车载起重装置总体设计

1前言随着经济建设高潮的到来，应该伴随出现一个文化建设的高潮。在党的改革开放方针指导下，当今国内工业生产如火如荼，文化建设也是方兴未艾。遗憾的是，起重机方面的文化建设却沉寂已久。岸边集装箱起重机（简 称 岸桥）是集装箱码头的主力装卸设备和标志性建筑，其在我国各大港口中的地位和作用，历来为人们所重视和关注。岸边集装箱起重机作为港口码头重要的技术物质基础，它体现了港口的生产力水平。在岸边集装箱起重机中，结构件的费用要占整机的很大部分。随着我国经济的高速发展，越来越多的岸边集装箱起重机投入使用，同时也面临一些问题，由于岸边集装箱起重机价格昂贵，用户总是希望尽量延长其使用寿命，制造时降低成本，提高集装箱装卸的工作效率。计21 集装箱吊具1.1 集 装 箱集装箱是一种具有足够承载强度和刚度，具有一定贮存容积，能重复使用，适用多种运输方式、便于货物装卸和整体快速换装的运输设备。由于集装箱的规格繁多，为便于统计计算船舶的载运量、港口码头的吞吐量、库场的通过能力和机械设备的装卸效率等，国际上以 20ft(6m)集装箱作为当量箱（TEU-TwentyFeetEquivalentUnit）来进行换算，将 20ft(6m)集装箱称为标准箱。这里设计是针对 40ft 的集装箱（40 尺柜：内 容 积为 11.8x2.13x2.18 米 ， 配 货 毛 重 一 般 为 22 吨 ， 体 积 为 54 立 方 米 ） 。1.2 集装箱吊具的构造和特点集装箱吊具是一种起吊集装箱的专用机具，它具有与集装箱箱体相适应的结构，通过位于四角的旋锁与箱体的顶角件连接进行起吊作业。集装箱吊具具有自动伸缩、自动开闭锁、自动对中集装箱等机构和多种连锁安全装置，作业辅助时间短，作业效率高。集装箱吊架如图 1-1 所示。图 1-1 集 装 箱 吊 架Fig.1-1 Container hanger集 装 箱 吊 具 的 额 定 起 重 量 取 决 于 相 应 的 集 装 箱 ， 其 外 形 尺 寸 不 应 超 过 相 应 集 装箱 的 最 大 外 部 尺 寸 （ 导 向 翼 外 ） 。 我 国 集 装 箱 吊 具 型 号 和 尺 寸 标 准 （ GB 3220-82） .查 起重机设计手册 表 3-6-3，选取集装箱吊具型号 JD-30 。表 1-1 我国标准集装箱吊具的型号、尺寸和规格 3Tab.1-1 The model, size and specifications of container spreader型号旋锁中心距的尺寸和极限偏差/mmA B对角旋锁中心距差值/mm 旋锁转角 a吊具的额定起重量 /kg相应的集装箱型号JD-30 11985 6129516 o9030500 1AA计42 岸桥的通用零部件钢丝绳、滑轮、卷筒、联轴器等虽是岸桥上的通用标准零部件，但必须进行设计，因为岸桥的高速重载工作要求高可靠性。2.1 钢丝绳2.1.1 钢丝绳卷绕系统钢丝绳是岸桥使用中的主要挠性构件，它具有承载能力大、挠性好、传动平稳可靠、高速运动时无噪音、极少突然断裂等优点，因而被广泛用于岸桥的起升机构、变幅机构、牵引机构上；其缺点是长距离的传动由于自重引起下挠，在起制动瞬时弹跳幅度大。因此，对跳槽的防护、松绳的防护都有较高的要求。钢丝绳由一定数量的钢丝绳和绳芯经过捻制而成。首先将钢丝捻成股，然后将若干股围绕着绳芯制成绳。钢丝是钢丝绳的基本强度单元。起重机用钢丝绳的 强度一般为14001850Mpa 之间。绳芯是被绳股所缠绕的挠性芯棒，起到支撑和固定绳股的作用，并可以储存润滑油，增加钢丝绳的挠性。钢丝绳的卷绕系统，对不同类型的起重机是不同的，在集装箱起重机中，钢丝绳防破断的安全系数如表 2-1 所示表 2-1 钢丝绳安全系数Tab.2-1 The safety factor of rope机构 载荷组合 系数主起升机构 LS+LLE（只考虑纵向方向） 5.0-6.0俯仰机构 俯仰循环中最大的线拉力最大线拉力，包括一套绳故障引起的冲击 6.02.0小车运行机构 TL+LS+LL+0.50WLO+LATT+张紧装置的影响 5.02.1.2 钢丝绳的选择钢丝绳的主要是在普通捻或称逆向捻（交捻）钢丝绳和顺向捻钢丝绳之间进行选择。两种类型最好都用钢丝绳芯，应当采用镀锌钢丝和始终全部润滑或加油脂润滑，抗拉强度应大约是 1770N/mm。安全系数，即最小破断力对正常工作载荷的比必须根据国家标准。钢丝绳工作时所受的最大拉力 kNF5.2780max安全系数 S=65钢丝绳破断拉力换算系数 85.0钢丝绳标准中给出的钢丝破断拉力的总和（2-SFbmax1）kNb19485.0627查 起重机设计手册 表 3-1-5选用 6x19 普通捻钢丝绳表 2-2 钢 丝 绳 主 要 性 能Tab.2-2 The main properties of wire rope钢 丝 绳 直 径钢 丝 绳 /mm 钢 丝 /mm钢 丝 总 截 面 积/ 2参 考 自 重kg/100m钢 丝 破 断 拉 力 总 和/N（ 不 小 于 ）18.5 1.2 128.87 121.8 2190002.1.3 钢丝绳的寿命和维修影响钢丝绳寿命、磨损的主要因数是：绳的卷绕系统，钢丝绳系统的类型，卷筒和滑轮的直径，反向弯曲的影响，滑轮之间的距离，钢丝绳通过滑轮时的速度，钢丝绳正常工作载荷和最大载荷之间的比例，安全系数，即破断力对正工作载荷之比值，滑轮绳槽硬度的选择，钢丝绳和滑轮之间、钢丝绳和卷筒之间的偏角，钢丝绳的加油或润滑、及加油或润滑的周期，钢丝绳可能通过的赃物，磨料等的情况，内部和外部的锈蚀。偶然地，钢丝绳的寿命特别短是因为碰到船的箱格导向或舱口围板而发生机械的损坏。俯仰钢丝绳一般是每 5 年一换 1 次，有时甚至每 10 年换 1 次。因此，应定期检验钢丝绳和钢丝绳滑轮，加油脂是十分重要的。钢丝绳在制造时已在其内部和外部加过油脂，如果内部油脂不是很正确地加好，则钢丝绳的寿命会大大地缩短。2.1.4 钢丝绳和滑轮或卷筒之间的压力虽然机械的损坏经常是造成钢丝绳要更换的原因，但拉力载荷和弯曲载荷是疲劳的主要原因。如果假设，钢丝绳运转在配合很好的绳槽中，则钢丝绳和绳槽之间的压力由下式给出。（2-dDFp2/计62）式中 p钢丝绳槽中的压力,N/mm；F钢丝绳力，N；D/2滑轮或卷筒的半径，mm；d钢丝绳直径，mm。最大允许的压力 是：2maxP(/)在钢 Fe（S355）上，约 7.0N/mm；在锰钢或合金钢上，约 20.0 N/mm。2.2 滑轮2.2.1 滑轮的构造和材料滑轮用以支撑钢丝绳，并能改变钢丝绳的走向，平衡钢丝绳分支的拉力，组成滑轮组，达到省力或增速的目的。承受负载不大的滑轮，结构尺寸较小，通常作为实体结构，用强度不低于铸铁HT200 的材料制造。承受大载荷的滑轮，为了减轻重量，多做成筋板带孔的结构，用强度不低于铸铁 HT200、球铁 QT40-17 和铸钢 ZG230-450 等材料制造而成。2.2.2 滑轮的尺寸滑轮主要尺寸是滑轮直径 D。起重机常用铸造滑轮，其结构尺寸已标准化（ZBJ80006，1-87）滑轮结果尺寸可按钢丝绳直径进行选定。工作滑轮的直径 0()（2-d0e3） 式中 按钢丝绳中心计算的滑轮直径（mm）：0D钢丝绳直径（mm） ；d滑轮直径比例系数，与机构工作级别和钢丝绳结构有关(表 2-3)e表 2-3 轮绳直径比系数 e Tab.2-3 The diameter ratio of rope round e机构工作级别 e7M1-M3 16M4 18M5 20M6 22.4M7 25M8 28这里选取 M4 e=18me35.18d D360查 起重机械 安装使用维修检验手册（上）表 2-1-51 我们选用基本尺寸为下表的滑轮。mD360表 2-4 滑 轮 参 数Tab.2-4 Pulley parameters基 本 尺 寸 参 考 尺 寸R钢 丝 绳直 径 d尺 寸 偏 差 H1BEC 1R234RM N S1819 10.5+0.40 32.5 56 41 1.5 18 15 3.0 5.0 12 0 122.2.3 滑轮组的倍率若不考虑滑轮中的摩擦和钢丝绳的僵性阻力，则单联滑轮组钢丝绳自由端的拉力为：（2-gmQS4） 式中 Q被提升的物体质量（kg） ；S钢丝绳自由端拉力（N） ；m滑轮倍数率；g重力加速度 。 2/8.9smg滑轮组倍率 m 是省力滑轮组倍力数，也是增速滑轮组的增速倍数。（2-vHLSQg0计85） 式中 L钢丝绳自由端移动距离；H物品提升距离；钢丝绳线速度；0v物品的提升速度。单联滑轮组的倍率等于吊起物品钢丝绳的分支数。双联滑轮组可以看成是两个倍率相同，各起吊 的2Q单联滑轮组通过平衡滑轮并联而成，因此双联滑轮组的倍率等于吊起物CL45600 2000505570112142 125 200 2501D2C 12Ce转动惯量 2/kgm质量/kg175 110 2.5 17 2836 18 0.21 34.993 岸桥的驱动3.1 岸桥的负载特点岸桥在选择一个驱动方案时，首先要考虑的是该驱动对象的负载特点。岸桥的负载有以下特点：（1）起升机构的负载是一个位能性负载，当箱重一定时，在任何转速下负载转矩总是保持恒定，而且负载转矩的方向也不随电机转速方向的改变而改变。（2）集装箱岸桥的载荷有效率是 50，即经常有一半时间是空吊具运行的。即使是在带箱的时候，也不都是满箱起吊额定负荷。为了提高生产效率，希望在轻载时能提高速度。负载转短与转速成反比，即形成恒功率控制。负载的恒功率性质是就一定的速度范围而言的，当负载很低时，受机械强度和电气系统特殊性的限制，转速不可能无限增大，一般恒功率调速范围为额定速度的 22.5 倍。（3）起升机构和小车行走机构都是间隔短时重复连续工作制，即对箱、吊箱、运行、对箱，周期性的起停或加减速，间隔很短。它要求具有良好的调速性能，除了要求有足够的热功率和起制动转矩外，还要考虑过载能力的迅速反应和电动机的良好通风散热。（4）起升机构负载下降的过程是一个能量转换的过程，此时的电动机处于发电状态。如何吸收这部分位能，是岸边集装箱岸桥控制必须解决的问题。3.2 驱动系统近年来，随着微处理器和半导体技术的发展，交流变频调速理论不断发展，大功率变频器的性能和可靠性的不断提高，岸桥控制上越来越多地使用了交流变频技术。各大电气剥造商相继推出了自己的交流控制系统，使这项控制技术日趋成熟。实践证明这种交流控图 3-1 驱动系统示图Fig.3-1 Drive systems这里选用 YTSZ 系列冶金及起重用变频调速三相异步电动机。3.3 断齿；齿面点蚀损坏达啮合面的 30%，且深度达齿厚的 10%时；吊运炽热金属或易燃易爆等危险品的提升机构、变幅机构、其传动齿轮的磨损限度，达第和第项中数值的 50%时。计105 岸桥中的制动器5.1 盘式制动器。卷筒应急制动器用盘式制动器和带式制动器。盘式制动器的工作面为圆盘二侧平面，其摩擦副由制动盘和制动块组成，制动块垂直于制动盘施加压力，制动性能可靠、稳定。住负荷。电气全力矩将作为制动力矩。1吊具加负荷的重量 Q（kN）： Q=220kN2在卷筒上的钢丝绳的力 L（kN）：s2N=240kW 在 n=1000r/min 时参考文献1 张质文.起重机设计手册M中国铁道出版社 1997112 万力起重机械（上）M冶金工业出板社，2000 3 万力起重机械（下）M冶金工业出板社，20004 刘建勋电动滚筒设计与选用手册M化学工业出版社，20005 陈敢泽.现代起重机管理与实用技术M科学出版社 20006 成大先机械设计手册 第三版 第 2 卷M化学工业出版社， 19937 崔碧海.起重技术M重庆大学出版社 20068 岸边桥式起重机技术新进展J2001,2:2427 9 确定岸边集装箱起重机的规格J水运工程,2002,11:424510 Ing.J.Verschoof. Cranes Design,Practice And MaintenanceM Shanghai Scientific and Technical Publishers 2002计12附录 A动力减振镗杆结构参数优化摘要：深孔镗削过程中，镗杆不可避免产生振动，影响孔的加工质量，为了提高加工质量，本文针对动力减振镗杆建立力学模型，通过对模型的研究得出减振器的最优参数，应用 ADAMS 动力学仿真软件和试验验证了理论优化的正确性。通过和普通镗杆对比分析，结果表明动力减振镗杆有效地达到了减振效果。关键词：减振器结构；动态性能；参数优化1引言在深孔镗削过程中，受到孔的尺寸限制，镗杆长径比较大，刚度小，固有频率低，在受到机床自身激励和外部激励时，很容易发生振动，影响工件的加工精度和表面质量。三菱公司通过减轻镗杆头部的的重量来提高镗杆的刚度，美国 Kenametal 公司生产的减振镗杆 (最大长径比 L /D = 8 ) 主要采用特殊材料来提高镗杆静刚度,这些方法受到长径比的限制。动力减振镗杆可以进一步提高长径比，在深孔加工方面具有很大的优势。Warburton通过对附加在镗杆上的减振器的参数进行优化来实现对主系统的减振，减振器包括弹簧，阻尼和减振块。在载荷作用下， J iaJang W u 研究了减振器螺旋弹簧的惯性效应对镗杆动态特性的影响。Felipe Antonio Chegury Viana 等人基于蚁群算法设计出可调动态减振器。这些方法所设计出的动力减振镗杆成本较高，结构复杂，维护麻烦，当前应用不广泛。针对上述问题，下面将采用虚拟样机技术，在 ADAMS 环境下进行减振器结构优化，最后进行实验验证，通过对比分析，表明理论优化的结果、仿真结果和实验结果基本一致，降低了设计成本。2动力减振镗杆理论及建模动力减振是将主系统的能量转移到减振器系统上，减小主系统的振动。减振镗杆结构如图 1 所示，建立的力学模型如图 2 所示。动力学方程可表示为13主系统的振动幅值为对不同的 值所作出的主系统的幅频响应曲线如图 3 所示，当 =时，镗杆和减振器之间没有相对运动，成为单自由度系统，时其幅频曲线只有一个峰值，等效于普通镗杆。当 介于 0 和之间时，系统为两自由度，产生两个共振点。阻尼的存在使主系统的计14共振幅值减少，但并不能完全消除主系统的振动。图 3 中所有的曲线都相交于 P、Q 两点, 表明 P、 Q 两点的频率和幅值与 的变化无关，得出方程式为求出 P、Q 两点的频率 ,带入( 2 )式得到 P、Q 两点的幅值。从 ( 2 ) 、( 3 ) 式可以看出，对确定的主系统而言，幅值和频率取决于减振器的质量和弹簧。减振器最理想的结构参数应该是在 P、 Q 两点达到峰值，并且数值相等。根据这种思路，可按下述步骤选择减振器的最优参数。对于确定的主系统和选定的减振块质量，结构最优参数解为：进而确定减振器的刚度在 P、Q 两点取驻点的条件下，求得减振器的阻尼率 153动力学仿真为了验证所建模型的有效性，在 ADAM S 环境下进行仿真。应用 ADAMS 中有限元模块将镗杆杆体模型转变成柔体，在刀头端部创建输入和输出通道，然后进行系统的振动分析，通过仿真计算，在后处理模块中得出系统的模态和频响函数。减振器初始参数 ， ， 。镗杆杆体的结构尺kgm0214.mkN/102sc/10寸：直径 D = 0. 016 m ,长度 L =0. 192 m ,长径比为 12: 1；材料属性：密度 = 7 801 kg/m，弹性模量 E = 2. 07E + 011 N /m2，泊松比 = 0. 29。根据结构图建立振动模型。减振块质量的变化对幅频曲线的影响。当 m 2 = 0. 02 kg 时，得到前两阶自然频率为253 Hz 和 452 Hz,共振时的最大幅值为 - 95. 16 dB 和- 103. 3 dB；当 m 2 = 0. 10 kg 时，前两阶的自然频率为 128 Hz 和 406 Hz，共振时的最大幅值为 - 95. 2 dB - 95. 3 dB。对不同的质量值绘制主系统的幅频响应曲线如图 4 所示。可以看出自然频率随着减振块质量的增加而降低，当外部激励的频率与主系统的自然频率接近时，可以通过修改减振块质量的方法来避免发生共振，而减振块质量对幅值的影响不敏感。图 4 频响函数随质量变化曲线阻尼的变化对幅频特性曲线的影响。当 c2 = 10 N s/m 时，前两阶自然频率为 253 Hz和 452 Hz,共振时最大幅值为- 94. 75 dB 和- 103. 24 dB；c 2 = 2 N s/m ,前两阶的自然频率为 253 Hz 和 452 Hz, 共振时最大幅值为 - 90. 11 dB , 和 - 95. 49 dB。图 5 为振动分析后绘制的频响曲线图，表明阻尼的变化对幅值的影响比较大，幅值随阻尼的增大而减小，当共振不可避免时，通过修改阻尼来减小振幅，而阻尼对自然频率的影响不太明显。计16图 5 频响函数随阻尼变化曲线刚度的变化对幅频特性的影响。当刚度 k2 = 10 kN /m 时，前两阶的自然频率为 253 Hz 和 452 Hz，共振时的最大幅值为 - 94. 71 dB 和 - 108. 20 dB; 当 k2 = 200 kN /m 时，前两阶的自然频率为 284 Hz 和 898 Hz, 共振时的最大幅值为 - 90. 27 dB 和 - 110. 06 dB。图 6 为绘制的频响函数图，表明自然频率随刚度的增加而增大，刚度的变化对幅值的影响比较大，通过修改刚度可避免共振和调整幅值。图 6 频响函数随刚度变化曲线4减振优化根据动力减振镗杆振动分析模型，以减振器的刚度和阻尼作为设计变量，使用ADAMS 中 View 变量和振动宏作为目标函数，使目标函数最小。约束条件为振动幅值小于减振器和镗杆内腔之间的距离，优化采用 OPTDES-GRG 广义递减梯度算法。参数优化的目的就是在给定的镗杆结构和减振块质量一定的条件下，优化出减振器的刚度和阻尼参数，当采用最优参数时主系统的振动幅值最小。当减振块质量 m 2 =0. 021 44 kg，优化后的曲线和普通镗杆曲线如图 7 所示。17图 7 普通镗杆和优化后减振镗杆优化后减振器的参数是 k2 = 58 662 N /m，c 2 = 22. 34N s/m，前三阶的自然频率为 228 Hz、309 Hz 和 392 Hz,前两阶的自然频率的比值 0. 7378，根据公式 ( 4)计算出前两阶自然频率的比值为 0. 7376,相对误差为 0. 04%。仿真优化的阻尼率为 0. 221,公式 ( 6)得出的阻尼率为 0. 216,相对误差为 2. 2%。根据上述定量分析，得出仿真优化和理论优化结果基本一致，表明仿真优化有效可行。从图 7 中可以看出，在激励条件不变的情况下，与普通镗杆相比，减振镗杆的振型得到明显的改善，振型变得更加光滑，幅值也明显减小。共振时最大幅值为 - 102. 33 dB，根据信号处理理论，实际幅值和曲线幅值的对应关系M agnitude 为仿真曲线幅值，根据上式得到实际振幅为 0. 007 6 mm。普通镗杆与优化减振镗杆对比见下表，表明在长径比较大的情况下，动力减振镗杆振动幅值仅是普通镗杆幅值的 23%，具有很好的减振效果。5. 结论在动力学仿真技术的基础上，较为系统的探讨了动力减振镗杆的动态特性，以及减振器参数的变化对主系统的影响，并对参数进行优化，参数优化结果和理论优化结果吻计18合良好，最后通过和加工范围。该方法对于进一步提高深孔加工领域的水平和相关技术的研究具有十分重要的理论意义和实际应用价值。19参考文献1 D G Lee, H Y Hwang and J K Kim. Design and manufacture of acarbon fiber epoxy rotating boring bar J . Composite Structures,2003, 60 ( 1) : 115124.2 SANJ I G TEWAN I, KE ITH E ROUCH and BRUCE L WALCOTT A study of cutting p rocess stability of a boring bar with ac2tive dynam ic absorber J . I Mach. Tools Manufact 1995, 35 ( 1) : 91108.3 G B W arburton. Op tim um absorber parameters for m inim izing vibration response J . Journal of Earthquake Engineering and Structural Dynam ics , 1981, 9: 251262.4 J ia - Jang W u . Study on the inertia effect of helical sp ring of the absorber on suppressing the dynam ic responses of a beam subjected to a moving load J . Journal of Sound and V ibration. 2006, 297 ( 3- 5) : 981999.5 Felipe Antonio Chegury V iana, Giovanni Iam in Kotinda, Tuningdynam ic vibration absorbers by using ant colony op tim ization J .Computers and Structures, 2008, 86 ( 1314) : 15391549.6邵俊鹏 ,秦柏.基于 ADAMS 的动力减振镗杆仿真分析 J .机械设计与研究 , 2008, 24 ( 1) : 8488.7师汉民. 机械振动系统 、分析 测试 建模 对策 M . 武汉 :华中科技大学出版社 , 2004.计20附录 BA Study of Optimum Parameters of A Boring Bar with Passive Dynamic AbsorberAbstract: The vibration of the boring bar directly affects the processing quality in the deep hole machining In order to improve the processing quality, theoretical model of a boring bar with passive dynamic absorber has been developed and derived the optimum parameters of the absorber Both the dynamic simulation based on ADAM S and the experim ents were conducted to verify the theory Comparing w ith boring bar, numerical results reveal that boring bar with dynamic absorber has the effect of vibration decrease.Keywords: passive dynamic absorber structure; dynamic character; optimum parameter1. IntroductionIn the process of deep-hole boring, restricted by the size of holes, boring bar larger aspect ratio, stiffness of small, low natural frequencies. Inspired by the machine itself and external incentives, it is prone to vibration, impact on the machining accuracy and workpiece surface quality. Mitsubishi boring bar by reducing the weight of the head of the boring bar to increase the stiffness, the United States produced Kenametal vibration boring bar (maximum aspect ratio L / D = 8) the main use of special materials to increase the static stiffness boring bar, which aspect ratio method by the restrictions.Driving force for boring bar vibration can be further enhanced aspect ratio, and has great advantage in the deep processing of. Through the pole attached to the parameters of the shock absorber,Warburton achieve the main system of the vibration, shock absorber, including springs, dampers and damping block. In the load, J iaJang W u studied coil spring shock absorber of the inertial effect on the dynamic properties of boring bar impact. Felipe Antonio Chegury Viana, who designed the Ant Colony Algorithm Based on Dynamic adjustable shock absorber. These methods have the power to design high cost of boring bar vibration, structural complexity, the maintenance of trouble, the current application is not widespread.21The following will be used virtual prototyping technology in response to these problems. In the ADAMS environment damper structural optimization, and finally to carry out experiments. By comparing the analysis results show that the theory of optimization, simulation results and experimental results are basically the same, lower design cost.2. Driving force for boring bar vibration theory and modelingDamping is the main driving force for the energy transfer system to the shock absorber system to reduce the vibration of the main system. Boring bar vibration structure as shown in Figure 1, the establishment of the mechanical model shown in Figure 2. Kinetic equation can be expressed as1.the body of Boring Bar 2. rubber ring 3.gasket4.damping block 5. damping 6.blocking 7.segmentFig.1 Boring bar vibration structureFig.2the establishment of the mechanical modeThe main system for the vibration amplitude计22For different values of the main system by the amplitude-frequency response curve as shown in Figure 3.Fig.3 different damping ratio of vibration amplitude-frequency characteristic curveWhen = , the boring bar and there is no relative motion between the shock absorber, a single degree of freedom system, when amplitude-frequency curve is only one peak, equivalent to an ordinary boring bar. When the range of between 0 and , the system of two degrees of freedom, resulting in the two resonance points. The existence of the damping of the resonance amplitude of the main system to reduce, but it does not completely eliminate the vibration of the main system. Figure 3 are all of the curves intersect at P, Q two points, indicating that P, Q two points and the frequency and amplitude changes in has nothing to do, come to the equation for23Calculated P, Q two points in the frequency Into (2) to be P, Q two points of the amplitude. From (2), (3) style can be seen that the main system for determining, the amplitude and frequency depend on the quality shock absorber and spring. Structural parameters of the best shock absorber should be in the P, Q two points to reach the peak, and the same values. According to this line of thought, according to the following steps to select the optimal parameters of shock absorber.For the determination of the main system and the selected block damping quality, the structure of the optimal solution for the parameters:To determine the stiffness of shock absorberIn P, Q two points from stagnation conditions, the shock absorber damping rate obtained 3. Dynamics SimulationIn order to verify the validity of the model, ADAM S in the simulation environment. ADAMS application modules in the finite element model boring into flexible, in the head end of the creation of input and output channel, and then the vibration system analysis, through simulation, in the post-processing module to draw modal system and frequency response function.The initial parameters of shock absorber m2=0.02144，k 2=10kN/m，c=10Ns/m。The size of boring structure: diameter D = 0. 016 m , length L =0. 192 m , aspect ratio of 12: 1. Material properties: density = 7 801 kg / m, youngs modulus E = 2. 07E + 011 N / m2, poissons ratio = 0. 29.Damping block changes in the quality of the effects of amplitude-frequency curves.When m 2 = 0. 02 kg, the first two-order natural frequency of 253 Hz and 452 Hz, the maximum 计24amplitude at resonance for the - 95. 16 dB and - 103. 3 dB;when m 2 = 0. 10 kg, order the first two natural frequency of 128 Hz and 406 Hz, the maximum amplitude at resonance for the - 95. 2 dB - 95. 3 dB. The quality of the different values of the main system mapping amplitude-frequency response curve shown in Figure 4. As can be seen as the natural frequency of vibration pieces to reduce the increase in quality, when the external excitation frequency and the main system close to the natural frequency, they can block the quality of vibration by modifying the way to avoid the occurrence of resonance, while the damping quality of the block not sensitive to the effects of amplitude.Frequency/HzFig.4 With the quality of frequency response function curveChanges in damping characteristics of the amplitude-frequency curves. When c2 = 10 N s / m, the first two-order natural frequency of 253 Hz and 452 Hz, maximum amplitude of the resonance for the - 94. 75 dB and - 103. 24 dB; c2 = 2 N s / m, the first two bands of 253 Hz natural frequency and 452 Hz, maximum amplitude of the resonance for the - 90. 11 dB, and - 95. 49 dB. Figure 5 after the draw for the vibration analysis of the frequency response curve, indicating that changes in damping the impact of relatively large amplitude, the amplitude increases with decreasing damping, when the resonance unavoidable, by modifying the damping to reduce the amplitude, natural frequency and damping of the impact of less marked.Amplitude/dBB25Frequency/HzFig.5 Frequency response function with the damping curveChanges in stiffness of the effects of amplitude-frequency characteristics. When the stiffness k2 = 10 kN / m, the first two natural frequency band 253 Hz and 452 Hz, the maximum amplitude at resonance for the - 94. 71 dB and - 108. 20 dB; When k2 = 200 kN / m, the first two natural frequency band 284 Hz and 898 Hz, the maximum amplitude at resonance for the - 90. 27 dB and - 110. 06 dB. Figure 6 The frequency response function for drawing maps showing the natural frequency with the increase of stiffness, rigidity of the impact of change on the relatively large amplitude, can be avoided by modifying the rigidity and adjusting the amplitude of resonance.Frequency/HzFig.6 Frequency response function curve with the stiffness4. Damping optimizationDamping according to driving force for boring bar vibration analysis model of shock absorber stiffness and damping as a design variable, the use of ADAMS and vibration in the View macro variables as the objective function, so that the smallest objective function. Amplitude/dBBAmplitude/dBBOrdinary boring bar计26Constraints for the amplitude of vibration damper and the boring bar is less than the distance between the cavity and optimize the use of generalized OPTDES-GRG reduced gradient algorithm. The purpose of optimization is in a given structure and the boring bar vibration quality block under certain conditions, to optimize the stiffness of the damper an