【文章內(nèi)容簡介】 700MPa、沖擊強(qiáng)度1030J/ cm2，％％。由于新技術(shù)的發(fā)展對重合金的要求越來越苛刻，要求合金有更高的力學(xué)性能。 g/cm3的鎢鋼作為減振塊的材料。而在動力學(xué)仿真當(dāng)中可以采用參數(shù)化的設(shè)計(jì)使減振塊的質(zhì)量為一變量，從而使減振模型適合不同密度的減振塊的分析。減振塊體積的選取受到內(nèi)孔的限制，在設(shè)計(jì)中選用長為120mm、半徑為10mm的圓柱體?？傻脺p振塊的質(zhì)量m2=。 刀頭的設(shè)計(jì)目前大多數(shù)產(chǎn)品的刀頭都用輕質(zhì)鋁合金制成，還有許多廠家采用了優(yōu)化結(jié)構(gòu)的刀頭，目的就是想減輕刀頭的質(zhì)量，提高鏜桿整體的減振效果。本課題采用鋁合金刀頭，在模型中刀頭的材料屬性用鋁來代替。由于在模型中刀頭被看成是剛體，因此刀頭的質(zhì)心決定了刀頭的位置，而和刀頭的外部形狀無關(guān),因此可任選刀頭的形狀。在實(shí)際的應(yīng)用中可通過修改刀頭質(zhì)心的位置來確定刀頭的位置。 減振鏜桿模型的分析鏜桿刀刃的徑向跳動量是影響加工質(zhì)量的主要因素，因此必須研究鏜桿在外界激勵下的彈性變形。而徑向跳動量的減小是通過鏜桿內(nèi)的減振單元與桿體的相互作用來實(shí)現(xiàn)的，所以對該減振系統(tǒng)的研究屬于多柔體系統(tǒng)動力學(xué)范疇。針對該減振系統(tǒng)的特點(diǎn)，可選用有限元分析軟件ANSYS建立減振系統(tǒng)的動力學(xué)仿真模型。 有限元模型的建立方法及步驟為了生成能夠恰當(dāng)?shù)孛枋瞿Ｐ蛶缀涡再|(zhì)的有限元模型，通常情況下需要首先建立幾何模型。建立幾何模型時，原則上應(yīng)盡量準(zhǔn)確地按照實(shí)際物體的幾何結(jié)構(gòu)來建立，但對于結(jié)構(gòu)形式非常復(fù)雜，而對于要分析的問題來講又不是很關(guān)鍵的局部位置，在建立幾何模型時可以根據(jù)情況對其進(jìn)行簡化，以便降低建模的難度，節(jié)約工作時間。ANSYS提供了與其他CAD軟件和有限元分析軟件的接口程序，這樣，用戶就可以在自己熟悉的CAD軟件中建立幾何模型，然后輸入到ANSYS中，作適當(dāng)?shù)男薷暮筠D(zhuǎn)化成ANSYS的幾何模型。這種建模方法適合過于復(fù)雜的幾何模型。本文利用ANSYS自身的建模功能進(jìn)行鏜桿桿體的幾何建模。對建立的幾何模型劃分網(wǎng)格，生成包含節(jié)點(diǎn)和單元的有限元模型。有限元網(wǎng)格的劃分過程包括3個步驟：1．定義單元屬性。包括指定單元類型、分配實(shí)常數(shù)或者截面屬性、分配材料屬性等。 單元類型和材料參數(shù)在有限元分析模型的建立過程中，首先要選擇單元類型和材料參數(shù)。我們首先選擇具有中間節(jié)點(diǎn)的耦合單元SOLID92，該單元為10節(jié)點(diǎn)四面體單元，由于具有中間節(jié)點(diǎn)，特別適合于對不規(guī)則的實(shí)體(如通過各種CAD／CAM軟件建立的實(shí)體模型)進(jìn)行建模。而桿的兩端與剛性體的聯(lián)接處應(yīng)優(yōu)先考慮使用梁單元建立的蜘蛛網(wǎng)狀的剛性區(qū)域。這是由于這種方法使力分布在整個受力面上，梁單元可以提供六個方向的自由度，并且可以傳遞瞬間載荷。這里我們選用適合于線性區(qū)域建模的兩節(jié)點(diǎn)3D彈性梁單元BEAM4。其中長度單位為毫米(mm)，質(zhì)量單位為噸(tons)，其它選用國際單位。材料選擇如表31所示表31彈性模量(EX)泊松比(PRXY)密度(DENS)單元SOLID92單元BEAM41E10 定義單元實(shí)常數(shù)單元實(shí)常數(shù)是依賴單元類型的單元特性，并不是所有的單元類型都需要實(shí)常數(shù)，在本文中需要為單元BEAM4定義實(shí)常數(shù)。對于梁和殼單元類型，ANSYS可以通過給定的截面直接計(jì)算出所需的實(shí)常數(shù)，而不需手工一一計(jì)算和指定嘲。這里我們利用ANSYS軟件直接計(jì)算得出單元BEAM4的實(shí)常數(shù)。根據(jù)所得的數(shù)據(jù)，可設(shè)置實(shí)常數(shù)。 有限元模型的建立在ANSYS中進(jìn)行幾何建模并對模型進(jìn)行自由網(wǎng)格劃分。在桿的兩端和研究點(diǎn)A處創(chuàng)建節(jié)點(diǎn)，并分別使用剛性區(qū)域連接這三個節(jié)點(diǎn)與其周圍的節(jié)點(diǎn)。可得到如圖35的有限元模型。圖35 鏜桿有限元模型。 在ANSYS程序中進(jìn)行應(yīng)力應(yīng)變分析進(jìn)入ANSYS程序，恢復(fù)柔性體的數(shù)據(jù)庫文件，選擇所有節(jié)點(diǎn)。如果進(jìn)行靜力學(xué)分析則從載荷文件(.lod文件)中找到對應(yīng)于某個位置(相應(yīng)時刻)的載荷并輸入ANSYS，進(jìn)行應(yīng)力應(yīng)變分析；如果要進(jìn)行瞬態(tài)動力學(xué)分析，則可以通過ANSYS的Utility MenuFileRead Input From菜單將載荷文件讀入ANSYS模型數(shù)據(jù)庫，即可將載荷文件中各時刻的載荷作為ANSYS的載荷子步旋加到相應(yīng)的節(jié)點(diǎn)上。 減振鏜桿模型的參數(shù)化分析利用有限元分析軟件對減振系統(tǒng)的參數(shù)進(jìn)行頻域內(nèi)的優(yōu)化，求出系統(tǒng)的最優(yōu)參數(shù)，從而保證系統(tǒng)在整個頻域內(nèi)都有一個好的減振效果。 減振系統(tǒng)當(dāng)量剛度的確對有減振腔但沒加減振單元的多柔體動力學(xué)模型進(jìn)行時域內(nèi)的分析，分析時加在刀刃上的力為1N。這時所取鏜桿研究點(diǎn)處的位移量為單位力作用下的位移，根據(jù)剛度的定義，系統(tǒng)在研究點(diǎn)處的當(dāng)量剛度為該位移的到數(shù)。（m），則系統(tǒng)在研究點(diǎn)處的當(dāng)量剛度k1=（N/m）。 減振系統(tǒng)固有頻率的求取對有減振腔但沒加減振單元的多柔體動力學(xué)模型進(jìn)行頻域內(nèi)的分析，由分析的結(jié)果可得到，系統(tǒng)在幅值最高點(diǎn)的頻率為f=106(Hz)。因此，系統(tǒng)的固有頻率=（rad/s）。 減振系統(tǒng)的當(dāng)量質(zhì)量的確定由公式 ，可求得簡化系統(tǒng)的當(dāng)量質(zhì)量 = 。 系統(tǒng)參數(shù)的確定首先通過 求得=。再由公式（45）、（46）可求出最佳阻尼、最佳固有頻率比，3。根據(jù)式中對最佳阻尼比和最佳固有頻率比的定義式，通過計(jì)算可求得c=、k2=。這樣，仿真所需的初始參數(shù)就全部確定了。 模型在頻域內(nèi)的仿真結(jié)果對沒有加減振單元的實(shí)心鏜桿進(jìn)行頻域內(nèi)的仿真，分析時加在刀刃上的力為1N。這時所取鏜桿研究點(diǎn)處的位移量為單位力作用下的位移，根據(jù)剛度的定義，系統(tǒng)在研究點(diǎn)處的當(dāng)量剛度為該位移的到數(shù)。（m）,則系統(tǒng)在研究點(diǎn)處的當(dāng)量剛度k1=（N/m）。再對沒有加減振單元但有減振內(nèi)孔的鏜桿模型進(jìn)行頻域內(nèi)的仿真，分析結(jié)果如圖36所示。圖36 空心鏜桿幅頻響應(yīng)曲線從分析的結(jié)果可得到，系統(tǒng)在幅值最高點(diǎn)的頻率為f=106（Hz）。因此，系統(tǒng)的固有頻率。最后對有減振單元的減振系統(tǒng)進(jìn)行頻域內(nèi)的仿真。仿真的結(jié)果如圖3圖3圖39所示圖37 實(shí)心鏜桿幅頻響應(yīng)曲線圖38 減振鏜桿幅頻響應(yīng)曲線圖39 各種鏜桿幅頻響應(yīng)曲線從分析的結(jié)果可以求得如表32所示的不同類型的鏜桿模型在整個頻域內(nèi)的最大響應(yīng)幅值和這時所對應(yīng)的頻率。表32最大響應(yīng)幅值（dB）對應(yīng)的頻率（Hz）沒有加減振單元的實(shí)心鏜桿沒有加減振單元但有減振內(nèi)孔的鏜桿有減振單元的動力減振鏜桿從仿真分析所得的數(shù)據(jù)和對各種模型在整個頻域內(nèi)的幅值響應(yīng)的對比可得到如下結(jié)論：鏜桿桿體的減振內(nèi)孔使鏜桿的固有頻率有所提高，加了減振單元的減振鏜桿在整個頻域內(nèi)的最大振動幅值大大地減小了。結(jié)論與展望機(jī)床切削系統(tǒng)的穩(wěn)定性主要決定于系統(tǒng)機(jī)構(gòu)的剛性以及抵抗顫振的能力，結(jié)構(gòu)動態(tài)性能的優(yōu)劣直接影響了切削系統(tǒng)的穩(wěn)定性。本課題主要針對鏜削系統(tǒng)的顫振抑制，動態(tài)性能做了研究。本文對動力減振鏜桿進(jìn)行了結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，并建立了系統(tǒng)的運(yùn)動方程。通過用傳統(tǒng)的力學(xué)方法和數(shù)學(xué)知識對方程的求解，從理論上為設(shè)計(jì)模型初始參數(shù)的選擇奠定了基礎(chǔ)。通過有限元分析軟件為減振鏜桿結(jié)構(gòu)參數(shù)的實(shí)際設(shè)計(jì)提供了參考依據(jù)。通過對鏜桿模型的仿真分析，驗(yàn)證了動力減振鏜桿的減振效果。通過對運(yùn)動方程的求解和對鏜桿模型的仿真及參數(shù)化分析，得到以下結(jié)論：減振塊的質(zhì)量越大，減振效果越好，但動力減振鏜桿的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)限制了減振塊體積的上限。因此在設(shè)計(jì)減振塊時，應(yīng)選擇密度大的材料，并在盡量使減振塊體積比較大的情況下合理選擇減振腔的結(jié)構(gòu)。在阻尼系數(shù)一定的情況下，選擇合適的彈簧剛度系數(shù)，使刀刃在頻域內(nèi)的跳動量曲線的兩個極值點(diǎn)相等，這時的減振效果是最好的。在彈簧剛度系數(shù)一定的情況下，刀刃在頻域內(nèi)的最大跳動量并不總是隨著阻尼系數(shù)的增大而減小的。當(dāng)阻尼系數(shù)為零時跳動量非常大。鏜桿桿體的減振內(nèi)孔使鏜桿的固有頻率有所提高，加了減振單元的減振鏜桿在整個頻域內(nèi)的最大振動幅值大大地減小了。致謝作為一個本科生的畢業(yè)設(shè)計(jì)，由于經(jīng)驗(yàn)的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有導(dǎo)師的督促指導(dǎo)，以及一起工作的同學(xué)們的支持，想要完成這個設(shè)計(jì)是難以想象的。本課題的研究是在張高峰老師的悉心指導(dǎo)下完成的，在這期間張老師給了我很多相關(guān)知識技術(shù)的指導(dǎo)和幫助以及無微不至的關(guān)懷。張老師淵博的學(xué)術(shù)知識，刻苦鉆研的精神使我受益非淺。除了敬佩張老師的專業(yè)水平外，他的治學(xué)嚴(yán)謹(jǐn)和科學(xué)研究的精神也是我永遠(yuǎn)學(xué)習(xí)的榜樣，并將積極影響我今后的學(xué)習(xí)和工作。同時也感謝我的同學(xué)對我無私的幫助，特別是在軟件的使用方面，正因?yàn)槿绱宋也拍茼樌耐瓿稍O(shè)計(jì)。再次對你們說一聲：謝謝了！參考文獻(xiàn)：[1] [M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社,2002[2] [M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2006[3][M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社,[4] 王守信，[N].內(nèi)蒙古：內(nèi)蒙古民族師范學(xué)院學(xué)報(bào)，[5][M].北京：中國計(jì)量出版社，1998[6] [N].北京：機(jī)械工程學(xué)報(bào),1986[7] 張杰斌，[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社,[8] [M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社,[9] [N].北京：機(jī)械工程學(xué)報(bào),2002[10] 王世龍，[N].吉林：吉林工學(xué)院學(xué)報(bào)，1999[11] [M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2004[12] 李啟堂，[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社,1997附件I 英文文獻(xiàn)翻譯在精鏜中提供穩(wěn)定高頻振動的摩擦阻尼器Evita Edhi, Tetsutaro Hoshi摘要在精鏜過程中防止發(fā)生超過10000Hz的高頻振動而造成刀具壽命降低問題的摩擦阻尼器已研制成功。新阻尼器結(jié)構(gòu)簡單，它由一個聯(lián)接在主振動結(jié)構(gòu)上的附加質(zhì)量與一小塊永久磁鐵構(gòu)成。其原理是簡單的，利用庫侖力和粘性摩擦將振動能量消散在阻尼器和主振動結(jié)構(gòu)的接口之間。阻尼器對高頻也有效，因此無需調(diào)諧，本文首先介紹了一種在精鏜中消除高頻顫振的摩擦阻尼器的典型設(shè)計(jì)，其有效性由切削試驗(yàn)得以證明，并保證刀尖的正常壽命。對這種新型阻尼器基本原理的理解在理論和實(shí)驗(yàn)分析中得以介紹。在鏜削過程中這種新型阻尼器能夠有效的防止超過5000赫茲的顫振。關(guān)鍵詞 高頻振動 摩擦阻尼器 精鏜引言先前有研究報(bào)告稱精鏜中出現(xiàn)超過10000赫茲的高頻顫振。這種頻率首先發(fā)現(xiàn)于留在切削表面的振紋上，然后在切削實(shí)驗(yàn)中直接使用激光位移計(jì)測量得到進(jìn)一步的證實(shí)。從鏜刀的自然彎曲振動以及自我激發(fā)的切削過程中的動力學(xué)再生效果、內(nèi)調(diào)制虛部的影響和xy方向的循環(huán)發(fā)現(xiàn)了這種顫振。本研究的目標(biāo)是防止這種顫振振動的發(fā)生。預(yù)防切削顫振的有效措施可能是通過提高刀具系統(tǒng)的阻尼能力。阻尼能力是通過以下方面產(chǎn)生的：（1）包含在刀具系統(tǒng)接口處的某些微量滑動；（2）在晶界滑移內(nèi)部振動引起的阻尼損耗（內(nèi)耗）；（3）在主振動結(jié)構(gòu)和振動阻尼器接口處的摩擦。許多研究人員對不同類型的用以防止顫振振動，并提高鏜刀或其他切削操作穩(wěn)定性的阻尼器進(jìn)行了研究。該阻尼器已不是傳統(tǒng)阻尼器的動態(tài)特性或沖擊特性了，動態(tài)阻尼器包括額外的彈簧質(zhì)量子系統(tǒng)，通過調(diào)節(jié)系統(tǒng)的固有頻率，使之與主體結(jié)構(gòu)相匹配。一般動態(tài)阻尼器設(shè)計(jì)包括任意方向的滑動或內(nèi)部摩擦耗能的彈性材料。彈性阻尼器由一個或多個的自由移動機(jī)構(gòu)組成，其原理是利用自由移動體撞擊主體結(jié)構(gòu)來耗散顫振能量。阻尼器受一定的速度影響才能有效的發(fā)揮其功能，因此不能適用于抑制低頻振動。近來有報(bào)道一種動力與摩擦混合阻尼器，并發(fā)現(xiàn)它能有效地抑制低頻振動。本文中所設(shè)計(jì)的阻尼器必須能有效地抑制高達(dá)10000赫茲的高頻率顫振，而且它的設(shè)計(jì)受到鏜刀本身的工作空間及其自身大小的限制。它最完美的地方就是不需要調(diào)整。該阻尼器在本研究提出一個大規(guī)模隸屬永磁結(jié)構(gòu)的概念。本研究的目的是為了分析抑制高頻振顫阻尼器的有效性及其阻尼特性。為了實(shí)現(xiàn)這一目標(biāo)，已進(jìn)行一個類似于抑制精鏜中高頻顫振的切削試驗(yàn)以及理論和實(shí)驗(yàn)的能源阻尼耗能分析。鏜刀測試和阻尼器結(jié)構(gòu)的構(gòu)想根據(jù)研究，在精鏜中原本有一個高頻顫振問題，鏜刀本身包括一個直徑分別為13毫米和20毫米的長懸臂桿和法蘭。，以適應(yīng)5毫米或孔徑更小的阻尼器。該孔的位置選擇在徑向方向，因?yàn)槲覀円呀?jīng)知道高頻振動在XY方向循環(huán)。當(dāng)鏜刀空轉(zhuǎn)時，阻尼器被孔壁的離心力推動但可以再徑向方向自由移動。上限用以保護(hù)運(yùn)行中的阻尼器。該阻尼器的有效性已經(jīng)通過了檢測并準(zhǔn)備和其他鏜刀做比較。用作比較的工具之一具有相同直徑的長懸臂桿即直徑為13毫米，但其延伸超出了前沿10毫米并產(chǎn)生約5000赫茲的顫振振動。其他與之比較是16毫米直徑懸臂式鏜刀，將以更大的長徑比產(chǎn)生較低頻率的顫振振動。新型摩擦阻尼器的基本結(jié)構(gòu)是一個附加質(zhì)量和永久磁鐵的組合，其中質(zhì)量平面平行于主結(jié)構(gòu)的振動方向。磁鐵可以是不可分割的或者是可分割的都行。另一部件，墊片，可以插入到永久磁鐵和主要結(jié)構(gòu)之間，其目的是控制電磁力的大小。新型摩擦阻尼器在抑制高頻振動的有效性已得到積極評價。3. 實(shí)驗(yàn)方法為了驗(yàn)證該阻尼器控制顫振的有效性，并保證正常的刀具磨損和表面粗糙度，切削試驗(yàn)將與其設(shè)計(jì)尺寸一樣，與13毫米直徑的鉆孔工具配合使用。這樣的話，鏜刀安裝在一個臥式加工中心的主軸上，通過設(shè)置調(diào)整孔直徑以自動控制刀尖徑向位置。將內(nèi)表面是由旋轉(zhuǎn)刀具鏜加工的環(huán)型工件準(zhǔn)備好。工件的材料是SCM420H合金鋼，淬火至硬度為313～332HBS，外徑為25mm，177。，長度為15mm。工