外文翻译--一个新的计算机数控(CNC)机床与管架床 中文版VIP

附录： 文献翻译 摘要 一个新的计算机数控 (CNC)机床与管架床上。这种结构将有足够的空间桁架之间的酒吧来解决空间问题 ,有足够的刚度对机床。因此 ,数控车床的框架由管道、对角括号了有足够的刚度和空间效用芯片疏散。从机床的角度使用 ,实时振动控制理论应用于控制刀架之间的相对位移和轴抑制特定的相对振动模式。 介绍 传统机床床或框架一般由铸铁或焊接钢板。这些结构适合于机床的动态特性的观点。尽管裁员机床的需求 (比如在台式机 )越来越多 ,有一个严格的体积限制来获得足够的空间足够的芯片疏散。在这种情况下 ,有热传导和 热传递的问题。为了解决这些问题 ,我们提出一个传统但是新的框架结构机床 ,包括管道和连接部分。我们看着框架的灵活性设计使用一个管架结构。框架结构可以安排与标准管 (直径和长度 )和连接块。在车床的情况下 ,这种结构允许的变化大小根据主轴单元和轴表 ,设计成标准化的单位。 为开发利用这一结构的数控车床 1，被认为存在以下问题： （ 1）由主轴电机不平衡和切割力扰动产生结构振动， （ 2）由于低的热容量的热变形， 心轴和 X轴和 Z轴之间的表 （ 3）足够的刚性。 在这份报告中，我们专注于振动问题。已经有振动控制机床的应用几个 以前的研究2-7。在这些研究论文中，控制方法已被应用到车床的刀架。这些结果表明刀架位移振动控制的优越性，但并不认为会出现在低频率范围内与当地的振动模式，如镗杆和刀架相比，结构振动模式。 数控车床的开发 根据一个管架结构的构思独特的数控车床已经研制成功。的规格示于表 1，和的示意图示于图 1。 可以得到 10,000分， 1最大主轴转速。最小分辨率为 X轴和 Z轴被设定为 0.1 微米。机床重量只有 525公斤（包括封面）和 440的空间内适合宽 1450长 1050立方毫米，这是足够紧凑。数控控制器（三菱电机有 限公司， M700V）设置在机身旁边。 振动控制方法 最重要的振动运动的数控车床是主轴和刀架之间的相对位移。加工工件通常由主轴和刀具之间的反相运动的影响 ；这项议案是由谐振频率产生的。在这种情况下，逆位相运动是针对工件的几何误差的最重要的特性。这个运动可通过测量主轴和刀具之间的相对振动进行评价。虽然该位移应直接由位移传感器在切割过程中测得，它是非常困难的传感器的位置，因为该空间的限制，冷却剂，和芯片。图 2示出了主轴头和代表帧连接的块之间的典型的遵从传递函数。有几个峰。当我们试图用这个数据来施加振动控制，控制点 是很难确定的。然后，两个小的加速度传感器用于检测所述相对振动模式。一个被设置在所述主轴单元壳体和测量作为信号 x 秒 ；另一种是设置在 X轴工作台的刀架和计量为信号 x 秒 。 在 45赫兹的频率峰可以观察到，并且它可以被认为是一个自由度的简单系统。我们可以使用该差分信号作为振动响应的输出。 然后，模态分析，可用于获得所述振动的模式，来决定上述目标振动模式，并且确定在何处设定所述致动器用于振动控制。在 45 赫兹的模式合成的形状矢量示于图 4，主轴和刀架之间的反相模式实际上是从向量图所示。在头部库存为主轴（ 和 ）的模式矢量是如此之小，这两个致动器的端部可以设置在这些点。根据这一结果，致动器的另一端上连接所述 X轴工作台下面的块来控制反相振动模式，如图所示设置。 1 ，这两个执行器产生控制力的振动主动控制方法来抑制振动运动。 的相对位移，速度和加速度被定义为 X， X ，且 x 分别。假设 XD且 x d表示所需的相对位移和相对速度，相对位移和相对速度被定义为 （ XD -X ） ，（ X -X ） 受控力可表示为如下： （ 2 ） Kv 值（倍 -X ） + KD（ XD -X ） 其中权重系数 Kd 和 Kv值被使用。运动方程描述为当谐力 faej t作用在这个系统上如下： （ 3 ） MX + CX + KX = faejt + Kv 值（倍 -X ） + KD（ XD -X ） 因为所需的相对位移 XD和相对速度 x d分别为零，方程（ 3 ）被描述为如下： （ 4 ） MX + （ C + Kv值） + （ K + Kd值） X = faejt 在方程（ 2） ，替换 f = faej t ，下面的公式可以推导出： （ 5 ） X x = -c/m1-k/m0 X x + 1/m0 f 运动这个方程改写为如下状态方程： （ 6 ） = AX + BF 在施加控制的力成比例的状态向量 X的情况下，控制的力被描述为： F = -KX 。然后，代入公式这一点。 （ 6）下列状态方程获得： （ 7） X = （ A- BK ） 一旦可以得到这个方程，唯一要做的就是用 matlab （ MathWorks公司 - MATLAB和Simulink ）计算反馈增益 K 。计算这个系数 K ，模态参数 M， C，和 k必须首先确定。我们使用简单的“ 大规模反应法”，因为该振动运动可以被认为是一个自由度从结果在图计算这些值。 3 ，一旦已知质量设置在刀架，在该共振频率的变化被测量，并且该模态参数获得，如表 2所示，这些代入方程。 （ 7） ，且反馈增益 K根据线性二次（ LQ）控制理论进行计算。 控振系统 锆钛酸铅（ PZT）的装置被用于振动控制系统的致动源。结构振动控制和机床运动控制使用，因为它的大产生的力和高频响应 8-11 此设备。 我们开发了一种致动器，它由一个压电陶瓷中，流体腔室与两个不同的横截面面积，并且连接杆，如图所示。 5，流体腔， 用于从 PZT变换所产生的力。虽然 PZT的纵向位移是足够短的位移由该腔室面积减小。这种效应使得产生位移比亚微米级以下。两个执行器的连接块，撑杆之间。利用脉冲响应的方法的动态特性进行评价，其结果示于图 6，该致动器可用于低于 200赫兹。振动控制的效果在振动主动控制部分的影响进行评估。虽然撑杆的热伸长，必须考虑到当长期操作中，我们不考虑由于短时加工的框架的热变形。 主动振动控制的影响 主轴和刀架之间的相对振动是由两个致动器来控制。在这种情况下，根据 LQ控制理论，我们已经开发出了控制系统，以实现通过在图 3的 框图所示的控制方法。 7和表 3中 ，该系统与 3000赫兹的采样速度运行。相对振动由主轴单元的不平衡产生的。由于最大位移在大约 2725分钟 -1（ 45.4赫兹）观察时，目标频率设定为 45赫兹。 在实验过程中有空气及切割过程中被处决。从致动器的实验结果和频率响应，目标控制的频率范围设置为从 10到 100赫兹。一个带通实时滤波器，用于获得所述振动信号并抑制干扰噪声和高频信号。 为了评价有源振动控制的效果，由于安装空间的限制，二个加速度传感器被用于控制。的相对振动的数值积分获得的相对速度和相对位移。运动过程中的相对 位移本身是由设置在刀架和检测主轴单元的相对位移的激光位移传感器测量。 在精切削的控制结果示于图 8 ，控制参数已在空中切割先前确定。这个条件并不总是适用于切割条件，因为在工件和工具彼此接触时，和在接触点的切割力的作用。虽然模态参数并不总是恒定的，我们的控制系统是采用相同的条件空气切削应用，并在切割过程中的振动控制的效果进行了评价。 当开始控制，则相对位移减小其振幅。 FFT分析用于确定与控制和无控制之间在频元素的不同，如图所示。 9 ，实线表示其结果与对照组，且虚线示出的结果，而不控制。几乎 50 约 45赫兹的目标频率的振动幅度是由我们开发的系统抑制。通过安装为支撑所述致动器的增加刚度的影响可以看出，在较低的频率范围。另一方面，高于 100 赫兹的效果不能的，因为控制系统的过滤效果可见。这些结果证明，在精切削中使用该振动控制系统适合于我们的管架的数控车床。以提高振动控制的效果，布局（包括致动器的方向） ，应考虑和进一步改进本致动器系统的需要，以更有效地抑制振动的振幅。 评价工件的振动控制 因为已经证实，该振动控制是即使在切削有效，我们评估了加工工件的精度。因为目标控制频率设定为 45赫兹，控制结果的 影响表现为表面波纹度。然后，该表面轮廓是由表面粗糙度测量仪测量而一个高通滤波器。图 10显示了测量结果。上图显示的曲线没有振动控制，以及下图显示的结果与振动控制。表面波纹度显着提高。波状起伏的在该频率范围内的改进是关联到出现在这个频率范围内的相对振动模式。 图 11显示了测得的圆度的结果的谐波分析。因为目标频率被设定为在主轴的旋转频率时，振动控制的效果一般出现在圆度与每一轮 2起伏。测量结果表明这种 良好的趋势。每一轮波动的幅度从幅度下降 50 ，无控制权。 这些结果表明在抑制主轴和刀架，并在加工工件的精度的提高 之间的相对振动模式我们的控制系统的有效性。 总结 在本文中，实时振动控制的开发数控车床由单一自由度模型的有效性使用主轴和刀架之间的差分信号进行了评估。获得的主要结果如下： （ 1）近 50约 45赫兹的目标频率的振动幅度是由我们开发的系统抑制。 （ 2）每一轮起伏的圆度振幅的振幅下降 50，无控制权。 （ 3）获得的结果表明在抑制主轴和刀架之间的相对振动模式所施加的控制系统的有效性。需要进一步调查，以提高振动控制系统，包括布局（致动器的方向）和致动器的性能能够更有效地抑制振动的振幅。 感谢 作者表 达自己的感谢和弘清水，一直支持我们的实验的协助。这项研究部分由新能源产业技术综合开发机构补助资金支持。 参考文献 1.Suzuki, N., 2010, “Development of Ultra Small Size CNC Lathe by Pipe Frame Structure,” Proceedings of 4th CIRP International Conference on High Performance Cutting, Nagoya, Japan, Vol. 2, p. 183. 2.Claesson, I., 1998, “Adaptive Active Control of Machine-Tool Vibration in a Lathe,” Int. 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