伺服曲柄压力机的结构设计与分析【中文8860字】
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伺服曲柄压力机的结构设计与分析【中文8860字】,伺服,曲柄,压力机,结构设计,分析,中文
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1【中文 8860 字】伺服曲柄压力机的结构设计与分析Recep Halicioglu , Lale Canan Dulger Ali Tolga Bozdana 土耳其奥斯曼耶科库特阿塔大学机械工程系，文章历史：2016 年 5 月 11 日2016 年 8 月 12 日修订 2016 年 7 月 18 日接受可在线 2016 年 8 月 23 日摘要伺服压力机以其精度高、使用方便、结构简单、控制方便、速度快、能耗低等优点，近年来在金属成形领域得到了广泛的应用。伺服压力机技术结合了液压压力机和传统机械压力机的优点。本文介绍了一种用于金属成形操作的伺服曲柄压力机系统的设计、构造和演示。该研究涉及伺服压力机的结构设计和分析，并考虑了伺服压力机的动态特性。提供了设计和制造指南。本工作中使用的压力机承载能力为 500 kN，行程容量为 200 mm。建立了结构 CAD 模型，并在安全范围内对冲压零件进行了有限元分析。在这台机器上进行了实验研究。对产出的满意是可见的。关键词：伺服曲柄压力机、金属成型、结构设计1 引言设计要么是根据需求制定计划，要么是解决问题的方案，其中需要一些参数，如功能性、安全性、可靠性、可制造性和营销考虑。一个设计必须有一些过程，如需求的识别、问题的处理、综合、分析、优化、评价和表示。设计可以涉及多个机械工程学科，如动力学、机械力学、传热和制造技术。机械分析中的结构设计可以采用有限元法，它是求解微分方程界值问题近似解的一种数值方法。有限元法可以详细显示结构的弯曲或扭转位置，并指示应力和位移的分布。关于机械零件和工具的结构设计和分析的一些研究。虽然近年来其他软件如 RMS 已开始提供专用分析包( 例如 SolidWorks)，但使用 Ansys 软件进行了有限元模拟。SolidWorks 允许三维 CAD、有限元分析、运动分析和仿真模块。在设计和分析中还介绍了 SolidWorks 的一些应用研究。通讯作者电子邮件地址：rhalicioglu.tr，recephalicioglu （R. Halicioglu）。同行评审卡拉比克大学的责任。22215-0986/2016 卡拉布克大学。书名/作者声明： Reach of the New by Elsevier B.曲柄压力机是滑块曲柄机构的总成。以下研究涉及曲柄压力机和滑块曲柄设计、制造和有限元分析。杜日设计了一个曲柄压力机与一个非圆齿轮深冲运动。斯皮瓦克等人研究表明，通过改变齿轮，压力机的运动是机械的现代化。冷挤压过程的预测监测与控制研究。曲柄压力机及其机构是在高速高负荷下进行的。他们开发了一个多计算机系统，以展示预测监测、诊断和控制的可行性。Chang 和 Joo 提出了一项支持工程产品优化设计的研究，其中包括高移动性多用途轮式车辆(HMMWV)。在该环境下，采用 Pro/Engineer 和 SolidWorks 进行产品模型演示，采用动态分析与设计系统(DADS)对地面车辆等机械系统进行动态仿真，采用设计优化工具 DOT 进行批量设计优化。在研究中，采用了总体设计灵敏度分析方法。为了验证该系统的可行性和有效性，对一种简单的滑块曲柄机构和 HMMWV 进行了优化。应用优化后发现，杆长/ 曲柄长比为 5。阿卜杜拉和特莱金研究了一种热曲柄压力机的动力学分析。对滑块曲柄机械机构(尺寸、质量、惯性等)进行了分析，并对各机构进行了变形分析。郑和周利用ADAMS 软件描述了滑块曲柄机构因其精度而建立的简捷耦合模型。给出了空载和打桩条件下带间隙机构的动态仿真结果。伺服电机驱动的伺服压力机由于其易加工性、可控性和简单性，最近在钣金成形操作中得到了广泛的应用。Kutuk 和 Dulger 研究了混合伺服压力机的运动设计。压力机有两个曲柄，由一个伺服电机和一个恒速电机驱动构成。Halicioglu 随后对伺服曲柄压力机的设计、综合、制造和控制进行了全面的研究。设计指南涉及系统动态、负载类型和容量。将预强度分析纳入规范，并加以规范和应用.。本研究编制了伺服曲柄压力机的设计指南，建立了伺服曲柄压力机的结构三维 CAD 模型。利用 SolidWorks 软件对各部件的有限元分析进行了研究。这里介绍了制造的压力机。2 伺服压力机的描述及设计方法伺服曲柄压力机机构类似于传统的曲柄压力机机构，没有车轮和离合器-制动器。其部件是带有控制器面板的伺服电机、机构(曲柄连杆- 冲压)、齿轮(小齿轮和主齿轮)、轴承和结构体 (如 C 框架和单块)。模型的草图如图所示。它包括本体和机构，其中曲柄长度、曲柄角、杆长、杆角和滑块位置分别用r、h 、 l、b 和 y 表示。TDC 和 BDC 指的是顶级死亡中心和底部死亡中心。杆与曲柄之比为 7。压力机的尺寸规格见表 1，表 2 列出了按 Coskunoz 金属表格提供的压力机零件的材料选择。3图中给出了一种作为设计指南的设计方法。这些需求是由媒体用户通过指定动态期望来提供的。对机械零件进行了动态分析，采用了载荷和运动参数，包括动、静两部分。1.结构图500 kN行程 200 mm冲程-冲压调整150 mmRam (in TDC)-bolster distance 500 mm摇枕板尺寸800 500 mm2Table 2印刷机零件选材工具 材料 产量 张力强度(MPa) 强度Ram St52 360 530连接杆 St52 360 530伺服轴 42CrMo4 750 1000轴 42CrMo4 750 1000主体 St37 275 3704表一CE 标准 C 型曲柄压力机具有令人满意的工程设计，是三维 CAD 设计所必需的。采用有限元法对机械零件的各工序进行了分析。以前的研究运动和曲柄压力机机构动态分析。这项研究包括一些动态参数，发现在以前的研究中给出的信息。在前人的研究中，对压力机运动和动载荷进行了表征。运动前 是基于 RAM 的 内德。为其操作选择最有利的方案。在机械结构设计中，考虑滑块额定力小于 7 mm 的行程位置。3.轴承设计压榨机构的接头是通过使用液压-NAMIC 套筒轴承，滚子轴承和滑道来建立轴承一般用于低负荷接触。它们是在主体和小齿轮轴之间使用的，没有径向力。套筒轴承可通过润滑系统在高径向力下使用。主体与曲柄、曲柄与连杆、板 St37 275 370主齿轮 GS52 360 530齿轮 30CrNiMo8 1050 12505连杆与连杆通过套筒轴承连接在一起，冲压件与主体通过横向连接。由于所有的接头都是承受高负荷的压力机构，轴承最有用的材料是青铜合金，因为它们具有优越的边界润滑特性。3.1 轴承设计考虑轴承的设计是基于材料的能力，其名义轴承应力(P)的公式。F、B 和 D 分别为标称力、轴承宽度和轴承直径。最大负荷和速度限制以及润滑磨损必须低于临界值。通过 EQ 给出了直径磨损和能量损失方程。d，V， Eose， K，ts ，H，f 分别为直径磨损，速度，能量损失，磨损系数，总滑动时间，硬度和摩擦系数。能量损失对轴承温度的指示作用。TB，Ta ，ha ， Ab 代表轴承温度，环境温度，环境传热系数，轴承室外表面面积。P=F/BDD=KPV/HE=fFVT=t+E/ha根据表(2)和(3)，直径磨损和能量损失取决于 PV 因子。它们的数值是在材料目录上实验得到的。选择锡青铜是因为其轴承应力高，直径小，相对便宜。此外，还可以进行 B/D 比的测定。可用于球面板轴承。 K 是球形直径，C 是外圈宽度。本研究采用了一些假设。力 F(N)为常数，取最大值, 面积，A(Mm2) 是可变的 B/D 比。角速度 W(rad/s)为常数，轴承尺寸为最大值。即 B(Mm)和 D(Mm)，以及轴承 PV 因子。3.2 轴承设计程序曲柄压力机由曲柄、连杆、冲压和主体四部分组成。所有零件都用轴承装配在一起。其机构及其接触面(CFS)如图所示。圆柱轴承材料被选择为锡青铜(ASTM B 505)用于高负荷套筒轴承。其他轴承的配套是高硬度减摩轴承钢 (ASTM A 485)。连杆上有两个轴承：径向滑动轴承和球面板轴承。曲轴上有两个径向轴颈轴承。滑枕主体上有两个滑动轴承。主动轴承和套筒零件之间存在摩擦。ASTM B505 轴承材料；Pmax = 35 MPa，Vmax = 1.3 米/ 秒，它是理想的最大光伏4 MPam / s 。球面和直线板轴承。63 接触面R.Halicioglu 等人/工程科学和技术，国际期刊 19(2016)2060-2072 2063表 3轴承特性(曲柄压力机).轴承中间 Velocitya (m/s) Force (kN) D (mm) B (mm) c (mm) t (mm)曲柄连杆 2 500 200 130 0.055 1219连杆拉杆 0.25 500 95 Spherical 0.015 曲轴本体 2 250 95 150 0.022 811滑道 0.15 15 35 (width) 500 74 压力机的实体模型：（a）完全装配，（ b）传动机构材料为 ASTM A 485，静态接触压力为 430 MPa，PV 极限为 2.8 MPa*m/s(无油润滑)。轴承的设计步骤见附录 A1。轴承-连杆曲柄连杆、曲轴本体、连杆锤是由动力分析得出的最大速度和力确定的。4.结构设计在对各零件进行三维 CAD 设计和装配前，确定压力机机构和主体的强度和尺寸。计算是静态的，因为压力开始在 BDC 附近。压力机的五部分是根据其安全状况设计的。重点介绍了连杆设计、曲轴设计、冲压设计、齿轮设计(带键槽)和主体的强度计算和关键零件尺寸的确定。根据成形压力机的应用，采用经典的经验公式选择 SF。AS 2.6 SF。对于整个系统，材料性能由制造商的取值(SFMaterial25.1：1)选择，载荷作为静态负荷(SFStress-1：1) ，尺寸按平均制造公差(SF 几何学 1：0)调整，失效分析不完善(SFFFRESTORE=1 ：3) ，可靠性必须高(SF 可靠性为 1：3)。用屈服应力计算方程中的 SF 值。钢及其合金的抗剪强度(SY)为 0.58ry，铁的剪切强度(SY)为 0.75 ry。R.Halicioglu 等人 /工程科学和技术，国际期刊 19(2016)2060-20728Table 4曲柄模拟细节曲柄材料: 42CrMo4 主要元素 l: GS52网目节点数: 128,300 元素数: 81,515全部尺寸: 17 mm 公差: 0.85 mmFEA冯米塞斯应力: 749.5 MPa 最大变形: 0.806 mm6.曲柄总成的结构分析结果：(A)冯米塞斯应力，(B)变形，(C)安全系数在伺服曲柄压力机上有以下几个部分：主体、曲柄、连杆、冲压机和齿轮轴.。这些零件是根据轴承尺寸设计的。有两个齿轮。其中之一是在曲轴与主齿轮之间的曲轴上。其他的则是在小齿轮-小齿轮轴和小齿轮轴- 齿轮箱之间的小9齿轮轴上.。曲轴的最大扭矩为 20000 Nm，齿轮比为 1：5 的齿轮在齿轮与曲轴之间选择。最大扭矩为 4000 Nm 的小齿轮轴。系统最大功率为 25 kW。设计了两个斜齿轮(模块：7，角度： 5L)和三键。利用 SolidWorks 建立了压力机的三维 CAD 模型，软件(A)-(B)用该机构显示了系统的三维实体模型。5.有限元分析这种强度对于伺服压力机来说是很重要的，因为它被视为重型机床。如果零件的强度低于所需值时，必须重新启动设计。利用 SolidWorks 软件对关键部件进行装配，完成有限元分析最初每个部分的网格是根据工具箱到结构里去。力和边界场景是在每个部分进行有限元模拟。5.1 曲柄装配曲柄总成由曲轴、偏心组和图中的主齿轮构成。假定曲轴总成为单块，并对一个齿轮接触面(1720 mm2)进行了啮合。主齿轮安装在曲轴上，带有钥匙和干涉装置。图 5 给出了秩群的网格模型。离散化(网格剖分) 是贯穿的，构件被划分为若干个小部件。表 4 显示了网格过程中的详细信息。由于零件各部分受力的影响不相同，所以啮合质量很高。曲轴对轴承有一个约束：从轴承的两侧，将 t 压到曲轴，表面面积为 60，580 mm2。只有 180 L 的轴承表面朝向载荷方向是曲轴运动的约束。这种约束是作为一个半圆形表面的约束，它与轴颈的宽度一样宽。连杆轴承上的载荷分布造成了沿接触面积 157 L 方向的均匀压力，由于曲轴与连杆的相互作用，所以将相似载荷分布传递给曲轴。将总力为500 kN 的压力计算为 18.8 MPa，施加在闸瓦曲柄偏心接触面积 (41，250 mm2)附近。无花果。6 给出了基于边界条件的荷载条件下的分析结果。海军蓝色箭头表示轴承(表面积：59， 360 毫米 2)，绿色箭头显示被磨损的表面，红色箭头表示施加在曲柄总成上的压力。、表 5连杆材料：ST 52标题10节点数: 45,820 元素数 s: 27,843尺寸 e: 17 mm 公差: 0.85 mmFEA最大冯米塞斯应力 s: 244.4 MPa 最大变形: 0.559 mm在曲轴上发现了应力。当施加力时，曲柄总成发生轻微的低应力变形。曲轴上的应力如图所示。曲柄总成上的最大应力用红色表示。曲轴的变形如图所示。6(B) 和图。6(C) 显示安全系数的值 (模拟中 SF 表示为 FOS)。表 4 还显示了有限元分析的细节。轴的最低安全度约为 1。此值不是实际值。在轴上有一些角，它们是很小的部分。事实上，整个曲柄装配系统的 SF 超过 3。5.2 连杆组件连接杆的装配由图中的底部部分、顶部部分、轴承和螺钉(带旋钮)组成。7(A)。假定连杆总成为单块，旋钮的接触面(23 ，300 mm2)被固定。连接杆长度为 700 mm.。网格细节见表 5。无花果。7(B)给出了连杆组的网格模型。连杆与曲轴相互作用，从而将相同的载荷分布传递给曲轴。在本研究中，将 500 kN的总力作为一个 18.8MPa 的压力，施加在紧邻 BDC 位置的曲柄偏心度上。在旋钮上考虑的是一个较强的反应表面。7(B)显示载荷和边界条件(接触面积：41，250 mm2)。绿色箭头表示几乎相同的表面，而红色箭头表示连杆组件施加的压力。在施加边界条件和力后，对连杆组件进行了结构分析。主要关注的是在连杆总成上的总变形和 von-Mises 应力.应力如图所示。8(A)最大应力以红色表示。总变形如图所示。8(B)。红、蓝两种颜色的变形量分别为最大和最小。8(C)列出 SF 的数值。表 5 还显示了有限元分析的结果。虽然轴系的最小安全度在轴承上是 1.5 左右，但这个数值实际上是整个总成的 3 倍以上。5.3RAM 组件如图所示，装配由安全块、球形承重和主体组成。表 6 显示了 ram 网格。118 连杆组件的结构分析结果：(A)von-Mises 应力，(B) 变形，(C)安全系数。9.碰撞装配：(A)三维 CAD 模型， (B)带载荷和轴向的网格模型。给出了 RAM 群的网格模型。网格质量高，受力对构件各部分的影响不一样。离散化是为了对每个小的划分分别进行分析。由于压杆与连杆相互作用，将相同的载荷分布传递给连杆。在研究中，在冲压表面接触面积为 77，600 mm2 的底部施加 500 kN 的外力作为压力。考虑了球形旋钮轴承上的轴对称反应表面。图 9（b）显示加载和边界条件。绿色箭头显示 固定表面，黄色箭头显示的滑动表面，红色箭头显示的内存组件施加的压力。主要关注的是整体变形和 von-mises 应力作用于冲压组件.10(A)显示作用在冲压组件上的应力，其中最大应力以红色表示。冲压总成的总变形如图 10(b)所示。冲压的变形在任何地方都是不一样的，10(C)显示安全系数的数值。表 6还显示了有限元分析的结果。轴的最小安全度为 2 左右，是一个可改变的零件。另一方面，在实际情况下，对于整个 ram 程序集，这个值超过 3。5.4 主压力机体12主体的装配由几个部分组成，如图中的左、下、上、后、支撑(表)等部分。11(A)。表 7 显示了主体网格的详细信息。主体由右侧和左侧的核支撑。主体总成为单块，下部为假设。车身装配的网格模型如图所示。11(B)有装载和边界条件。在本研究中，考虑了三种外力。它们是棕色箭头指示的支撑反应(6.4MPa)，紫色箭头(表面积为 296000 mm2)所表示的 30 kN 含撞反应，以及红色箭头(接触面积：2，29680 mm2)指示的曲柄轴承反应 (13 MPa，500 kN)。在底部有一个反应表面(280000 mm2)，用绿色箭头表示.。最大应力作用在主体组件上。表 6Ram 材料 l: St 52标题节点数 s: 306,564 节点数: 205,263元素数:14 mm 公差: 0.71FEA冯米塞斯应力: 205.3 MPa 最大变形 0.077 mm在图中。12(A)如红色所示。图中给出了主体总成的总变形。12(B)在任何地方变形都不相同的情况。12(C)显示安全系数的值。表 7 还显示了有限元分析的结果。总体分析，车身的最小安全度在 2 左右，但总体 FS 值大于 3。5.5.齿轮轴总成小齿轮轴的装配包括小齿轮和轴，如图 13（a）中所示。轴由伺服电机和变速箱驱动，因此只有扭矩作用于总成。有假设，小齿轮轴组件是一种单块，和一个齿轮的接触面 固定。图 13（b）示出了装配的网状模型。图 13（b）显示加载和边界条件。在这项研究中，外部力量被认为是一个 4000 纳米的扭矩，如紫色箭头所示（表面积：55100 平方毫米）。一个 固定反应的表面被认为是对齿轮与 1960 平方毫米的表面，用绿色箭头表示。蓝箭头表示轴承有2 个 46500 平方毫米。表 8 显示小齿轮轴啮合细节。14(A)显示作用在小齿轮轴组件上的应力。最大应力以红色表示。总变形也如图所示.。14(B)和图 14(C)给出 FS 的值。总成轴的最小安全度约为 1.5，但一般分析的总 FS 值大于 3。6.实验实现13在完成结构设计和分析后，伺服曲柄压力机的制造如图所示10 冲压总成的结构分析结果：(A)von-Mises 应力，(B)变形，(C) 安全系数11 主体总成：(A)三维 CAD 模型，(B) 带载荷的网格模型Table 7主体模拟细节主体材料: St 37标题14在装配前展示机械零件及图。15(B)显示伺服曲柄压力机的装配设备：伺服电机，伺服变速箱，传感器和控制和自动化硬件压力机的制造性能实现为 0-500kN。不同的运动场景应用于伺服机构：曲柄运动、停留运动、连杆运动和无反作用力的软运动，它们都是用 20 个 SPM 行程进行的。12 主体总成的结构分析结果：(A)von-Mises 应力，(B)变形，(C) 安全系数。节点数: 186,401 元素数: 103,230尺寸: 30.8 mm 公差 1.5 mmFEA冯米塞斯应力: 142 MPa 最大变形: 0.423 mm1513 小齿轮轴总成（一）三维 CAD 模型，（b）网状模型与荷载和 xtures。表 86（A)显示命令(以蓝色直线表示 )，以及由电机(用红色虚线表示数据通过运动方程从电机的实验响应中转换数据)和以绿色虚线表示的公羊运动的响应( 其中数据取自于 RAM 上的线性编码器)。在命令和响应之间实现延迟时间(16 Ms)。实验和模拟扭矩。14 齿轮轴总成的结构分析结果：(A)von-Mises 应力，(B)变形，(C) 安全系数。主体轴材料 l: 42CrMo4 主体轴材料: 30CrNiMo8标题节点数: 56,727 元素数: 36,886尺寸: 12.13 mm 公差: 0.6 mmFEA冯米塞斯应力 772.7 MPa 最大变形: 0.428 mm1615 制造伺服压力机1716.(A)碰撞位置指令和响应； (B)电机转矩模拟和实验结果。7.结论伺服曲柄压力机系统由动、静两部分组成。本课题研究的动态部件有曲柄斜齿轮、小齿轮轴和斜齿轮、连杆和冲压。静件为 C 型单块体及其焊接构件.。设计是从选择套筒轴承开始的，因为它们是压榨系统中最薄弱的部件。该设计基于机械元件的设计方法，其中安全系数被选择为两种。介绍了伺服曲柄压力机组件的三维 CAD 建模和有限元分析. 。采用了一种专用的设计方法。所有零件的 CAD 设计都是在考虑动态极限的情况下完成的。在有限元分析中，对伺服压力机的各部分进行了结构静力分析.。结果表明，压力机在规定的安全范围内运行。成功地测试了不同的负载和运动场景。在这里提出了驻留运动，以显示系统的实现。还测量了系统的运动特性.这项研究是土耳其科学、工业和技术部根据 SANTEZ 方案(项目编号：01422.STZ.2012-I)批准的，并与 Coskunoz 金属表格 (土耳其)合作进行。感谢Aksut Makina 的支持。A.1.。轴承设计程序步骤 1根据机构的动力学特性，确定了该过程中载荷和角速度的最大值。不同类型的轴承的轴转盘是通过使用这些阀来实现的.。使用图表(图)A.1)。这张图表是基于摩擦、滚动和多孔金属轴承的寿命为 10000 小时。步骤 2在设计衬套时，建议长度/直径(L/D) 比为 0.5 6 B/D 6 2。使用不同的材料，用 Eq 确定 B 和 D 的尺寸 .。步骤 3V 是轴承的圆周速度，用 Eq 表示。(A.1) 其中 W 是角速度。 VS 和 PVs 必须在轴承材料的容量之下。Vs=vd/2步骤 418在 Eq 中给出了无量纲相对轴承间隙(W)。(A.2)用于青铜器，这也可以由 Eq获得(A.3)。在确定 W 后，轴与轴承(C) 之间的间隙可从 Eq 中找到。(A.2)r 和 R分别为轴半径和轴承半径。与 r(未知)不同，R(与 r 大致相同) 可以用于等式中(A.2)。这是确定清除量的必要条件。建议的间隙值为轴颈直径的 0.2%至0.5%。然后可以确定 r。W=R-r/r=2C/D步骤 5薄膜厚度是通过 EQ 进行的。 (A.4)及(A.5)为最低(H0) 及最大值(Hmax)。在选择 H0 后，根据公式中给出的标准，选择出符合条件的 TrumplerScreation 准则。(A.4)作为偏心。此值用于 Eq。(A.6)对最大厚度(Hmax)进行测量。用方程求出无量纲相对偏心率 e，通常希望大于 0.51，30 。h0.00508=0.00004Dh=c-eH=c+e&=e/c步骤 6摩擦系数(F)是计算床层热的必要条件。(A.8)用于摩擦。下一步使用 f=W 的比率19A.1.轴承容量选择图A.2.(A)轴承的厚度和表示，(B)厚度和范围的最大值和最小值表 A1基于偏心率系数(Bq)的测定e 0.9 0.8 0.7 0.6 0.5bQ (for B/D = 1) 8 12 18 25 3320bQ (for B/D = 0.5) 6 14 25 45 步骤 7通过方程求出了轴承的特征数 Somereld 数(S)。本文给出了广义 Somer-eneld 数的表达式。(A.10) 当 N 为角速度(Rv/s)时， l 为油粘度(Pa*s)，P 为轴承压力(MPa) 。Somereld 数在设计者的润滑分析中非常重要。步骤 8A.2(A)将轴承厚度和尺寸分别表示为钢绞线和凸缘。总厚度/直径比不是临界的，但推荐尺寸的最小和最大壁厚如图所示。A.2(B)根据 ISO-4379。壁厚由方程计算。(A.11)。光：2/4 0：08D 0：8 毫米中等：2/4 0：08D 1：6 毫米重型：1/4 0：08D 3：2 mm步骤 9水动力油 LM，润滑油 流量（Q）是 内德利用式（ a.12）。在这里，BQ 是取决于价值的 流量系数，如表 A.1。21参考文献1J.Nisbett，R.Budynas，Shigley Fults 的机械工程设计，麦格劳-希尔，纽约，2008。2J.E.Shigley，C.R.Mischke ，R.G.Budynas，X.Liu，Z.High，机械工程设计，McGra-Hill，New York，1989。3B.A.Szabo， I.Babuka，有限元分析，JohnWiley&Sons，1991。4D.G.Lee，J.Do Suh，H.Sung Kim，J.Min Kim，设计和制造复合高速机床结构，Compos。SCI。泰克诺尔。64(2004)1523 1530。5Suh，D.Lee，“高速数控铣床用混杂聚合物混凝土床层的设计与制造”，INT.。J麦克。母校。戴斯。4(2008)113121。6X.Min，J.Shuyun，C.营，改进的机床轴承热模型，INT.。马赫。工具制造47(2007)53 62。227R.Neugebauer，C.Schef er，M.Wabner，M.Schulten，高级状态空间模型，非比例阻尼机床力学，CIRP J.。SCI。泰克诺尔。3(2010)8 13。8R.Neugebauer，C.Schef Eer，M.Wabner，控制元件在机床有限元计算中的实现，CIRP J.。SCI。泰克诺尔。 4(2011)71 79。10胡文生，杨洁篪，彭宝荣，王洪辉，直接驱动双回转铣头变负荷热特性分析，美国“美国科学研究院议事录”3(2012)270276 。11H.Haddad，M.Al Kobaisi，用于精密机床制造基地的聚合物混凝土的优化，Compos。B 部分：英语。43(2012)3061 3068。12R.Patel， S.Dubey，K.Pathak，用初值函数法分析了梁的初函数，并与有限元法、工程法进行了比较。SCI。泰克诺尔。J.17(2014)158 164。13M.Mohammed Asif，K.A.Shrikrishana，P.Sathiya ，Sathiya.UNS 31803 双相不锈钢接头摩擦焊接的有限元模型和特征。SCI。泰克诺尔。J.18(2015)704 712。14A.C.K.Choi，D.S.K.Chan，A.M.F. 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