeling and simulation of stiffness in machine tool drives, Computers and Industrial Engineering, Vol. 38, pp. 93-105, (2000).

[29.] Edghill J., S., Davies A., Flexible Manufacturing Systems–the mit hand reality, Int. J. Adv. Manuf. Technol., Vol. 3, pp. 37-54, (1994).

[30.] Elatta A., Y., Gen L., P., Zhi F., L., Daoyuan Y., Fei L., An overview of robotic calibration, Information Technology Journal, Vol. 3, No.1, pp. 74–88, (2004).

[31.] Elfizy A., T., Bone G., M., Elbestawi, M., A., Model-based controller design for machine tool direct feed drives, International Journal of Machine Tools and Manufacture, Vol. 44, No.5, pp. 465–477, (2004).

[32.] Ernesto C., A., Farouki R., T., High-speed cornering by CNC machines under prescribed bounds on axis accelerations and toolpath contour error , International Journal of Advanced Manufacturing Technology, Vol. 58, pp. 327-338, (2012).

[33.] Evan C., Precision engineering: an evolutionary view, Bedford, UK: Cranfield Press, (1989). [34.] Fleischer J., Munzinger M., Simulation and optimization of complete mechanical behavior of

machine tools, Prod. Eng. Res. Devel., Vol. 2, pp. 85–90, (2008). [35.] Fleischer J., Denkena B., Winfough B., Mori M., Workpiece and Tool Handling in Metal

Cutting Machines, CIRP Annals – Manufacturing Technology, Vol. 55, No. 2, pp. 817–839, (2006).

[36.] Frisoli A., Checcacci D., Salsedo F., Bergamasco M., Synthesis by screw algebra of translating in-parallel actuated mechanisms, Advances in Robot Kinematics, Kluwer Academic Publishers, pp. 433–440, (2000).

[37.] Funaru M., Obreja C., Mihaila L., High Speed Kinematic Feed Chain used on CNC Machine Tools, Proceedings of the 16th International Conference Modern Technologies, Quality and Innovation (ModTech), Sinaia, Romania, ISSN 2069-6736, Vol. 1, pp. 397-401, (2012).

[38.] Gacsádi A., Bazele Roboticii, Universitatea din Oradea, (2008). [39.] Gams M., Saje M., Planinc I., Kegl M., Optimal size, shape, and control design in dynamics of

planar frame structures under large displacements and rotations, Engineering Optimization, Vol. 42, No.1, pp. 69-86, (2010).

[40.] Gest G., Culley S., J., Mcintosh R., I., Review of fast tool change systems, Computer Integrated Manufacturing Systems, Vol. 8, No.3, pp. 205-210, (1995).

[41.] Ghenadi A., Structuri Mecanice de Manipulare pentru Centre de Prelucrare, Editura Tehnica- Info Chisinau, (2005).


54

[42.] Gomis-Bellmunt, O., Campanile F., Galceran-Arellano S., Hydraulic actuator modeling for optimization of mechatronic and adaptronic systems, Mechatronics, Vol. 18, pp. 634–640, (2008).

[43.] Gomis-Bellmunt O., Campanile F., Galceran-Arellano S, Linear electromagnetic actuator modeling for optimization of mechatronic and adaptronic systems, Mechatronics, Vol. 17, pp.153–163, (2007).

[44.] Gong C., Yuan J., Non-geometric error identification and compensation for robotic system by inverse calibration, International Journal of Machine Tools and Manufacture, Vol. 40, No.14, pp. 19–37, (2000).

[45.] Gray A., Abraham S., A synthesis of decision models for tool management in automated manufacturing, Management Science, Vol. 39, No. 5, pp.549-567, (1993).

[46.] Guo X., G., Wang D., C, Li C., X., Liu, Y., D., A High-Speed Positioning Method for Servo Systems, International. Journal. Advanced. Manufacturing Technology, Vol. 21, pp. 1021–1028, (2003).

[47.] Hale L., Slocum A., Optimal design techniques for kinematic couplings, Precis Eng, Vol. 25, pp. 114–127, (2001).

[48.] Harley S., Automatic Tool changer 25 years ago, IEEE Control Systems Magazine, Vol. 6, No. 6, pp. 3-6, (2011).

[49.] Hale L.,C., Friction-based design of a kinematic coupling for precision applications, Proceedings of the American Society for Precision Engineering Annual Conference; pp. 45–58, (1998).

[50.] Hale L., C., Slocumb A., H., Optimal design techniques for kinematic couplings, Precision Engineering, Vol. 25, pp. 114-127, (2001).

[51.] Hecker R., L., Flores G., M., Xie Q., Haran R., Servocontrol of machine tools: a review, Latin American Applied Research, Vol. 38, pp. 85-94, (2008).

[52.] Hesse, S., Modular Pick-and-Place Devices, Blue Digest on Automation, (2000). [53.] Hong-Sen Y., Chen-Hsiung K., Configuration synthesis of mechanisms with variable

topologies, Mechanism and Machine Theory, Vol. 44, pp. 896–911, (2009). [54.] Hu C., Yao B., Wang Q., Experimental investigation on high-performance coordinated motion

control of high-speed biaxial systems for contouring tasks, International Journal of Machine Tools and Manufacture, Vol. 51, No. 9, pp. 677–686, (2011).

[55.] Hu L., Lin S., L., Xu J., M., Dong H., A new speed control algorithm for s-curve acceleration deceleration, Modular Machine Tool, Automatic Manufacturing Technique, No. 1, pp. 22-26, (2010).

[56.] Ibaraki S., Sawada M., Matsubara A., Machining tests to identify kinematic errors on five-axis machine tools Precision Engineering, Vol. 34, No. 3, pp. 387–398, (2010).

[57.] In-Chul H., Kinematic parameter calibration method for industrial robot manipulator using the relative position, Journal of Mechanical Science and Technology, Vol. 22, pp. 1084-1090, (2008).

[58.] Ispas V., Pop I., Bocu M., Roboți Industriali, Editura Dacia, Cluj-Napoca (1985). [59.] Jan P., Problematic of fast automatic tool change by working machinery, Journal of MM

Science, pp. 274-278, (2011). [60.] Jeong Y., H., Min B., K. Virtual automatic tool changer of a machining centre with a real-time

simulation, International Journal of Computer Integrated Manufacturing, Vol.21, No.8, pp. 885-894, (2008).

[61.] Jeng, S., L., Chen L., G., Chieng W., H., Analysis of minimum clamping force, International Journal. of Machines Tools and Manufacturing, Vol. 39 No. 9, pp. 1213-1224, (1995).

[62.] Jezernik K., Rodic M., High precision motion control of servo drives, IEEE Transactions on Industrial Electronics, Vol.56, No. 10, pp. 3810–386, (2009).

[63.] Jinan G., Junyan N., Research on the structure and PLC control of a new automatic tool changer, Consumer Electronics, Communications and Networks (CECNet), International Conference on Xian Ning, pp. 686 – 689, (2011).


55

[64.] Joubair A., Slamani M., Bonev I., A novel XY-Theta precision table and a geometric procedure for its kinematic calibration, Robotics and Computer-Integrated Manufacturing, Vol. 28, pp. 57–65, (2012).

[65.] Kanaan D., Wenger P., Chablat D, Kinematic analysis of a serial–parallel machine tool: The VERNE machine, Mechanism and Machine Theory, Vol. 44, pp.487–498, (2009).

[66.] Kant K. B., Gupta B., D., Sen G., Kumar K., D., A generalized procedure for minimizing tool changeovers of two parallel and identical CNC machining centres, Production Planning & ControL, Vol. 11, No. 1, pp. 62 –72, (2000).

[67.] Khaled T., M., Atef A., A., Bassuny M., Dynamic analysis algorithm for a micro-robot for surgical applications, International Journal Mechanics Mater Des, Vol. 7, pp.17–28, (2011).

[68.] Kermani M., Patel R., Moallem M., Friction identification and compensation in robotic manipulators, IEEE Transactions on Instrumentation and Measurement, Vol. 56, No. 6, pp. 2346–2353, (2007).

[69.] Kim J., H., Lee C., M., Multi-stage optimum design of magazine type automatic tool changer arm, J. Cent. South Univ., Vol. 19, pp. 174-178, (2012).

[70.] Kroll L., P., Blau M., Wabner U., Frieb J., Lightweight components for energy-efficient machine tools, Journal of Manufacturing Science and Technology, Vol. 4, pp. 148–160, (2011).

[71.] Kumar K., D., Minimizing Tool Changeovers in Three Parallel and Identical CNC Machining Centres, Journal of Advanced Manufacturing Systems, Vol.3, No.2, pp. 169–181, (2004).

[72.] Kurfess R., T., Robotics and automation handbook, CRC Press LLC., (2005). [73.] Kwang L., Seung H., Measurement and verification of position-independent geometric errors of

a five-axis machine tool using a double ball-bar, International Journal of Machine Tools and Manufacture, Vol. 70, pp. 45–52, (2013).

[74.] Kwasi A., A simulation study of FMS tool allocation procedures, Journal of Manufacturing Systems, Vol. 15, No. 6, pp. 419-431, (1996).

[75.] Lamikiz A., Lopez de Lacalle L., N., Ocerin O., The Denavit and Hartenberg approach applied to evaluate the consequences in the tool tip position of geometrical errors in five axis milling centers, International Journal of Advanced Manufacturing Technology, Vol. 37, pp. 122-139, (2008).

[76.] La P., Win K., M., Design and Simulation of Microcontroller Based Automatic Tool Changing System in CNC Machine, World Academy of Science, Engineering and Technology, Vol. 81, pp. 347-355, (2011).

[77.] Leng H., Wu Y., Pan X., Research on cubic polynomial acceleration and deceleration control model for high speed NC machining, Journal of Zhejiang University Science , Vol. 9, No. 3, pp. 58-365, (2008).

[78.] Li X., Wu Y., Leng H., Research on a new S-curve acceleration and deceleration control method, Modular Machine Tool Automatic Manufacturing Technique, Vol. 10, pp. 50-53, (2007).

[79.] Liu J., Zhao B., Research on Scheme Design of Four-axis Machining Centers Based on Topological Structure and Tool Changing Motion Characteristics, Manufacturing automation technology development, Vol. 455, pp. 242-250, (2011).

[80.] Maniu I., Dolga V., Sisteme de acţionare, Editura Politehnică, Timişoara, (2003). [81.] Marin D., Stanciu I., Marin D., H., Motion accuracy of NC machine tools, 9th WSEAS

International Conference on Automation and Information, București, (2008). [82.] Merticaru V., Probleme dinamice ale funcţionării mecanismelor, Editura Junimea, Iaşi, (1991). [83.] Mihailă L., Funaru M., Obreja C. Pallet Positioning and Clamp/ Unclamp Mechanism used on

Machining Centre Table, Proceedings of the 16th International Conference Modern Technologies, Quality and Innovation (ModTech), Sinaia, Romania, ISSN 2069-6736, Vol. 1, pp. 553-557, (2012).

[84.] Mihaila L., Stan G., Funaru M., Obreja C., Andrioaia D., Automatic Pallet Changer Mechanism used on Machining Centres, Journal of Engineering Studies and Research, ISSN 2068-7559, Vol 19. No.1, pp. 36-41, (2013).


56

[85.] Mihailă L., Stan G., Obreja C., Pascu M., High Precision Rotary Table used on Milling Machining Centres, Applied Mechanics and Materials, ISSN 1660-9336, Vol. 371, pp. 121-125, (2013).

[86.] Ming C., Jing L., Quanpu L., A Novel Dual-Cam Linkage Drive Automatic Tool Changer for Horizontal Machining Center, Intelligent Robotics and Applications, First International Conference, ICIRA, Wuhan, China, Proceedings, Vol. 46, pp. 346-354, (2008).

[87.] Mikell P., G., Automation Production Systems and Computer-Integrated Manufacturing, Third Edition, Pearson Education, (2008).

[88.] Moallem M., Patel R., V., Khorasani K., Design of an actuated flexible arm for improved vibration properties, Journal of Vibration and Control, Vol. 9, No. 9, pp.1041–1056, (2003).

[89.] Moraru V., Catrina D., Minciu C., Centre de Prelucrare, Editura Tehnica Bucuresti, (1980). [90.] Mustafa I., G. Design of an automatic tool changer with disc magazine for a CNC horizontal

machining center, International Journal of Machine Tools and Manufacture, Vol. 37, No. 3, pp. 277-286, (1997).

[91.] Mutell A., Jurat M., Zheng L., The kinematics simulation to the ATC for machining center based on I-DEAS, International Journal of Computer Integrated Manufacturing, Vol. 22, pp. 40-46, (2003).

[92.] Nagraj Balakrishnan, AmiyaK.Chakravarty, Opportunistic Retooling of a Flexible Machine Subject to Failure, Naval Research Logistics, Vol. 48, pp. 79-97, (2001).

[93.] Niemi E., Optimal tool magazine operation. Part 1: Rotating magazines with unbuffered tool change, International Journal of Advanced Manufacturing Technology, Vol. 22, No. 9-10, pp. 720-726, (2003).

[94.] Niemi E., Optimal tool magazine operation. Part 2: rotating magazines with buffered tool change”, International Journal of Advanced Manufacturing Technology, Vol. 24, pp. 567–572, (2004).

[95.] Obreja C., Mihaila L., Andrioaia. D., Modular Tool Changing System with High Storage Capacity for CNC Milling Centers, Proceedings of the 16th International Conference Modern Technologies, Quality and Innovation (ModTech), Sinaia, Romania, ISSN 2069-6736, Vol. 2., pp. 689-692, (2012).

[96.] Obreja C., Stan G., Andrioaia D., Funaru M., Design of an Automatic Tool Changer System for Milling Machining Centers, Applied Mechanics and Materials, IMANE, , Vol. 371, pp. 69-73, (2013).

[97.] Obreja C., Stan G., Ghenadi A., Dynamic Modelling of Automatic Tool Changer System from machine-tools using Lagrange Equations, Journal of Engineering Studies and Research, J.E.S.R., acceptat pentru publicare, (2014).

[98.] Obreja C., Stan G., Research Regarding the Dynamic Behavior of Tool Feeding Systems at different Transitory Regimes, Journal of Engineering Studies and Research, J.E.S.R., acceptat pentru publicare, (2014).

[99.] Obreja C., Stan G., Mihaila L., Pascu M. Application of Tree Graph Method for Reducing the Total Time of Tool Changing in Milling and Boring Machine Tools, Applied Mechanics and Materials, IMANE, Vol. 371, pp. 431-435, (2013).

[100.] Pascu M., Andrioaia D., Obreja C., Funaru M., Study and Researches Concerning the use of Porous Restrictor in the case of Hydrostatic Guideways, Journal of Engineering Studies and Research, ISSN 2068-7559, ,Vol.18, pp. 104-110, (2012).

[101.] Pascu M., Stan G., Obreja C., Andrioaia D., Device for Supplying the Hydrostatic Pockets with Compensation of the Fluid Temperature, Applied Mechanics and Materials, IMANE, Vol. 371, pp. 632-636, (2013).

[102.] Rajkumar R., Srichand H., Roberto T., Recent advances in engineering design optimisation: Challenges and future trends, Journal CIRP Annals-Manufacturing Technology, Vol. 57, pp. 697-715, (2008).

[103.] Rout B., Mittal R., Optimal design of manipulator parameter using evolutionary optimization techniques, Robotica, Vol. 28, pp. 381–395, (2009).


57

[104.] Ruggiu M., Kinematics analysis of the CUR translational manipulator, Mechanism and Machine Theory, Vol. 43, pp. 1087–1098, (2008).

[105.] Savescu D., Cuple de translatie cu alunecare si rostogolire, Editura Bren, (2005). [106.] Sakamoto K., Matsubara S., Iwashita Y. High-precision digital servo control, FANUC Tech

Rev, Vol. 4, pp. 30-40 (1991). [107.] Schouten C., H., Rosielle P., Schellekens, H., Design of a kinematic coupling for precision

applications, Precision Engineering, Vol. 20, pp. 46-52, (1997). [108.] Schwenke H., Knapp W., Haitjem, H., Geometric error measurement and compensation of

machines, CIRP Annals: Manufacturing Technology, Vol. 57, No. 2, pp. 660–675, (2008). [109.] Smith M., H., Annaswamy A., M., Adaptive control strategies for a precision machine tool

axis, Precision Engineering, Vol. 17, pp. 192–206, (1995). [110.] Selig J., M., McAree, P., R., Constrained robot dynamics I: Serial Robots with End-Effector

Constraints, Journal of Robotic Systems, Vol. 16, No. 9, pp. 471-486, (1999). [111.] Sheung W., L., Hwa K., L., Reliability evaluation of ATC for high-speed line centre, Journal

of Korean Society of Precision Engineering, Vol. 23, No. 6, (2006). [112.] Shi Z., X., Fung H., K., Li Y., C., Dynamic modeling of a rigid-flexible manipulator for

constrained motion task control, Applied Mathematical Modelling, Vol. 23, pp. 509-525, (1999).

[113.] Shivanad H., K., Benal M., M., Flexible Manufacturing System, Editura New Age International (P) Ltd., (2006).

[114.] Simionescu I., Ciupitu L., Mecanismele Robotilor Industriali, Editura AGIR, Bucuresti, Vol 1,(2008).

[115.] Slamani M., Mayer J., R., Cloutier G., Modeling and experimental validation of machine tool motion errors using degree optimized polynomial including motion hysteresis, Experimental Techniques, Wiley Online Library, (2009).

[116.] Snyman J., A., Van T., F., Optimum design of a three-dimensional serial robot manipulator, Structural Optimization, Vol. 17, pp. 172-185, (1999).

[117.] Slocum A., Kinematic couplings for precision fixturing—Part 1: Formulation of design parameters, Precision Engineering, Vol. 10, No. 2, pp. 85–91, (1988).

[118.] Soons J., A., Theuws F., C., Schllekens, P., H. Modeling the errors of multi-axis machines: a general methodology. Precise Engineering, (1992), Vol. 14, No.1, pp. 5-19, (1992).

[119.] Sostakov R., Uzelac, D., Brkljac N., On a method for representing the machine driving systems operation in transient regimes in an easy-to-survey manner for practice and education, Machine Design, ADEKO 47th Anniversary of the Faculty, pp. 163-170, (2007).

[120.] Soichi I., Takeyuki I., Tatseuya M., Calibration of location errors of rotary axes on five-axis machine tools by on-the-machine measurement using a touch-trigger probe, International Journal of Machine Tools and Manufacture, Vol. 58, pp. 44–53 (2012).

[121.] Stan G., Masini Echipamente si Roboti Industriali, Editura Junimea Iasi, (2001). [122.] Stan G., Programarea Masinilor Unelte cu Comanda Numerica, Ed. Didactica si Pedagogica

Bucuresti, (2006). [123.] Stan G., Roboti Industriali, Editura Didactica si Pedagogica Bucuresti, (2004). [124.] Tarng Y., S., Cheng. H., E., An investigation of stick-slip friction on the contouring accuracy

of CNC machine tools, International Journal of Machine Tools and Manufacture, Vol. 35, No. 4, pp. 565-576, (1995).

[125.] Tlusty J., Manufacturing processes and equipment, Prentice Hall, Upper Saddle River, New Jersey, (2000).

[126.] Tsai L., Chiu I., Cheng, M., Design and implementation of command and friction feed forward control for CNC motion controllers, IEE Proceeding Control Theory and Application, Vol.151, No. 1, (2004).

[127.] Tsai L.-W., Robot Analysis: The Mechanics of Serial and Parallel Manipulators, John Wiley & Sons, New York, (1999).


58

[128.] Tsutsumi M., Ohtomo S., Okazaki Y., Mathematical model of feed drive mechanical system and friction of CNC machine tools, Journal of Japan Society for Precision Engineering, Vol.61, No.10, pp. 1458-1462. (1995).

[129.] Turkay D., Huseyin F., Allocating optimal index positions on tool magazines using genetic algoritms, Robotics and Autonomous Systems, Vol. 33, pp. 155-167, (2000).

[130.] Uchiama N., Adaptive two-degree-of-freedom control of feed drive systems, International Journal of Machine Tools and Manufacture, Vol. 48, No. 3, pp. 437–445, (2008).

[131.] Văcărescu V., Buciuman C., F., Experimental research on the performance of positioning and orientation of the components of a robotic cell, Modern Technologies, Quality and Innovation - New face of TMCR, Sinaia, Romania, pp. 1021-1024, (2012).

[132.] Văcărescu V., Buciuman C., F., Modeling the positioning and orientation errors into a robotic flexible manufacturing cell, Modern Technologies, Quality and Innovation - New face of TMCR, Sinaia, Romania, pp. 1017-1020, (2012).

[133.] Vosniakos G., C., Mamalis, A., G., Automated guided vehicle system design for FMS applications, International Journal of Machines Tools and Manufacturing, Vol. 30, No. 1, pp.85-87, (1990).

[134.] Wenger P., Gosselin C., Maille B., A comparative study of serial and parallel mechanism topologies for machine tools, in: Proceedings of PKM’99, Milan, Italy, pp. 23–32, (1999).

[135.] Wu D., Chen K., Chatter suppression in fast tool servo-assisted turning by spindle speed variation, International Journal of Machine Tools and Manufacture, Vol. 50, No. 15, pp. 1038–1047, (2010).

[136.] Wu Y., M., Zhao F.M., A method of improving the positioning accuracy for servo systems, Manufacturing Technology and Machine Tools, Vol. 12, pp. 46-48, (1999).

[137.] Xkao C., Design of automatic tool changer of XKA5032A/C numerical control vertical knee milling machines, International Journal of Machine Tools and Manufacture, Vol. 38, No. 4, pp. 277-286, (2000).

[138.] Xuguang S., Bugong X., Wei X., Boren, L. Design and Implementation of S-shape Acceleration/Deceleration Algorithm based on Rounding Error Compensation Tactic, WCICA 7th World Congress on Intelligent Control and Automation, (2008).

[139.] Yan H., S., Yiou C., W., Chen F., C., Chang P., On the classification of automatic tool changers for machining centers, Proceedings of ASME Design Eng. Tech. Conf., Boston, USA., Vol. 1, No.8, pp. 931–936, (1995).

[140.] Yan M., Shiu Y., Theory and application of a combine feedback–feed forward control and disturbance observer in linear motor drive wire-EDM machines, International Journal of Machine Tools and Manufacture, Vol. 48, No. 3, pp. 388–401, (2008).

[141.] Yamazaki K., Kawahara Y., Liu J., Braasch J., Experimental study on dynamic accuracy behavior of a high-speed CNC machine tool with semi-closed and fully-closed feedback control, ASPE Proceedings, Monterey California, (1999).

[142.] Yang T., Li C., Hou S., Design and study of control system of automatic tool changer, Electric Information and Control Engineering (ICEICE), Vol. 46, pp. 4879 –4881, (2011).

[143.] Yao B., Almajed M., Tumizuka M., High-performance robust motion control of machine tools: an adaptive robust control approach and comparative experiments, IEEE/ASME Transactions on Mechatronics, Vol. 2, No. 2, pp. 63–76, (1997).

[144.] Yeh S., S., Su H.,C., Development of friction identification methods for feed drives of CNC machine tools, International Journal of Advanced Manufacturing Technology, Vol. 52, pp. 263-278, (2011).

[145.] Yubin X., Wei W., S-Curve Acceleration/Deceleration Algorithm Based on Reference Table, Research, Journal of Applied Sciences, Engineering and Technology, Vol. 4, No. 2, pp. 131- 134, (2012).

[146.] Yves C., Antoon W., J., Minimizing the Number of Tool Switches on a Flexible Machine, International Journal of Flexible Manufacturing Systems, Vol. 6, pp. 33-54, (1994).


59

[147.] Zhang G., P., Huang Y., M., Shi W., H., Predicting dynamic behaviors of a whole machine tool structure based on computer-aided engineering, International Journal of Machine Tools and Manufacture, Vol. 43, pp. 699–706, (2003).

[148.] Zhang G., P., Huang, Y., M., Wang S., J., Yan X., Modeling of the general dynamics of machine tools with BP neural network, Proceedings the ICAIE’98, pp. 353–365, (1998).

[149.] Zhang I., Whang K., Machining Center Automatic ATC Analysis and Research, International Conference on Information Management, Innovation Management and Industrial Engineering, Vol. 3, pp. 355-358, (2010).

[150.] (***) Manualul Tehnic al Centrului de Prelucrare AFD 105. [151.] (***) Manualul Tehnic al Centrului de Prelucrare Ceruti. [152.] (***) Manualul Tehnic al Centrului de Prelucrare CPFH 400. [153.] (***) Manualul Tehnic al Centrului de Prelucrare CPFH 500. [154.] (***) Manualul Tehnic al Centrului de Prelucrare FMH-400 Feeler. [155.] (***) Manualul Tehnic al Centrului de Prelucrare MAG 1. [156.] (***) Manualul Tehnic al Centrului de Prelucrare MCV-1000 V10. [157.] (***) Manualul Tehnic Sistem de alimentare cu scule Sidepalsa. [158.] (***) Manualul tehnic de utilizare analizatorului de vibraţii SVAN 956. [159.] (***) Manualul tehnic de utilizare Renishaw, interferometru laser ML10. [160.] (***) Manualul tehnic de utilizare placă de achiziţie date Ni USB-6008. [161.] (***) Bro şură traductor de presiune GENSPEC, Model GS-4200. [162.] http://www.mobiusinstitute.com/Alaram.aspx?id=2046 – standard de vibraţii IRD 10816

pentru Maşini Unelte [163.] http://us.dmg.com. [164.] http://www. dekel.com. [165.] http://www.aeny.com. [166.] http://www.agma.com. [167.] http://www.chiron.com. [168.] http://www.feeler.com. [169.] http://www.gifu.com. [170.] http://www.kuka.com. [171.] http://www.kurim.com. [172.] http://www.lazatti.com. [173.] http://www.leadwel.com. [174.] http://www.makino.com. [175.] http://www.mandelli.com. [176.] http://www.mazak.com. [177.] http://www.senyang.com. [178.] http://www.sidepalsa.com. [179.] http://www.takumi.com. [180.] http://www.unionmachine.com.

rezumat teza de doctorat. Obreja Claudiu salvat. mic

Documents

Transcript of rezumat teza de doctorat. Obreja Claudiu salvat. mic