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深孔加工动力减振镗杆的有限元分析
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15 深孔加工动力减振镗杆的有限元分析,15,深孔加工动力减振镗杆的有限元分析,加工,动力,减振镗杆,有限元分析
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毕业设计说明书 题 目： 减振镗杆的有限元分析 完成日期： 2014年5月20日湘潭大学兴湘学院毕业论文（设计）任务书一、主要内容及基本要求主要内容：1.镗刀杆具体在机床中的安装情况，与刀具的连接情况以及镗刀杆具体的工作环境状况。 2.镗削加工所能达到的精度以及具体孔加工所要求达到的精度并找出影响这些精度的因素，并对这些因素进行分析，选出主要影响因素。 3.镗刀杆在加工和使用过程中各个因素（比如：切削用量，外界激励）对刀杆的强度，刚度，以及震动特性的影响。并求出刀杆应力应变分布云图找出应力集中的位置和其各阶共振频率和振型图。 基本要求：1.大量搜集资料了解镗杆具体在机床中的安装、与刀具连接以及工作环境的情况。读阅相关书籍了解镗削加工的具体方式，各种方式适用的条件，镗削加工所能达到的精度情况。在孔加工中，找出影响加工质量的因素并找出主要因素。2.建立镗床刀杆的实体模型。具体采用三维软件进行模型的建立，选用合适的材料。2.用有限元软件进行静力分析。3.用有限元软件进行进行模态分析。二、重点研究的问题通过有限元分析软件分析出镗床刀杆在各种边界约束条件下的应力、应变，分析出模态特性，为镗刀杆的结构设计和加工制造提供依据。三、进度安排 序号各阶段完成的内容完成时间（2013 年）1查阅资料并完成开题报告的编写3月 1日3 月 15日2进行外文文献翻译3 月16 日3 月 20日3分析，整理资料，看ANSYS教学3 月25日3 月 30 日4开始进行镗杆的建模与分析过程4月1日4 月 15 日5整理分析结果 撰写论文，整理全部资料4 月 16 日5 月 10日6准备毕业设计答辩5 月 10日5 月28日7交论文、毕业答辩5 月28日5 月 30 日四、应收集的资料及主要参考文献 1 成大先.机械设计手册M.北京：化学工业出版社,20022 刘松主编.有限元分析在镗杆设计中的应用M.北京：机械工业出版社,20063 傅志方.振动模态与参数识别M.北京：机械工业出版社,1990.94 王守信，董绍华等.铣床振动模态分析研究N.内蒙古：内蒙古民族师范学院学报，1995.55 廖念钊主编.互换性与技术测量M.北京：中国计量出版社，19986 王先上.车床振动的自动控制N.北京：机械工程学报,19867 张杰斌，张涌.减振原理在镗杆上的应用M.北京：机械工业出版社,2004.118 郭长城.应用减振器控制振动的两个实例M.北京：机械工业出版社,2005.109 王民等.切削系统可变刚度结构及其颤振控制方法的研究N.北京：机械工程学报,200210 王世龙，王丽娜.提高镗杆刚度的一种措施N.吉林：吉林工学院学报，199911 陈晓霞.ANSYS7.0 高级分析M.北京：机械工业出版社,200412 李启堂，胡荣生.动力吸振器在镗杆中的应用M.北京：机械工业出版社,1997目录中文摘要.1英文摘要.2第一章 绪论 1.1课题研究的学术背景.41.2减振镗杆的国内外研究水平和发展趋势.51.3课题来源. .61.4主要研究内容、设计方法. .71.4.1主要研究内容.71.4.2建立减振系统的数学模型.7第二章 有限元分析软件ANSYS.2.1有限元分析软件ANSYS简介.82.2 ANSYS软件的组成.82.3ANSYS软件主要特点.9第三章 减振系统结构设计与数学模型的建立3.1镗杆杆体材料的选择. .93.2镗杆的结构设计.103.3阻尼器的设计. .10 3.3.1几种可选材料 .103.4 阻尼液的选取 . 103.5弹簧的选择. .113.6可选材料的特性.113.7弹簧材料的选取.123.8减振块的设计. .133.9刀头的选择. .13 3.9.1减振系统数学模型的建立 .13 3.9.2对切削力的分析 .14 3.9.3系统运动方程的建立与求解 .14第四章 模型建立 4.1多刚体动力学模型的建立. .15 4.1.1模型的坐标系统.16 4.1.2模型的建立.16 4.2多柔体动力学模型的建立.16 4.2.1模态中性文件的建立. 16 4.2.2单元类型和材料参数.17 4.2.3定义单元实常数.18 4.2.4有限元模型的建立.19 4.2.5模态中性文件(mnf)的输出.20 4.3 ADAMS与ANSYS的接口.21第五章 样机的仿真与参数化分析 5.1减振系统固有频率的求取. .22 5.2减振系统当量质量的确定 .235.3系统参数的确定 . .235.4模型在频域内的仿真结果.275.5结论. . .275.6参数分析. .325.7设计参数变量化. .325.8定义目标函数. . .325.9分析弹簧刚度系数对刀刃跳动量的影响.33 5.9.1分析阻尼系数对刀刃跳动量的影响.33结论. .34参考文献. .34附件、 外文资料.37深孔加工动力减振镗杆的有限元分析摘要随着金属加工行业的发展，市场竞争日益激烈，对加工质量和加工效率提出了越来越高的要求。深孔加工由于其特殊的加工环境，使镗杆杆体的尺寸和形状都要受到一定的限制，造成了镗杆的刚度较低，特别是在镗杆的长径比比较大的情况下，镗杆的刚度会更小，这将严重影响加工质量，甚至使加工无法正常进行。如何减小镗削过程中的振动已成为迫待解决的问题。要研究镗杆的切削过程，就必须建立镗杆系统的动力学方程。而用传统的方法是不可能建立一个精确的动力学方程的。虚拟样机技术的出现提供了一个解决问题的方法。虚拟样机技术的核心是机械系统动力学、有限元理论和控制理论等建模理论及其技术的实现。有限元分析与机械系统仿真拥有相同的系统动力学求解基础，它们之间结合起来，可更好地实现机械系统刚柔耦合动力仿真分析研究。利用虚拟样机技术可实现机械系统动力学方程的自动生成并精确求解，可在研究阶段预测镗杆的动力学性能，对这些性能进行优化，以达到提高产品性能、缩短开发时间、减少开发费用的目的。本文借鉴了国外先进的镗杆制造技术，采用内置式动力减振的结构来增加镗杆的动刚度，并对动力减振镗杆进行了结构设计，建立了减振系统的数学模型。在运动特性分析和结构优化中采用虚拟样机技术，利用ANSYS软件联合建立了减振系统的多柔体动力学模型。以减小镗削过程中刀刃的径向跳动量为目标对动力减振镗杆虚拟样机进行仿真优化分析，得出了减振系统的最优参数。关键词:减振器；镗孔；虚拟样机；动力学仿真；参数化分析Dynamic Simulation and Parametric Analysis of Dynamical Vibration Absorption Boring Bar for Deep-Hole ProcessingAbstractWith the developmem of metal machining industry and the increasingly fierce market competition，the higher demand for machining quality and efficiency is put forwardThe size and shape of the boring bar are restrictedbecause of the special machining condition in the deephole processingThis produces the low stiffness of the bodng bar which will become lower especially with the big lengthdiameter ratio ofthe b arThc machining quality will be badly affected and the machining call not be on the rails due to the lower stiffnessHow to reduce the vibration in the boring processing has become an urgent problem The dynamical equation of boring bar system must be build up for studying the cutting processing of the boring barBut all accurate dynamical equation can not be built with the traditional methodThe appearance of virtual prototype technology offers a way tO solve the problem，The core of the virtual prototype technology is on the realization of modeling theories and technology,mechanical system dynamics，finite element theory and control theory,etcThe finite element analysis and mechanical system simulation，which have the same solution foundation of systematic dynamics，combine to achieve accurate simulating analysis of coupling motive between the rigid and flexibleBy using virtual prototype technology,we carl realize the automatically building and accurately solving of the mechanism system dynamical equation，predict and optimize the system dynamics performance in the course of studying11le improvement of product properties，construction period and expense reduction are achievedReference of the foreign advanced manufacture technology of boring bar is used in this articleWe adopt a boring bar with dynamical vibration absorption system in it tO increase the stiffness of the boring bar,design its structure，set upthe mathematicaI model of the vibration absorption systemIn the movement characteristic analysis and structure optimization virtual prototype technology is adopted，and multi flexible body dynamical model of the vibration absorption system are build up by using the So,ware of ADAMS and ANSYSAiming at reducing the radial vibrational value of the edge of knife in the boring processing，the virtual prototype of vibration absorption boring bar have been simulated， optimized and analyzed，and optimized parameter are obtained finally The analysis skill and the conclusion，especially the building and simulation result of the vibration absorption model，providing reliable evidence for the boring bar with dynamical vibration absorption system in it，are important reference for the method of dynamical vibration absorption and the development and research of severaI of vibration absorption boring barKeywords vibration absorber；boring operation；virtual prototype；dynamic simulation；parametric analysis第1章绪论11课题研究的学术背景 任何一个强大的国家都必须具有包括金属切削加工在内的强大制造业基础。在整个2l世纪中，金属切削加工仍是机械制造业的主导方法。切削加工技术广泛地应用于各个领域，并且要求越来越高，特别是对加工精度的要求也越来越严格。在很多情况下，为了满足对加工的要求，对刀具的性能提出了更高的要求，这种情况在轿车工业中体现得最为明显。从80年代起，我国相继从德国、美国、法国、日本等国引进了较先进的轿车车型和数控自动生产线，这使我国轿车的制造工业得到了空前地发展。在轿车制造工业中，决定轿车性能和技术水平的大多数关键零、部件是通过刀具切削加工最终完成的。并且，切削刀具的性能已成了提高轿车零、部件自动生产线加工工艺技术水平、生产效率、制造精度和降低成本的重要保证。同样在加工航空航天等军品工件时。为了提高工件的综合性能来达到某些特殊的要求，需要一次成型，所利用的刀具必须实现特殊功能。 在机械加工中内孔加工是所占比例较大的一种重要的加工方法，约占整个加工工作量的14，而深孔加工又在内孔加工中占有很大的比例，所以深孔加工问题是否解决好，将会直接影响机器产品的生产进度和产品质量。特别是在重型机器制造业中，能否掌握它，运用自如，将会对生产有着决定性的影响，也影响到机器产品的质量。而深孔加工中最常见的疑难问题就是细长车刀和镗杆的长径比不够或动刚度不够，从而不能满足被加工工件的要求 通常，长径比小于4的镗杆在加工工件时不会产生振动。但是在许多应用中，例如在车内螺纹和内表面开槽时，振动有可能在长径比为23之间时就开始了“。当镗杆受到一个持续的切削力时，秆长从杆直径的4倍增加到10倍时偏差将增加16倍。在同样的切削力作用下，杆长迸一步增加到杆直径的12倍时，将增加另外的70的偏差。对于同样的切削力，保持镗杆的直径不变的情况下杆直径由25mm增加雪32mm会减少62的偏差。也就是说，在镗杆的长径比大于4倍时，镗杆本身的刚度已经明显达不到加工的要求。减少镗杆悬伸长度和增加镗杆杆体的直径对于减少镗杆的变形量是有利的。但是，由于受加工工件尺寸的限制，改变这两个参数是不现实的另外，通过减少切削用量来降低切削力也可以达到减少镗杆变形量的目的，但这样势必会导致生产效率下降，而且在某些情况下，即使减小切削力也不能达到加工要求，所以这也不是最好的解决方法 为解决此类问题，本文采用内置式动力减振结构的防振镗杆，它可以在造价相对比较低的情况下，实现较大长径比。在机械加工中，利用减振镗杆，可以提高表面加工质量，大大提高工作效率，特别是在深孔加工中运用此减振镗杆，对提高内表面质量以及加快切削速度都会有很大的帮助。12减振镗杆的国内外研究水平和发展趋势镗杆对孔进行加工的方式在传统上称为镗孔加工。镗孔加工可以在镗床上进行，也可以在普通车床或者在数控车削加工中心进行加工。镗孔加工与一般的轴类加工有所区别。一般车床车削轴类零件时，为了使刀具的刚度达到要求，并保证加工的质量，刀具形状可以选择得比较租、比较短。但在进行镗孔加工的时候，镗杆是在被加工的工件内，镗杆的尺寸和形状都要受到一定的限制，造成了刀具的刚度较低，特别是在孔径较小、孔深值比较大的情况下，镗杆的刚度将会更小由于，在切削时，刚度较低的情况下很容易引起切削振动，因此为了减少振动应尽量增大镗杆的动剐度。减振镗杆在机械行业的研究中，已经有很长的历史了，但减振镗杆的研究和发展是比较缓慢的。到目前为止，世界上只有为数不多的几家厂商能生产出性价比较好的产品。在国外，日本三菱公司和东芝公司已经有系列化的产品。如图11所示，三菱公司的设计思想是减轻镗杆的头部重量，从而使镗杆的动刚度在很大程度上得到改良。从材料力学的角度进行分析可以知道，这种刀具利用了细长杠杆的端部应力的边缘效应，即杠杆端部受垂直于杠杆的作用力时，杠杆端部靠上的那部分的内应力比较小，因此可以忽略不计。当镗杆头部所受的作用力偏离中心时，头部远离作用力的部分内应力比较小。所以当镗杆受到偏心力时，刀头的那两部分可以切掉一些，这样不仅镗杆头部的重量减少了很多，而且静刚度的减少量也较小，同时镗杆的动刚度在很大程度上的得到了改良。但是应当指出这种处理办法还存在很多的问题，其主要问题是采用头部切除法有很大的局限性，即其长径比不能达到太大。东芝公司的减振镗杆是在刀具的两边平行的切掉一部分，再用刚度和强度大的材料嵌在两边，从而提高镗杆的静刚度。如图12所示，这种镗杆的原理简单，其镶嵌在杆两侧的硬质材料和刀体粘结程度是影响镗杆质量的关键因素。同时由于受到两条加固材料的刚度、厚度和它与杆体粘结的紧密程度的影响，因此长径比的值也受一定的局限。美国Kenametal公司生产的减振镗杆(最大长径比LfD=8)主要是采用特殊的材料制成，也属于提高镗杆静刚度的一种。瑞典Sandvik公司的减振镗杆(最大长径比UD=16)是目前最先进的镗杆，它所采取的方法是给镗杆加内置减振器，如图13所示。这虽然提高了镗杆的动刚度，但也有它的局限性，例如减振块的密度不可能太大，阻尼器的寿命严重地影响这种镗杆的使用寿命。国内的一些减振镗杆很多都处于研究阶段，采用的大多是增加镗杆静刚度的方法，例如在杆体的芯部镶入硬质合金的镗杆嗍嘲。但是大部分的减振措施都是在工艺上进行改良或是在加工过程中采用一些技巧。到目前为止，国内的工具厂商还没有在减振镗杆的制造方面有大的进展，特别是在制造长径比比较大的镗杆方面，而且对内置式减振镗杆的开发工作也还很少。1.3课题来源本课题来源于齐齐哈尔第一机床厂实际应用项目，解决的问题是如何减小切削过程中镗杆的径向弯曲振劫增加镗杆的动刚度，减小刀刃在切削时的径向跳动量是提高深孔加工表面质量的关键。14主要研究内容、设计方法141主要研究内容 由于在深孔加工中镗秆的弯曲振动对孔的加工质量及对孔的二次加工的影响尤为重要，因此本课题的主要目的是降低镗杆在镗削过程中的弯曲振动，即减小刀刃的径向跳动量，从而提高深孔的加工质量。 利用软件ANSYS求出镗杆系统数学模型所需的参数。142建立减振系统的数学模型1)简化模型；2)建立动力学方程；3)解方程，得到各参数之间的关系第2章 有限元分析软件ANSYS21有限元分析软件ANSYS简介ANSYS软件诞生于上世纪70年代，在有限元的发展史上，一直作为一个重要成员存在，在激烈的市场竞争中，生存下来并不断发展壮大，目前是世界上最有影响的有限元软件之一。ANSYS软件是融结构、流体、电场、磁场、声场分析于一体的大型通用有限元分析软件。由世界上最大的有限元分析软件公司之一的美国ANSYS开发，它能与多数CAD软件接I：1，实现数据的共享和交换，如ProEngineer, NASTRAN，PATRAN，SolidEdge，I-DEAS，AutoCAD等，是现代产品设计中的高级CAD工具之一。本课题充分利用ANSYS强大的建模功能，生成了虚拟样机的弹性部件，并通过与ADAMS的接口命令输出了模态中性文件，为振动系统模型的建立奠定了基础。22 ANSYS软件的组成ANSYS软件主要包括三个部分：前处理模块、分析计算模块和后处理模块。1前处理模块它为用户提供了一个强大的实体建模及网格划分工具，用户可以方便地构造有限元模型，软件提供了100种以上的单元类型，用来模拟工程中的各种结构和材料2分析计算模块包括结构分析(可进行线性分析、非线性分析和高度非线性分析)、流体动力学分析、电磁场分析、声场分析、压电分析以及多物理场的祸合分析，可模拟多物理介质的相互作用，具有灵敏度分析及优化分析能力。3后处理模块可将计算结果以色彩等值线显示、梯度显示、矢量显示、粒子流迹显示、立体切片显示、透明及半透明显示(可看到结构内部)等图形方式显示出来，也可将计算结果以图表、曲线形式显示或输出。23 ANSYS软件主要特点 ANSYS软件有如下技术特点： 1唯一能实现多场及多场耦合分析的软件。2唯一实现前后处理、求解及多场分析统一数据库的一体化大型FEA软件。3唯一具有多物理场优化功能的FEA软件。4强大的非线性分析功能。 、5多种求解器分别适用于不同的问题及不同的硬件配置。6支持异种、异构平台的网格浮动，在异种、异构平台上用户界面统一、数据文件兼容。7强大的并行计算功能，支持分步式并行及共享内存式并行。8丰富的网络划分工具，支持自由网格、映射网格、智能网格、自适应网格等，以确保单元形态及求解精度。9完全交互式的前后处理和图形软件，大大减轻了用户创建工程模型、生成有限元模型以及分析和评价计算结果的工作量。10ANSYS系列的各种产品和适应于各种计算机系统平台的版本为用户提供了各种可能的选择。第3章减振系统结构设计与数学模型的建立31镗杆杆体材料的选择这里我们所研究的主要是镗杆的振动特性，而在模型中我们所关心的是决定镗杆杆体所用材料的特性参数密度和弹性模量的值。为了使模型适合对不同材料的镗杆的研究，我们将在模态中性文件的建立中对杆体的材料采用参数化的描述。在系统中选用45钢来做杆体的材料，如选用其他的材料可通过直接修改相应的变量值来实现。32镗杆的结构设计 这里我们将选用长度为500mm、直径为50mm的杆体进行设计。对于给定减振块的减振系统的减振效果由减振块所在点的振动幅值来确定。因此，减振块通常被安装在杆的最远端。另一个决定减振效果的因素是减振系统内部减振块的质量值。在减振系统中减振块必须放在杆的内部。这就限制了减振器沿杆轴向的位置和内部减振块的尺寸。减振块必须放在直径比杆直径小许多的内孔中。为了达到理想的减振效果，减振块必须选用密度值非常大的材料。动力减振镗杆的基本结构如图31所示。在图3-l所示的动力减振镗杆中，减振块由两个O型橡胶圈支撑，并且，减振块被特殊的油状液体所环绕。橡胶在径向的变形与负载之间具有非线性特性。在加工过程中谐振荡(振动)一旦产生，减振系统将立即发挥作用，镗杆的动能将被减振系统吸收。这样就使振动最小化，切削工况最优化。这种结构的镗杆抗颤振能力更强，加工范围广。镗杆杆体的尺寸选择如图3-2所示，但这些尺寸需要经过仿真试验才能知道正确与否。33阻尼器的设计阻尼器放置在减振镗杆的内部，并且只有在杆体和减振块之fBJ时才能起到减振作用，因此，阻尼器需要选择粘度系数比较大的液体或者是固液混合物。在镗杆进行切削加工时，镗杆的内部温度会升高，但由于冷却液和切屑带走了大部分热量使得镗杆杆体内壁温度不致于过高，这样给我们选择阻尼材料带来很大方便“”。硅油是一种比较好的液体阻尼材料，很多国外的刀具选用硅油作为减振镗杆的阻尼材料，下面是一些硅油阻尼材料，我们将对他们的特性进行分析比较。33.1几种可选的材料1甲基硅油甲基硅油是一种无色透明的油状液体。品种较多，运动粘度可调整范围为101000(MPas)，同时它的保存时问较长。而且它的颗粒大，不易泄漏。可见甲基硅油是一种很好的阻尼材料，完全可以用在此减振镗杆中。2高粘度乙基硅油外观无色或淡黄色液体，20粘度(MPas)：10000- 100000。乙基硅油对金属无腐蚀，且具有粘度随温度变化小、凝固点低、耐高温、抗氧化、防水性、介电性和润滑性能好。同时他还有较低的蒸汽压、较小的挥发性、较大的可压缩性和低的表面力。所以它也是很好的阻尼材料。34阻尼液的选取 为了选用合理的材料作为阻尼液，先把阻尼液的参数假定，经过仿真后再确定阻尼液的最佳参数值。在后面章节的动力学仿真中，模型可以实现的仿真和优化是振动过程中阻尼液对减振块的线性阻尼系数。而要把阻尼液对减振块的阻尼系数转换成阻尼液的粘度系数，从而精确地选材，还需要通过不同工况下的具体实验来解决。35弹簧的选择减振弹簧也是减振系统的一部分，弹簧的形状和大小以及弹簧材料的弹性模量直接影响弹簧弹性系数和物理性能。36可选用材料的特性弹簧可以选择的材料有金属橡胶、橡胶、尼龙、以及其他有机物，下面对这些材料进行比较。金属橡胶弹簧具有一系列优点：1可以根据需要选择金属和橡胶的结构形式，调整橡胶配方和成形工艺来控制弹性系数，以满足各项刚度和强度的要求；2有适当的阻尼，有利于越过共振区，衰减和吸收高频振动与噪音；3冲击刚度大于动刚度和静刚度，有利于缓和冲击；4体积小，重量轻，免维修。橡胶材料具有显著的高弹性，在外力作用下，很容易发生极大的变形，但除去外力以后又恢复原来的状态，这是橡胶区别于其他材料的最主要的特性。此外，橡胶还具有极高的可挠性、耐磨性、耐腐蚀性但橡胶在200Hz附近振动的传递能力随频率起伏不定。37弹簧材料的选取虽然橡胶圈在径向的变形与负载之间具有非线性特性，但由于变形量很小，在做仿真和优化时可认为是线性变形，并用作用在减振块质心上的线性弹簧代替减振块两端的O形支撑橡胶圈。弹簧材料的选取应根据模型仿真优化后所求得的弹簧的刚度系数来选取。38减振块的设计减振块的材料选择是减振系统的一个关键，国外的减振镗杆一般选择密度比较高的“重合金”作减振块。“重合金”这类材料通常为密度很高，超过1 7cm3的钨基合金。粉末混合物所产生的传统的W-Ni。Fe和W-N扣Cu重合金具有满足常规要求的力学性能：极限抗拉强度650,-700MPa、冲击强度10,30Jcm2，延伸率650o-75。由于新技术的发展对重合金的要求越来越苛刻，要求合金有更高的力学性能。本文选择密度为1135cm3的铅作为减振块的材料，这是因为铅的价格较低并容易获得，若需更好的减振效果则可以选择密度更大的“重合金”。而在动力学仿真当中可以采用参数化的设计使减振块的质量为一变量，从而使减振模型适合不同密度的减振块的分析。减振块体积的选取受到内孔的限制，在设计中选用长为120ram、半径为10mm的圆柱体。可得减振块的质量m，=0426kg。本文选择密度为1135cm3的铅作为减振块的材料，这是因为铅的价格较低并容易获得，若需更好的减振效果则可以选择密度更大的“重合金”。而在动力学仿真当中可以采用参数化的设计使减振块的质量为一变量，从而使减振模型适合不同密度的减振块的分析。减振块体积的选取受到内孔的限制，在设计中选用长为120ram、半径为10mm的圆柱体。可得减振块的质量m，=0426kg。39刀头的设计目前大多数产品的刀头都用轻质铝合金制成，还有许多厂家采用了优化结构的刀头，目的就是想减轻刀头的质量，提高镗杆整体的减振效果。本课题采用铝合金刀头，在样机中刀头的材料属性用铝来代替。由于在样机中刀头被看成是刚体，因此刀头的质心决定了刀头的位置，而和刀头的外部形状无关，因此可任选刀头的形状。在实际的应用中可通过修改刀头质心的位置来确定刀头的位置。39. 1减振系统数学模型的建立对减振系统进行简化，并建立简化系统的动力学方程也是很必要的。通过对简化后的减振系统运动方程的求解，可以对系统的运动特性作定性的理论分析，并可以求出ADAMS下模型的初始输入参数，从而保证参数优化时优化过程的快速收敛。39. 2对切削力的分析通常把在没有振动的条件下进行的切削过程称为静态或稳态切削过程，而把产生振动的切削过程称为动态切削过程。前者在切削过程中产生的切削力是稳定不变的，而后者的切削力则是周期性变化的。如果把镗杆整体看成一个系统，那么镗杆所受的切削力就是系统的外部输入，而系统的输出为镗杆切削刃的位移量。为了研究镗杆系统在各种工况下的振动幅值，就必须研究振动模型在整个频域内的幅频响应特性。这里我们假设镗杆系统所受的动态切削力为300N的正弦力。39. 3系统的简化减振系统的杆体是由一个连续体和一个振动单元组成的，如图31所示。根据振动力学的理论分析可以知道，这样的系统建立方程很不方便，必须进行简化。减振镗杆的模型可以简化为如图3-3所示。在图33中为简化模型的方便，选取了镗杆杆体内孔的中心点(即图32中的A点)作为研究振动的点，镗杆的质量将被集中在这一点，可以认为有一个质量块等效地加在这一点，等效质量块的质量就是镗杆的当量质量，镗杆在此研究点的刚度被看作是弹簧的弹性系数kl。空气摩擦和冷却液的阻尼影响，根据不同的情况，可以取不同的值。当镗杆的振动频率较低时，可以忽略不计；而当振动频率较高时，空气阻尼有时可以忽略，但冷却液的阻尼却不可以忽略。这样就把减振镗杆系统简化成了具有两个自由度的有阻尼振动系统.我们把由m1,k1组成的系统称之为主系统，把由m2,k2和c组成的减振装置称之为减振器。39. 4系统运动方程的建立与求解下面首先建立简化系统的运动方程：根据运动方程，可求得主质量和辅助质量的相对振幅为：式中A1,A2-主质量、辅助质量的振幅：由上图可知，不同阻尼比的所有曲线都经过P、Q两点。因此这两点的位置与阻尼无关。在设计有阻尼动力减振器时，应保证减振器在整个频率范围内，都有较好效果，为此，应使P、0两点的纵坐标相等，而且成为幅频响应曲线的最高点。如图3-5所示。根据以上公式，即可确定有阻尼动力减振器各个参数的值。由式(3-7)可以看出，增加质量比U1，主系统的振幅4将减小，减振效果提高。振镗杆的结构特点限制了减振块体积的上限。因此我们在设计减振块时，应选择密度大的材料，并在尽量使减振块体积比较大的情况下合理选择减振腔的结构。根据减振腔的结构确定减振块的形状，从而确定减振块的质量肌，。通过在ADAMS中对虚拟样机进行仿真并进行频域内的分析，可求出减振镗杆在研究点处的刚度k1与当量质量m1。由式(3-6)求出最佳固有频率比，根据aop和m2得减振器的弹簧刚度K2，再用式(35)算出最佳阻尼比Sop及相应的阻尼系数c还应注意到一点，减振器安装在镗杆杆体内，因此减振块的运动方程受到客观条件的限制，即减振块和杆体的位移差不能大于减振镗杆内腔直径与减振块直径差的一半。第四章 多刚体动力学模型的建立镗杆刀刃的径向跳动量是影响加工质量的主要因素，因此必须研究镗杆在外界激励下的弹性变形。而径向跳动量的减小是通过镗杆内的减振单元与杆体的相互作用来实现的，所以对该减振系统的研究属于多柔体系统动力学范畴。针对该减振系统的特点，可选用有限元分析软件ANSYS和多体动力学仿真软件ADAMS联合建立减振系统的动力学仿真模型。41多刚体动力学模型的建立411模型的坐标系统ADAMS采用了两种直角坐标系：全局坐标系和局部坐标系，他们之间通过关联矩阵相互转换。全局坐标系是固定坐标系，他不随人和机构的运动而运动。它是用来确定构件的位移、速度、加速度等的参考系。局部坐标系固定在构件上，随构件一起运动。ADAMS自动为每一个部件选择一个基点。并自动以此基点为原点建立一个局部坐标系，构件在空间运动时，其运动的线物理量(如线位移、线速度)可由局部坐标系相对于总体坐标系移动、转动时的相应物理量确定。本模型的全局坐标系以镗杆杆体轴心线为z轴，其正方向为镗杆的刀头端，镗杆杆体与机床的圆切面中心作为原点，Y轴方向垂直向上。x，y，z三轴构成右手笛卡几坐标系。局部坐标系则由ADAMS在每个部件上自动建立。412模型的建立在建立模型前需做如下假设：1装配间隙为零，制造误差忽略不计；2橡胶圈和阻尼液由线性弹簧和线性阻尼代替；3除了弹性元件镗杆杆体外，各部件均视为刚体。4在切削过程中影响表面加工质量的主要因素是刀刃的径向跳动量，所以在计算和仿真的时候，只考虑引起镗杆径向弯曲的正弦力。经过合理简化后，可以直接用动力学仿真软件ADAMS进行多刚体动力学模型的建立。所建模型如图41所示。这时，对模型进行检验，会弹出如图4-2所示的警告对话框。这是因为所建立的多刚体动力学模型的自由度为0，而在ADAMS中的刚性形体又是不可变形的，因此，整个系统是一个不可动的机械系统。这就需要引进弹性体使镗杆的杆体变“软”42多柔体动力学模型的建立 用动力学仿真软件ADAMS建立起来的模型为多刚体系统，要加入柔性的镗杆杆体，使系统能够在外部激励下产生振动，还必须输入杆体的模态中性文件(Mnf文件)。具体步骤如下：1进入ANSYS程序，建立柔性体模型。并选择适当的单元类型来划分单元；2在柔性体与刚性体的联接处建立节点，此节点在ADAMS中将作为外部节点使用，如果在联接处为空洞，则需在此处创建一个节点，并使用刚性区域处理此节点(外部节点)与其周围的节点； 3选择外部节点，运行ANSYS的宏命令ADAMS生成ADAMS程序所需的模态中性文件； 4进入ADAMS程序，通过ADAMSFlex模块读入模态中性文件(mnf文件)以建立多柔性体模型； 5指定柔性体与刚性体的连结方式，如有必要，需使用无质量联接物体，按照实际情况定义载荷和边界条件42. 1模态中性文件的建立 在ADAMSView中使用的模态中性文件(mn政件)可以由各种有限元分析软件来生成。目前可以生成mn伎件的大型有限元分析软件主要有ABAQUS、ANSYS、I-DEAS和MSCNASTRAN等本文选用目前应用最广泛的有限元分析软件ANSYS来进行J皿纹件的制作。4211有限元模型的建立方法及步骤为了生成能够恰当地描述模型几何性质的有限元模型，通常情况下需要首先建立几何模型。建立几何模型时，原则上应尽量准确地按照实际物体的几何结构来建立，但对于结构形式非常复杂，而对于要分析的问题来讲又不是很关键的局部位置，在建立几何模型时可以根据情况对其进行简化，以便降低建模的难度，节约工作时间。ANSYS程序提供了以下3种生成模型的方法：1用ANsYS创建一个几何模型；2利用直接生成方法：3输入在计算机辅助设计(CAD)系统创建的模型。ANSYS提供了与其他CAD软件和有限元分析软件的接口程序，这样，用户就可以在自己熟悉的CAD软件中建立几何模型，然后输入到ANSYS中，作适当的修改后转化成ANSYS的几何模型。这种建模方法适合过于复杂的几何模型。本文利用ANSYS自身的建模功能进行镗杆杆体的几何建模。对建立的几何模型划分网格，生成包含节点和单元的有限元模型。有限元网格的划分过程包括3个步骤：1定义单元属性。包括指定单元类型、分配实常数或者截面属性、分配材料属性等。2设置网格控制。3生成网格。4211单元类型和材料参数在有限元分析模型的建立过程中，首先要选择单元类型和材料参数。我们首先选择具有中间节点的耦合单元SOLID92，该单元为10节点四面体单元，由于具有中间节点，特别适合于对不规则的实体(如通过各种CADCAM软件建立的实体模型)进行建模。而杆的两端与刚性体的联接处应优先考虑使用梁单元建立的蜘蛛网状的刚性区域。这是由于这种方法使力分布在整个受力面上，梁单元可以提供六个方向的自由度，并且可以传递瞬间载荷。这里我们选用适合于剐性区域建模的两节点3D弹性梁单元BEAM4。4212定义单元实常数单元实常数是依赖单元类型的单元特性，并不是所有的单元类型都需要实常数，在本文中需要为单元BEAM4定义实常数。对于梁和壳单元类型，ANSYS可以通过给定的截面直接计算出所需的实常数，而不需手工一一计算和指定嘲。这里我们利用ANSYS软件直接计算得出单元BEAM4的实常数。计算所得结果如图4-4所示。4213有限元模型的建立在ANSYS中进行几何建模并对模型进行自由网格划分。在杆的两端和研究点A处创建节点，并分别使用刚性区域连接这三个节点与其周围的节点。可得到如图46的有限元模型。图4-6有限元模型Fig4-6 Finite element model4214模态中性文件(mnf)的输出运行ANSYS的宏命令ADAMS，选择三个外部节点，并设制单位，生成ADAMS程序所需的模态中性文件。由于本文在ADAMS中的所有单位都采用国际单位，因此在mnf文件的输出过程中必须指定ANSYS中所使用的单位系统。具体设置如图4-7所示。422 ADAMS与ANSYS的接口 通过ANSYS软件与ADAMS软件之间的双向接口可以得到基于动力学仿真结果的应力应变分析结果，提高计算精度。 在一般的整合程序中，CAD软件的功能将被用来进行实验模型的建立，并将零部件的实体模型组装成系统的实体模型。此时，ADAMS将利用这个系统的实体模型来分析系统的机构与动力行为。另外，在系统分析的同时，ADAMS可以把某些零部件的边界负载条件传送出来。透过ADAMSFlex模块，这些零部件的边界条件与实体模型则可用ANSYS这种FEA软件来分析它们在这一瞬间的应力与变形状态。当然，对简单的机械系统而言，或许不需要经过复杂的ADAMS分析，而直接利用ANSYS做应力与应变分析。一个机械系统中可能包含柔性体(刚度较弱)。柔性体对机械系统的运动有很大影响，如果在动力学仿真过程中不考虑柔性体的影响，必然会造成较大的误差；同样，机构系统中柔性构件的边界条件和载荷则决定了柔性体中的应力应变分布。因此在对柔性构件进行强度分析时必须考虑到它当前的运动状态。ANSYS软件与ADAMS软件之间的双向接口使得这一问题得到圆满解决，利用它我们可以得到考虑了零部件弹性特性的精确的动力学分析结果及基于机构运动状态的应力应变结果。具体的操作过程可以分为以下三个步骤：1在ANSYS软件中生成ADAMS软件用来生成柔性体模型的模态中性文件(mnf文件)进入ANSYS程序，建立柔性体模型，并选择适当的单元类型来划分单元。在柔性体的转动中心(与刚性体的联接处)必须有节点存在，此节点在ADAMS中将作为外部节点使用，如果在联接处为空洞，则需在此处创建一个节点，并使用刚性区域处理此节点(外部节点)与其周围的节点。选择外部节点，运行ANsYS的宏命令ADAMS生成ADAMS程序所需的模态中性文件。2在ADAMS软件中生成ANSYS软件使用的载荷文件(lod文件)进入ADAMS程序，建立机械系统的刚性部件，读入模态中性文件(mnf文件)以建立柔性体模型，指定柔性体与刚性体的连结方式，按照实际情况定义载荷和边界条件进行机械系统的运动学分析在分析完成后输出ANSYS软件所需的载荷文件(lod文件)。此文件包含了对应于运动过程中不同时刻点柔性体所承受的载荷和运动信息(力、力矩、加速度和角加速度)。3在ANSYS程序中进行应力应变分析进入ANSYS程序，恢复柔性体的数据库文件，选择所有节点。如果进行静力学分析则从载荷文件(lod文件)中找到对应于某个位置(相应时刻)的载荷并输入ANSYS，进行应力应变分析；如果要进行瞬态动力学分析，则可以通过ANSYS的Utility MenuFileRead Input From菜单将载荷文件读入ANSYS模型数据库，即可将载荷文件中各时刻的载荷作为ANSYS的载荷子步旋加到相应的节点上第5章 样机的仿真与参数化分析建立了动力减振镗杆系统的模型后就可以在ADAMS中进行系统的动力学仿真，并利用ADAMSVibration模块对系统进行频域内的分析。利用ADAMS的自动优化功能对减振系统的参数进行频域内的优化，求出系统的最优参数，从而保证系统在整个频域内都有一个好的减振效果51减振系统固有频率的求取对有减振腔但没加减振单元的多柔体动力学模型进行频域内的分析，分析结果如图5吨所示。从分析的结果可得到，系统在幅值最高点的频率为f=106(Hz)。因此，系统的固有频率l=2矿=66568(rads)。52减振系统的当量质量的确定53系统参数的确定54模型在频域内的仿真结果对没有加减振单元的实心镗杆进行频域内的仿真，再对没有加减振单元但减振内孔的镗杆模型进行频域内的仿真，最后对有减振单元的减振系统进行频域内的仿真。仿真的输入与输出通道的设置如图53、图5-4所示。振动分析对话框的内容设置如下：55结论从分析的结果可以求得如表51所示的不同类型的镗杆模型在整个频域内的最大响应幅值和这时所对应的频率。从仿真分析所得的数据和对各种模型在整个频域内的幅值响应曲线的对比可得到如下结论：镗杆杆体的减振内孔使镗杆的固有频率有所提高，加了减振单元的减振镗杆在整个频域内的最大振动幅值大大地减小了56参数化分析ADAMSView的参数化分析功能可以分析设计参数变化对样机性能的影响。在参数化分析过程中，ADAMSWicw采用不同的参数设计值，自动地运行一系列的仿真分析，然后返回分析结果。通过对参数化分析结果的分析，可以研究一个或多个参数变化对样机性能的影响，获得最危险的操作工况以及最优化的样机。类似于实际物理样机的设计、试验和优化过程，ADAMS提供了3种参数化分析方法：Design study：设计研究，考虑一个设计参数的变化对样机性能的影响。Design of Experiment(DOE)：试验设计，可以考虑多个设计参数同时变化，对虚拟样机性能的影响。Optimization：优化分析，在给定的设计参数的变化范围内，可以获得目标对象达到最优值时的参数组合57设计参数变量化不论是迸行设计研究和试验设计，还是进行优化设计，都必须将设计参数定义成变量。在分析过程中，只需通过改变设计变量就可以自动地更新虚拟样机模型，然后进行参数化分析。因此在进行参数化仿真分析时，首先确定虚拟样机性能的关键参数，然后将其参数化矧对于本课题来说，最重要的设计参数是模型中的弹簧刚度系数和阻尼系数。因此将这两个参数进行参数化设置如表52所示。58定义目标函数使用目标函数作为分析目标有以下特点：1当需要将对模型输出量进行复杂或多步的复合计算时，目标函数是非常有用的。2当测量显得繁琐而不容易实现时，需要使用目标函数对象。3不同于使用测量的方法是，目标函数可以存储间隔值。根据振动仿真的特点，我们选用变量和宏的方式来定义目标函数。如图5一10所示，定义了分析的目标OBJECTIVE-l。目标OBJECTIVE-1描述了振 动过程中刀刃的径向跳动量在整个频域内的最大值。59分析弹簧刚度系数对刀刃跳动量的影响1设计研究的设置选择模型：Model Name：modeI优化目标：OBJEClIvE l，即输出频域内刀刃跳动量的最大值设计参数值：Design Variables：stiffness(弹簧的刚度系数)取值范围：Range=10E+00410E+006Default Levels=52设计研究报告(Design Study Sununm3,)Model Name：modelObjectives011 0BJECTE 1UIlits ：meterMaximum Value：00122882(trial 5)Minimum Value：000472266(triaI 2)Design VariablesV11 stiffnessUnits ：newtonmeter4设计研究报告整理图如图512所示5结论：当变量damping=7018、变量stiffness在范围10E+0041.0E+006内时，刀刃在频域内的最大跳动量随着弹簧刚度系数的增大，先减小后增大。从图51l可以看出刀刃在频域内的跳动量曲线有两个极值点，在25E+00510E+006范围内随着弹簧刚度系数的增大第二个极值点迅速向右移动，而第一个极值点变化不大，但总体趋势是增大的。根据图512可知最小值在10E+00450E+005内出现。5.9.1分析阻尼系数对刀刃跳动量的影响 1设计研究的设置选择模型：Model Name：model优化目标：OBJECTIVE l，即输出频域内刀刃跳动量的最大值设计参数值：Design Variables：damping(阻尼系数)取值范围：Range=0200Default Levals=52设计研究报告(Design Study Summary)Model Name：modelObjectives01)0BJEclrIVE_1Units ：meterMaximum Value： O0136214(trial 1)Minimum Value： O00149957(trial 3)Design VariablesV1) damping5结论：当变量stiffness=1311E+005、变量damping在范围0200内时，刀刃在频域内的最大跳动量随着阻尼系数的增大，先是快速地减小，之后减小的速度放缓，达到最小值后再逐渐增大由图513可知当阻尼系数为零时跳动量非常大。无论阻尼系数如何变化，刀刃在频域内的跳动量曲线必经过两个固定点。由图514可知最小值在50200内出现。结论本文对内置式动力减振镗杆进行了结构设计，并建立了系统的运动方程。通过用传统的力学方法和数学知识对方程的求解，从理论上为虚拟样机初始参数的选择奠定了基础。通过软件ADAMS和ANSYS联合构成的系统平台实现了虚拟样机的建立，为内置式动力减振镗杆结构参数的实际设计提供了参考的依据。通过对虚拟样机的仿真分析，验证了内置式动力减振镗杆的减振效果。利用ADAMS的参数化分析的功能，对样机进行了设计研究和优化分析。从对 设计研究的分析结果，得到了镗杆系统各参数对系统的影响。以使镗杆的刀刃径向跳动量最小为目标对样机进行了优化分析，得到了镗杆系统的最优化参数。通过对运动方程的求解和对样机的仿真及参数化分析，得到以下结论：1减振块的质量越大，减振效果越好，但动力减振镗杆的结构特点限制了减振块体积的上限。因此我们在设计减振块时，应选择密度大的材料，并在尽量使减振块体积比较大的情况下合理选择减振腔的结构：2在阻尼系数一定的情况下，选择合适的弹簧刚度系数，使刀刃在频域内的跳动量曲线的两个极值点相等，这时的减振效果是最好的；3在弹簧刚度系数一定的情况下，刀刃在频域内的最大跳动量并不总是随着阻尼系数的增大而减小的当阻尼系数为零时跳动量非常大。无论阻尼系数如何变化，刀刃在频域内的跳动量曲线必经过两个固定点。4由样机的仿真结果可知，在相同的正弦力作用下实心镗杆的刀刃最大跳动量为-37796 dB，优化后的动力减振镗杆的刀刃最大跳动量为580388 dB。说明动力减振镗杆的减振效果明显，结构设计合理。如果将该技术应用到动力减振镗杆的实际设计当中，可在研究阶段预测镗杆的动力学性能，对这些性能进行优化，以达到提高产品性能、缩短开发时间、减少开发费用的目的。需要进一步研究和完善的工作：1样机没有经过实验的检验，不能确定样机与实际的减振系统的符合程度。样机中用阻尼系数代替了阻尼液的粘度系数，而要把阻尼液对减振块的阻尼系数转换成阻尼液的粘度系数，从而精确地选材，还需要通过不同工况下的具体实验来解决。2目前所作的研究都是对稳定的可加工状态进行的，而没有考虑到实际切削过程中由于切削力的增大，而无法进行加工的状态所以下一步要解决的问题就是建立稳态切削的判据。参考文献：1 成大先.机械设计手册M.北京：化学工业出版社,20022 刘松主编.有限元分析在镗杆设计中的应用M.北京：机械工业出版社,20063 傅志方.振动模态与参数识别M.北京：机械工业出版社,1990.94 王守信，董绍华等.铣床振动模态分析研究N.内蒙古：内蒙古民族师范学院学报，1995.55 廖念钊主编.互换性与技术测量M.北京：中国计量出版社，19986 王先上.车床振动的自动控制N.北京：机械工程学报,19867 张杰斌，张涌.减振原理在镗杆上的应用M.北京：机械工业出版社,2004.118 郭长城.应用减振器控制振动的两个实例M.北京：机械工业出版社,2005.109 王民等.切削系统可变刚度结构及其颤振控制方法的研究N.北京：机械工程学报,200210 王世龙，王丽娜.提高镗杆刚度的一种措施N.吉林：吉林工学院学报，199911 陈晓霞.ANSYS7.0 高级分析M.北京：机械工业出版社,200412 李启堂，胡荣生.动力吸振器在镗杆中的应用M.北京：机械工业出版社,1997附件 在精镗中提供稳定高频振动的摩擦阻尼器Evita Edhi, Tetsutaro Hoshi摘要在精镗过程中防止发生超过10000Hz的高频振动而造成刀具寿命降低问题的摩擦阻尼器已研制成功。新阻尼器结构简单，它由一个联接在主振动结构上的附加质量与一小块永久磁铁构成。其原理是简单的，利用库仑力和粘性摩擦将振动能量消散在阻尼器和主振动结构的接口之间。阻尼器对高频也有效，因此无需调谐，本文首先介绍了一种在精镗中消除高频颤振的摩擦阻尼器的典型设计，其有效性由切削试验得以证明，并保证刀尖的正常寿命。对这种新型阻尼器基本原理的理解在理论和实验分析中得以介绍。在镗削过程中这种新型阻尼器能够有效的防止超过5000赫兹的颤振。关键词 高频振动 摩擦阻尼器 精镗1、引言先前有研究报告称精镗中出现超过10000赫兹的高频颤振。这种频率首先发现于留在切削表面的振纹上，然后在切削实验中直接使用激光位移计测量得到进一步的证实。从镗刀的自然弯曲振动以及自我激发的切削过程中的动力学再生效果、内调制虚部的影响和x-y方向的循环发现了这种颤振。本研究的目标是防止这种颤振振动的发生。预防切削颤振的有效措施可能是通过提高刀具系统的阻尼能力。阻尼能力是通过以下方面产生的：（1）包含在刀具系统接口处的某些微量滑动；（2）在晶界滑移内部振动引起的阻尼损耗（内耗）；（3）在主振动结构和振动阻尼器接口处的摩擦。许多研究人员对不同类型的用以防止颤振振动，并提高镗刀或其他切削操作稳定性的阻尼器进行了研究。该阻尼器已不是传统阻尼器的动态特性或冲击特性了，动态阻尼器包括额外的弹簧质量子系统，通过调节系统的固有频率，使之与主体结构相匹配。一般动态阻尼器设计包括任意方向的滑动或内部摩擦耗能的弹性材料。弹性阻尼器由一个或多个的自由移动机构组成，其原理是利用自由移动体撞击主体结构来耗散颤振能量。阻尼器受一定的速度影响才能有效的发挥其功能，因此不能适用于抑制低频振动。近来有报道一种动力与摩擦混合阻尼器，并发现它能有效地抑制低频振动。本文中所设计的阻尼器必须能有效地抑制高达10000赫兹的高频率颤振，而且它的设计受到镗刀本身的工作空间及其自身大小的限制。它最完美的地方就是不需要调整。该阻尼器在本研究提出一个大规模隶属永磁结构的概念。本研究的目的是为了分析抑制高频振颤阻尼器的有效性及其阻尼特性。为了实现这一目标，已进行一个类似于抑制精镗中高频颤振的切削试验以及理论和实验的能源阻尼耗能分析。2、镗刀测试和阻尼器结构的构想根据研究，在精镗中原本有一个高频颤振问题，镗刀本身包括一个直径分别为13毫米和20毫米的长悬臂杆和法兰。在杆的一端有一直径为5.5毫米的小孔，以适应5毫米或孔径更小的阻尼器。该孔的位置选择在径向方向，因为我们已经知道高频振动在X-Y方向循环。当镗刀空转时，阻尼器被孔壁的离心力推动但可以再径向方向自由移动。上限用以保护运行中的阻尼器。该阻尼器的有效性已经通过了检测并准备和其他镗刀做比较。用作比较的工具之一具有相同直径的长悬臂杆即直径为13毫米，但其延伸超出了前沿10毫米并产生约5000赫兹的颤振振动。其他与之比较是16毫米直径悬臂式镗刀，将以更大的长径比产生较低频率的颤振振动。新型摩擦阻尼器的基本结构是一个附加质量和永久磁铁的组合，其中质量平面平行于主结构的振动方向。磁铁可以是不可分割的或者是可分割的都行。另一部件，垫片，可以插入到永久磁铁和主要结构之间，其目的是控制电磁力的大小。新型摩擦阻尼器在抑制高频振动的有效性已得到积极评价。3. 实验方法为了验证该阻尼器控制颤振的有效性，并保证正常的刀具磨损和表面粗糙度，切削试验将与其设计尺寸一样，与13毫米直径的钻孔工具配合使用。这样的话，镗刀安装在一个卧式加工中心的主轴上，通过设置调整孔直径以自动控制刀尖径向位置。将内表面是由旋转刀具镗加工的环型工件准备好。工件的材料是SCM420H合金钢，淬火至硬度为313332HBS，外径为25mm，内径为14.720.05mm，长度为15mm。工件由专门设计的具有足够硬度的夹具装夹。切削试验是在标准条件下进行的，切削速度为130m/min，进给量为0.03mm/rev,背吃刀量为0.14mm，切削过程中不使用任何切削液。一种新的尖端技术在加工过程中不断调整加工条件。每个试验重复两次，其中一次在镗刀系统中安装阻尼器，而另一次不安装。刀具材料用的是非涂层TiC金属陶瓷，其轴向前角为-50，径向前角为-150，刀尖圆弧半径为0.4mm。对于直径为16毫米的工件振动的测量，准备用另一个安装程序将环行工件的外表面固定。这样的话，工件被夹紧使测试在一对立式加工中心机床基板上举行。环行工件和机床主轴一同旋转。4.摩擦阻尼器的机理分析4.1 理论分析振动的产生，一旦达到一定的振动幅度，阻尼器将开始滑动，由此引起阻尼器的主体结构和界面的摩擦，从而耗散振动能量，并防止振幅不断增大甚至超出极值振幅。 实验分析为了确定该假设库仑力和粘性摩擦的区别，一个主体结构模型振动的两个理论模型的有效性监测了二者的不同状况，并激发了电动式激振器外部。用作主体结构的是一直径为16毫米的悬臂钢梁，它和原长为170mm的镗刀具有相似的设计，其二阶弯曲频约能达到5700Hz。在检测梁的端部振动时将使用微型加速度测量计。阻尼器主体结构的顶部有一磁铁，并通过此处与油管口相接。首先采用随机激励确定主体结构的固有频率。然后是应用在正弦激励变幅的动力输入f至z微调周围随机激励确定固有频率。与此同时，用FFT分析仪分析振幅在主体结构出的响应差异。激发各周期能源供应量的正弦振动是从测量f时开始的，计算如下当x是降低阻尼器或与供油接口相连接时，主体结构的振幅也降低了。当使用阻尼器时，激励由0.3N增至0.6N时，振幅x将不会增大。对于较低的频率，虽然也能有一定大的抗振效应，但效果并不明显。5、结论为了控制频率高达10000Hz的高频颤振，正如以前报道的精镗过程一样，利用一种新的阻尼器与主体结构之间的摩擦效应，削弱振动能量而达到减振目的。新的阻尼器由一个联接在主振动结构上的附加质量与一小块永久磁铁构成。据目前的研究已证实了库仑力和粘性摩擦在滑动界面的产生。由于库伦摩擦力，发生在主体结构处的滑移就能抵消一部分颤振能量，而且它们之间大致是呈线性关系的。如果在此条件下能够充分的消耗颤振能量，则就可以抑制颤振了。在抑制高频颤振时，该阻尼器显得更为有效。由于受到阻尼器主体结构自身条件的限制，在精镗中该阻尼器能抑制的最高颤振频率只能略高于5000Hz。由于简单的结构设计，也无需经常调整，使用拟阻尼器抑制连续切削高频率颤振（如精镗等）是一种可行性方法。致谢本研究得到了NT工程公司的大力支持。他们提供了大量的研究材料和工具，得到了Y. Komai先生和M. Nakagawa先生的大力支持和帮助。附件II 英文文献原文Stabilization of high frequency chatter vibration in fine boring by friction damperEvita Edhi*, Tetsutaro HoshiAbstractFriction damper has been found successful to prevent high frequency chatter occurring at more than 10,000Hz, and causing problem of reduced tool life in fine boring operation. The new damper is characterized by simple structure that consists of an additional mass attached to the main vibrating structure with small piece of permanent magnet. The principle is straightforward in which Coulomb and viscous frictions dissipate vibration energy at the interface between the damper and main vibrating structure. The damper needs no tuning, and is effective at high frequency. The paper first introduces a typical design of the friction damper with experimental proof by cutting tests of its effectiveness in eliminating the high frequency chatter in fine boring, and assuring normal tool life of the cutting edge. Theoretical and experimental analyses are introduced for understanding the fundamental principle and characteristics of the new damper. The new damper is effective for boring tools, which vibrate at frequency more than 5,000Hz.Keywords: High frequency chatter; Friction damper; Fine boring. IntroductionA previous study reported fine boring tools exhibiting chatter at high frequency, more than 10,000Hz . The frequency was first identified from the chatter mark left on the surface, then further confirmed in cutting test by direct measurement using the laser displacement meter. The chatter was found attributable to bending natural vibration of the boring tool, self-excited by cutting process dynamics that include the regenerative effect, the imaginary part effect of inner modulation, and X-Y Looping. Prevention of such chatter vibration is the target of the present study.Effective chatter prevention during cutting operations may be achieved by increasing the damping capacity of cutting tool system. Damping capacity is generated through (i) micro-slip at certain interfaces included in the tool system, (ii) slip at the grain boundary within a vibrating body by material damping (internal friction), (iii) friction at an interface between the main vibrating body and the damper structure . Studies on various kind of damper to prevent chatter vibration, and to improve stability of boring tools or other cutting operation have been carried out by many researchers.Practical types of damper have been conventionally either dynamic or impact damper . Dynamic damper consists of additional spring-mass sub-system, and needs tuning of natural frequency of the sub-system to match that of the main structure. The dynamic damper is usually designed to include energy dissipation by either sliding or internal friction of the spring material. Impact damper consists of one or more of free moving bodies, and the principle mechanism is to dissipate energy by the impact of free moving body with the main structure. Impact damper needs certain velocity to effectively function, thus cannot be applied to suppress vibration at low frequency. A hybrid design of dynamic and impact dampers has been reported recently, and found to be effective to suppress the low frequency vibration .In the present study, the damper is required to be effective at frequencies as high as 10,000Hz, and it should be designed within size limitation of the boring tool to accommodate space for seating the tool insert, chip pocket and the damper itself. It is also preferable that the damper needs no tuning. The damper proposed in the present study consists of a piece of mass attached to the main structure by permanent magnet.The objective of the present study is to analyze the effectiveness and characteristics of the proposed damper in preventing chatter vibration that occurs at high frequency.To achieve the objective, cutting tests have been conducted in boring operation analogues to the one having high frequency chatter problem in the plant, as well as theoretical and experimental analyses of energy dissipation of the proposed damper. Boring tools tested and the proposed damper structureThe boring tool under study that originally had a problem of high frequency chatter consists of a 13mm diameter and 20mm long cantilevered steel bar integral with a base flange. A small diameter hole, 5.5 mm, is prepared at the end of the bar to accommodate the damper mass of which diameter may be 5mm or less. The position of the hole is selected in radial orientation om1, because the high frequency vibration due to X-Y looping has been known to occur dominantly in the orientation om2 as depicted. When the tool is rotated in boring operation, the damper is pushed to the wall of the hole by the centrifugal force, but is free to move in the orientation of the vibration om2. A cap is provided to protect the damper from chips removed during the operation.The effectiveness of the damper has been tested for the tool as shown in the figure, as well as other boring tools that have been prepared for comparison.One of the comparison tools has the same diameter 13mm, but extended 10mm beyond the cutting edge, and generates chatter vibration at about 5,000Hz. Other comparisons are 16mm diameter cantilever type boring tools, designed with greater length (L) to diameter (D) ratios that exhibit chatter at lower frequencies.Basic structure of the new friction damper is the combination of a mass and permanent magnet, which anchors the mass to the main structure on a flat surface parallel to the direction of vibration. The magnet may be either integral or separated with the mass. A third member, a spacer, may be inserted between the permanent magnet and the main structure whose purpose is to control magnitude of magnetic force. Effectiveness of the friction dampers in suppressing high frequency chatter has been evaluated.3. Method of experimentTo validate the effectiveness of the damper in view of controlling the chatter, and to assure normal tool wear and surface roughness generated, cutting tests have been performed with the 13mm diameter boring tool rotated as it is in production site. In this case,the boring tool is mounted on the main spindle of a horizontal machining center via a setting head whose function is to adjust the radial position of the tool tip for automatic control of the hole diameter in production.Ring type workpieces have been prepared whose inner surface is to be machined by the rotating boring tool. Rings are made of SCM420H alloy steel, hardened to 313 to 332 Brinnell hardness with 25mm outer diameter, 14.720.05mm inner diameter, and 15mm length. A milling chuck clamps the ring on a specially designed fixture with sufficient stiffness.The standard condition for cutting test is set to 130m/min cutting speed, 0.03mm/rev feed rate, 0.14mm depth of cut, and using no cutting fluid. A new cutting edge is prepared for each set of cutting tests in which workpieces are continuously machined. The cutting test is repeated twice for each boring tool system with and without the damper. Tool insert material used for the boring tool is TiC Cermet non-coated, with axial rake angle -5, radial rake angle -15, and nose radius 0.4mm.For measuring vibration of the 16mm diameter tool, another setup was prepared with the tool held stationary, and used to machine outer surface of the rotating ring workpiece. In this setup, the tool is clamped by a milling chuck staged on a baseplate on the machine table of vertical machining center. The ring workpiece is mounted and rotated by the machine spindle.4. Analysis of friction damper mechanism4.1 Theoretical analysisDuring the development of chatter, once the vibration reaches certain threshold am
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