Werkzeugmaschinen Die Werkzeugmaschine gezielt verbessern

Indem das statische und dynamische Verhalten von Werkzeug­maschinenstatische und dynamische Verhalten von Werkzeug­maschinenstatische und dynamische Verhalten von Werkzeug­maschinen beurteilt wird, können Werkzeugmaschinen­hersteller gezielt dabei unterstützt werden, das volle Potenzial ihrer Maschinenkonstruktion auszuschöpfen.

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Werkzeugmaschinenlabor WZL RWTH Aachen

Werkzeugmaschinenlabor WZL der RWTH Aachen

Werkzeugmaschinen müssen vielfältige Anforderungen erfüllen. Aus Anwendersicht sind beispielsweise eine hohe Produktivität und Zuverlässigkeit entscheidend. Für den Werkzeugmaschinenhersteller bedeutet dies unter anderem, möglichst effiziente Prozessparameter, zum Beispiel hohe Zustellung und Vorschub, bei stabilen Prozessen zu ermöglichen. Instabile Prozesse können sich in Form von Schwingungserscheinungen (Rattern) bemerkbar machen, wenn die Steifigkeiten der Maschinenstruktur sowie der Maschinenelemente nicht ausreichend sind.

Aus diesem Grund werden hohe statische und dynamische Steifigkeiten der Gesamtmaschine gefordert, da durch instabile Prozesse die theoretisch vorhandene Leistungsfähigkeit einer Werkzeugmaschine nicht ausgenutzt werden kann [1].

Das WZL der RWTH Aachen bietet messtechnische Untersuchungen sowohl der Prozesse als auch der Maschinen an, um Schwingungsprobleme objektiv zu bewerten und das Maschinenverhalten zu charakterisieren. Dabei werden statische Kennlinien, dynamische Nachgiebigkeitsfrequenzgänge, Schwingungsformen und Vibrationen im Prozess aufgezeichnet. Durch diese Untersuchungen können instabile Prozesse erkannt und die strukturmechanischen Ursachen eingegrenzt werden.

Um das strukturmechanische Verhalten einer Werkzeugmaschine im Detail analysieren und optimieren zu können, bietet das WZL Simulationen der Maschinenstruktur mittels der Finite-Elemente-Methode (FEM) an. Durch eine FE-Modellierung und den Abgleich mit Messwerten kann die Struktur der Werkzeugmaschine detailliert analysiert und virtuell optimiert werden. Die so ermittelten strukturellen Verbesserungen können im nächsten Schritt konstruktiv umgesetzt werden. Zuletzt können die umgesetzten konstruktiven Änderungen durch erneute Prozessuntersuchungen bewertet werden. Dieses ganzheitliche Vorgehen wird im Folgenden anhand des Beispiels einer Sondermaschine des Unternehmens Wema Vogtland Technology GmbH dargestellt.

Wema Vogtland mit Sitz in Plauen/Vogtland ist ein führender Anbieter im Bereich Umbau und Überholung von Werkzeugmaschinen aller Fabrikate. Darüber hinaus agiert das Unternehmen als Werkzeugmaschinenhersteller, insbesondere von Sonderlösungen. Eine solche Sondermaschine, welche in eine Fertigungsstraße mit vollautomatischer Werkstückübergabe integriert ist, dient beispielsweise zur Fräsbearbeitung von kundenspezifischen Werkstücken. Der Aufbau der Maschine ist links in Bild 2 dargestellt. Grundsätzlich besteht die Maschine aus einem zweigeteilten Bett (Seiten- und Mitteneinheit), der Fräseinheit und einem Werkstückhalter (im Bild nicht abgebildet). Die Fräseinheit mit der Hauptspindel und der Werkzeugaufnahme kann horizontal in X- und Z-Richtung verfahren. Die Mitteneinheit verfügt über eine Anbindungsplatte, auf der der Werkstückhalter zur Aufnahme der Werkstücke montiert wird.

Vermessung mehrerer Prozesse mit verschiedenen Parametern

Bei einem Prototyp dieser Maschine zeigten manche Prozesse instabiles Verhalten. Um die Prozesse besser beurteilen zu können, hat das WZL Schwingungsmessungen während der Bearbeitung durchgeführt. Es wurden mehrere Prozesse mit verschiedenen Prozessparametern vermessen, wobei nicht nur instabile, sondern auch stabile Prozesse erfasst wurden, um Vergleichsmessungen für die Auswertung zu erhalten.

Die Auswertung der Beschleunigungssignale erfolgt bei Prozessbewertungen im Frequenzbereich. Bei einer stabilen Bearbeitung dominieren die Zahneingriffsfrequenz und ihre Harmonischen. Bei einer instabilen Bearbeitung aufgrund von selbsterregten Schwingungen hingegen treten einzelne Resonanzfrequenzen ausgeprägt hervor, die die Zahneingriffsfrequenz in ihrer Amplitude deutlich übertreffen. Für die untersuchten instabilen Prozesse der Maschine konnten Ratterfrequenzen bei 30, 35 und 55 Hz identifiziert werden, wie in Bild 2 rechts zu erkennen ist.

Um die Ursachen der instabilen Prozesse herauszufinden, wurden daraufhin Messungen an der Maschine durchgeführt. Zur Charakterisierung des statischen Maschinenverhaltens wurden zuerst statische Kennlinien aufgenommen, mit denen sich sowohl die statische Steifigkeit der Maschine als auch eventuell vorhandene Nichtlinearitäten in Form von Spiel (zum Beispiel in Führungen und Lagern) erkennen lassen [1]. Die vorliegende Maschine weist ein nahezu lineares statisches Verformungsverhalten auf und kann aufgrund einer geringen Hysterese zwischen Be- und Entlastung als spielfrei und reibungsarm angesehen werden. Damit ist eine wichtige Voraussetzung für die messtechnische Auswertbarkeit des dynamischen Nachgiebigkeitsverhaltens und der Modalanalyse gegeben.

Für die Untersuchung und Beurteilung des dynamischen Maschinenverhaltens werden Nachgiebigkeitsfrequenzgänge der Maschine genutzt. Diese werden durch Division der dynamischen Verlagerung und der dafür ursächlichen dynamischen Kraft im Frequenzbereich berechnet und als komplexe Zahl über der anregenden Frequenz ermittelt [2, 3]. In Bild 3 sind die Amplituden verschiedener Frequenzgänge dargestellt. Anhand der Resonanzspitzen im Nachgiebigkeitsfrequenzgang werden die Eigenfrequenzen ermittelt. Gut zu erkennen ist die Übereinstimmung der ersten drei Eigenfrequenzen mit den ermittelten Ratterfrequenzen aus den Bearbeitungsversuchen.

Mithilfe der Modalanalyse Eigenformen der Maschine ermitteln und visualisieren

Mit der Durchführung der experimentellen Modal- analyse können schließlich die Eigenformen der Maschine in den Eigenfrequenzen visualisiert werden. Dazu wird die Geometrie der Maschine mit einem netzförmigen Modell abgebildet, dessen Knotenpunkte jeweils einzelne Messpunkte darstellen [2]. An jedem dieser Messpunkte wird der zugehörige Nachgiebigkeitsfrequenzgang aufgenommen. Anschließend können die auftretenden Eigenformen der Maschine ermittelt und visualisiert werden. Auf diese Weise können ein besseres Verständnis des Schwingverhaltens der Maschine bei verschiedenen Frequenzen und eine erste Eingrenzung von Stellen mit bisher ungenutztem Verbesserungspotenzial an der Maschinenstruktur erhalten werden.

Durch die Modalanalyse konnte für jede der identifizierten kritischen Eigenfrequenzen die entsprechende Schwingungsform dargestellt werden (siehe Bild 3). Die Eigenform bei 30 Hz weist ein Kippen von Fräseinheit und Werkstückhalter in Z-Richtung auf, während bei 35 Hz ein gegenphasiges Kippen von Fräseinheit und Werkstückhalter in X-Richtung vorliegt. Bei 55 Hz hingegen ist eine Rotation der Fräseinheit um die Y-Achse der Maschine zu erkennen. Nach der messtechnischen Untersuchung wurde mit der Finite-Elemente-Methode (FEM) ein Simulationsmodell der Maschine erstellt, um eine genauere Untersuchung des Maschinenverhaltens durchführen zu können. Der Aufbau eines Simulationsmodells erfolgt in drei Schritten: Abstraktion, Vernetzung und Kopplung der Strukturbauteile [4, 5]. Im ersten Schritt werden die einzelnen strukturellen Bauteile vereinfacht, um die Rechenzeit nicht unnötig zu erhöhen. Der Grad der zulässigen Vereinfachung lässt sich aus den Ergebnissen der messtechnischen Untersuchung ableiten.

Aus der Modalanalyse ging hervor, dass alle zu betrachtenden Eigenmodi aus einer Verformung eines der beiden Bettteile (Seiteneinheit oder Mitteneinheit) hervorgingen. Aus diesem Grund wurden Seiten- und Mitteneinheit nur geringfügig vereinfacht, während Fräseinheit und Werkstückhalter einer stärkeren Abstraktion unterzogen wurden. Anschließend werden die einzelnen Bauteile vernetzt, wobei sich die Elementgröße des jeweiligen Netzes an dem Abstraktionsgrad der entsprechenden Strukturkomponente orientiert.

Im nächsten Schritt werden die Strukturbauteile zum Gesamtsimulationsmodell zusammengesetzt. Der Schwerpunkt liegt dabei auf der Abbildung der Verbindungen zwischen den Bauteilen. In der Realität werden die Strukturbauteile durch verschiedene Maschinenelemente wie Lager, Führungen et cetera miteinander gekoppelt. Im Simulationsmodell werden diese Kopplungen durch Federelemente abgebildet, denen die jeweiligen Steifigkeiten aus den entsprechenden Herstellerkatalogen zugewiesen werden. Nicht in allen Fällen können ausreichend genaue Steifigkeitsangaben aus den Katalogen ermittelt werden. Hier kann das WZL auf umfassende Erfahrungen in der Erforschung von Maschinenelementen zurückgreifen [6-11].

Unter anderem wurden am WZL auch einige Berechnungsprogramme entwickelt, mit denen die Eigenschaften bestimmter Maschinenelemente ermittelt werden können. Nach dem Aufbau des vollständigen Simulationsmodells wurde dieses anhand der Ergebnisse der messtechnischen Untersuchungen abgeglichen. Eine Gegenüberstellung der kritischen Eigenformen von Simulation und Messung nach dem Abgleich ist oben in Bild 4 dargestellt.

Verbesserungsvorschläge erarbeiten und den Erfolg der Maßnahmen validieren

Anhand der Simulationsergebnisse des abgeglichenen Gesamtmodells der Maschine werden die Eigenformen der relevanten kritischen Eigenfrequenzen einer detaillierten Verformungsanalyse unterzogen. Ziel dieser Analyse ist die Identifikation der Ursachen für die entsprechende Schwingbewegung der Maschine. Hierzu werden die Stellen identifiziert, an denen besonders große lokale Verformungen der Strukturbauteile vorliegen. Die Ursachen dieser Verformungen stellen auch die Ursachen für die Schwingbewegung dar, welche beseitigt werden müssen, um die Maschine an dieser Stelle steifer zu machen und damit die kritische Eigenfrequenz zu höheren Frequenzen hin zu verschieben.

Durch die Erhöhung der Eigenfrequenzen wird im Allgemeinen die dynamische Nachgiebigkeit an der Stelle, an der die Eigenfrequenz zuvor lag, gesenkt [3,12]. Daher kann davon ausgegangen werden, dass man die Dynamikprobleme durch die Versteifung der Betten verringern und ein Auftreten von Ratterschwingungen vermeiden kann.

In Bild 4 ist das Verformungsverhalten der Maschine für die identifizierten relevanten Eigenfrequenzen im unteren Bereich dargestellt. Für das Kippen von Fräseinheit und Werkstückhalter in Z-Richtung bei 30 Hz ist die Ursache der Schwingbewegung vor allem im Bereich der Anbindung des Werkstückhalters an die Mitteneinheit zu suchen, da hier die größten Verformungen auftreten. Trotz einer großen Anzahl an Querrippen im Bett verformt sich die Anbindungsplatte, wodurch sich die gesamte Mitteneinheit in Z-Richtung durchbiegt. Daraus resultiert ein Aufklaffen der Seiten- und Mitteneinheit zueinander.

Beim gegenphasigen Kippen treten große lokale Verformungen auf

Auch beim gegenphasigen Kippen von Fräseinheit und Werkstückhalter in X-Richtung bei 35 Hz treten die größten lokalen Verformungen im Bereich der Anbindung des Werkstückhalters an der Mitteneinheit auf (siehe Bild 4 mittig unten). Wie bei der Eigenform bei 30 Hz verformt sich die Anbindungsplatte, da die zur Unterstützung vorgesehenen Längsrippen diese nicht halten können.

Im Gegensatz zu den beiden bisher betrachteten Eigenfrequenzen liegen bei der Rotation der Fräseinheit um die Y-Achse bei 55 Hz die Ursachen der Schwingbewegung im Bereich der Führungen an der Seiteneinheit (Bild 4 rechts unten). Dabei kommt es unter anderem zu einem Abkippen der hinteren Führung, obwohl Querrippen zur Stabilisierung der Führungsbahn in die Seiteneinheit integriert sind.

Nach der Identifikation der Schwingungsursachen wurden in Zusammenarbeit mit dem Hersteller verschiedene Maßnahmen zur strukturellen Versteifung der Betten erarbeitet, zur simulativen Überprüfung im Finite-Elemente-Modell integriert und bewertet. Um die Anbindungsplatte steifer an das Bett zu koppeln, wurde sie massiver ausgeführt und vergrößert, sodass auch die beiden nächstgelegenen Querrippen zur Unterstützung der Anbindung beitragen können. An der Seiteneinheit wiederum wurde beispielsweise dem Abknicken der hinteren Führung entgegengewirkt, indem die Anzahl und Stärke der Querrippen erhöht wurde.

Nach der Umsetzung der Maßnahmen im Maschinenmodell wurde erneut eine Simulation durchgeführt. Durch einen Vergleich der Eigenformen zwischen dem Ausgangsmodell und dem verbesserten Modell können die Auswirkungen der Verbesserungen beurteilt werden. So ergaben sich Erhöhungen der Eigenfrequenzen um 128 % für die erste Mode bei 30 Hz, um 138 % bei 35 Hz und um 35 % bei 55 Hz. An diesen Frequenzerhöhungen zeigt sich deutlich die gesteigerte Steifigkeit der Bettenkonstruktion.

Die so umkonstruierten Betten wurden aufgrund der positiven Bewertung gefertigt und die Maschine umgebaut. Zur finalen Bewertung wurden erneut Bearbeitungsversuche mit allen relevanten Prozessparametern vermessen und auf das Auftreten von Instabilitäten hin untersucht. Dabei zeigte sich, dass alle untersuchten Prozesse gänzlich stabil verliefen und die geforderten Werkstücktoleranzen eingehalten wurden.

Die durchgeführten strukturellen Verbesserungen führten also wie berechnet zu einer deutlichen Versteifung der Maschine, sodass zuvor instabile Prozesse auf der verbesserten Maschine stabil sind.

Mit ganzheitlichem Prozess gezielt Maschinenverbesserungen erreichen

Mithilfe eines ganzheitlichen Prozesses, der messtechnische und simulative Untersuchungen sowie simulative Konstruktionsverbesserungen beinhaltet, konnte eine gezielte strukturelle Verbesserung einer Sondermaschine erreicht und das Auftreten von regenerativen Schwingungen verhindert werden.

Zuerst wurde das Maschinenverhalten messtechnisch charakterisiert und kritische Eigenfrequenzen identifiziert, die für Instabilitäten während der Bearbeitung verantwortlich sind. Durch anschließende Modellierung und Abgleich der Maschine wurden das Schwingverhalten der Maschine bei den kritischen Eigenfrequenzen simulativ detailliert analysiert. So konnten gezielte Maßnahmen zur Versteifung der Strukturbauteile erarbeitet werden. Nach Umsetzung der Verbesserungsmaßnahmen durch den Hersteller wurde mit einer zweiten messtechnischen Untersuchung der Erfolg der Maßnahmen validiert. MM

Literatur

[1] Weck, M.; Brecher, C.: Werkzeugmaschinen Fertigungssysteme, Band 5: Messtechnische Untersuchung und Beurteilung, dynamische Stabilität. 7. Auflage, Springer Verlag, Berlin, Heidelberg 2006

[2] He, J.; Fu, Z.-F.: Modal Analysis; Butterworth-Heinemann, Oxford, 2004

[3] Maia, N. M. M.; Silva, J. M. M.: Theoretical and Experimental Modal Analysis, Research Studies Press Ltd., Hertfordshire, 1998

[4] Altintas, Y.; Brecher, C.; Weck, M.; Witt, S.: Virtual Machine Tool. In: CIRP Annals – Manufacturing Technology. 54. Jg., 2005, Nr. 2, S. 115-138

[5] Ewins, D. J.: Modal testing: theory, practice and application. 2. Aufl. Badlock, England. Research Studies Press, 2000

[6] Brecher, C.: Vergleichende Analyse von Vorschubantrieben für Werkzeugmaschinen. Dissertation RWTH Aachen. Shaker Verlag Aachen, 2002

[7] Queins, M.: Simulation des dynamischen Verhaltens von Werkzeugmaschinen mit Hilfe flexibler Mehrkörpermodelle. Dissertation RWTH Aachen. Shaker Verlag Aachen, 2005

[8] Meidlinger, R.: Einfluss der Aufstellung auf das dynamische Verhalten von Werkzeugmaschinen. Dissertation RWTH Aachen. Shaker Verlag Aachen, 2008

[9] Ophey, L.: Dämpfungs- und Steifigkeitseigenschaften vorgespannter Schrägkugellager. Fortschrittberichte VDI. (Reihe 1 Konstruktionstechnik Maschinenelemente, Nr. 138): VDI-Verlag, 1986

[10] Fey, M.: Identifikation geeigneter parametrierter Dämpfungsmodelle für Komponenten einer Linearachse. Dissertation RWTH Aachen, 2015

[11] Kunc, M.: Identifikation und Modellierung von nichtlinearen Dämpfungseffekten in Vorschubachsen für Werkzeugmaschinen. Dissertation RWTH Aachen, 2013

[12] Heylen, W.; Lammens, S.; Sas, P.: Modal Analysis Theory and Testing, Katholieke Universiteit Leuven, Leuven 2007

* Prof. Dr.-Ing. Christian Brecher ist Universitätsprofessor für das Fach Werkzeugmaschinen der RWTH Aachen und Mitglied des Direktoriums des Werkzeugmaschinenlabors (WZL) der RWTH Aachen und des Fraunhofer-Instituts für Produktionstechnologie (IPT), Caroline Kiesewetter M. Sc. und Dipl.-Ing. Richard Habermann sind dort wissenschaftliche Mitarbeiter und Dr.-Ing. Marcel Fey Oberingenieur. Weitere Informationen: Caroline Kiesewetter, Tel. (02 41) 8 02 77 29, c.kiesewetter@wzl.rwth-aachen.de

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