減振鏜桿的有限元分析

目錄 中文摘要 . 錯誤 !未定義書簽。 英文摘要 . 錯誤 !未定義書簽。 第 1 章 減振鏜桿的國內外研究水平和發(fā)展趨勢 . 2 第 2 章 顫振的機理及穩(wěn)定性分析理論 . 4 2.1 再生顫振的機理 . 4 2.2 再生顫振系統(tǒng) . 5 2.3 系統(tǒng)切削過程動態(tài)模型 . 6 2.4 鏜削過程穩(wěn)定性分析理論與 穩(wěn)定性圖 . 7 第 3 章 減振鏜桿的動力學模型 . 12 3.1 減振鏜桿的設計 . 14 3.2 減振鏜桿模型的分析 . 16 3.3 在 ANSYS 程序中進行應力應變分析 . 18 3.4 模型在頻域內的仿真結果 . 18 結論與展望 . 22 致謝 . 23 參考文獻： . 24 附件 I 英文文獻翻譯 . 錯誤 !未定義書簽。 附件 II 英文文獻原文 . 錯誤 !未定義書簽。 1 減振 鏜桿的 有限元分析 摘要 ： 介紹了深孔鏜削加工過程中產生振顫的機理 ,建立了減振鏜桿的動力學模型。論述動力減振鏜桿的工作原理，通過簡化動力學模型建立微分方程。在理論基礎上通過實驗 分析動力減振鏜桿的減振效果和動態(tài)性能，并測定其最佳狀態(tài)下的性能參數。試驗結果確定了動力減振器的減振特點，為實際生產加工給出參考 。 關鍵詞 ： 減振鏜桿 深孔鏜削 性能參數 Finite element analysis of Damping Boring Bar Abstract : This paper introduced the mechanism of vibration in the process of deep hole boring , developed a dynamic modal of the damping boring bar. The working principle of a boring bar which has a dynamic vibration absorber is discussed The systems differential equation is built according to the simple dynamical model. Based on theory,the dynamic performance of a boring bar is researched by experiment and the performance parameters at the best state are gotten. The result of experiment shows the character of dynamic vibration absorber， and gives a reference for the actual manufacture. Key words: Damping boring bar Deep hole boring Performance parameters 2 第 1章 減振鏜桿的國內外研究水平和發(fā)展趨勢 在機械生產過程當中，切削系統(tǒng)的加工精度及穩(wěn)定性很大程度上取決與結構的剛度和切削過程中顫振對其產生的影響，剛性不足和顫振的產生不僅制約了切削系統(tǒng)在加工過程中的切削效率，而且還會在加工工 件的表面留下振紋，影響加工精度。切削顫振是金屬切削過程中刀具與工件之間產生的一種十分強烈的相對振動，其產生的原因和發(fā)生、發(fā)展的規(guī)律與切削加工過程本身及金屬切削系統(tǒng)動態(tài)特性都有著內在的本質聯系，影響因素很多，是一個非常復雜的機械振動現象。 深孔鏜削過程中刀具通常會產生振顫。加工過程中產生的振動按產生原因分為自由振動、受迫振動和自激振動。其中自由振動是由于初始系統(tǒng)受外界的干擾所致 ,屬于阻尼衰減振動 ;受迫振動是由于轉動部件的自身缺陷產生的 ,可以通過刀具的振動頻率找到可疑振動源。自激振動又分為 :初始振動和再生振動 ,初始振動是由于刀具本身的固有頻率與加工系統(tǒng)中的某個工作頻率相同而產生的共振 ;再生振動是在連續(xù)加工過程中切削表面的不連續(xù)性產生的。 在機械加工中內孔加工是所占比例較大的一種重要的加工方法，約占整個加工工作量的 1 4，而深孔加工又在內孔加工中占有很大的比例，所以深孔加工問題是否解決好，將會直接影響機器產品的生產進度和產品質量。特別是在重型機器制造業(yè)中，能否掌握它，運用自如，將會對生產有著決定性的影響，也影響到機器產品的質量。而深孔加工中最常見的疑難問題就是細長車刀和鏜桿的長徑比不夠或動剛度不夠，從而不能滿足被加 工工件的要求。 一般情況下 ,影響金屬加工表面的質量因素有機床本身、刀具、被加工工件以及其他的外界干擾等。刀具方面的因素主要是刀具的動剛度和幾何參數。對于一般的刀桿 ,在長徑比超過 4 倍時刀具本身將產生振顫 ,使得加工無法進行。鏜孔加工與一般的軸類加工有所區(qū)別。一般的車床車削軸類零件時 ,為了使刀具的剛度達到要求 ,并保證加工的質量 ,刀具的形狀可以選擇得比較粗、短。但是鏜削加工通常在預先鉆好或者鑄好的孔上進行 ,刀具是在被加工零件內 ,刀具的尺寸和形狀都要受到一定限制 ,造成了刀具的剛度較低 ,在一定力的作用下 ,刀桿的彎曲程 度主要取決于刀桿的靜剛度 ,而刀桿的振顫幅度和頻率取決于刀桿的靜剛度和動剛度。 減小刀桿懸伸長度和增加刀桿的直徑對于減小刀桿的變形量是有利的。但是受加工工件尺寸的限制 ,改變這兩個參數是不現實的。另外 ,通過減小切削量來降低切削力也可以達到減小刀桿變形量的目的 ,但這樣勢必會導致生產效率的下降 ,而且在某些情況下 ,即使減小切削力也不能達到加工要求。 為解決此類問題，本文采用內置式動力減振結構的防振鏜桿，它可以在造價相對比較低的情況下，實現較大長徑比。在機械加工中，利用減振鏜桿，可以提高表面加工質量，大大提高工作效率，特 別是在深孔加工中運用此 3 減振鏜桿，對提高內表面質量以及加快切削速度都會有很大的幫助。 減振鏜桿在機械行業(yè)的研究中，已經有很長的歷史了，但減振鏜桿的研究和發(fā)展是比較緩慢的。到目前為止，世界上只有為數不多的幾家廠商能生產出性價比較好的產品。目前市場上流行的各種減振鏜桿主要以國外產品為主，比如瑞典的山特維克，美國的肯納，在我國由于試驗，調試過程的復雜，尚沒有相關的成熟產品上市。 在國外，日本三菱公司和東芝公司已經有系列化的產品。三菱公司的設計思想是減輕鏜桿的頭部重量，從而使鏜桿的動剛度在很大程度上得到改良舊。從材料 力學的角度進行分析可以知道，這種刀具利用了細長杠桿的端部應力的邊緣效應，即杠桿端部受垂直于杠桿的作用力時，杠桿端部靠上的那部分的內應力比較小，因此可以忽略不計。當鏜桿頭部所受的作用力偏離中心時，頭部遠離作用力的部分內應力比較小。所以當鏜桿受到偏心力時，刀頭的那兩部分可以切掉一些，這樣不僅鏜桿頭部的重量減少了很多，而且靜剛度的減少量也較小，同時鏜桿的動剛度在很大程度上的得到了改良。但是應當指出這種處理辦法還存在很多的問題，其主要問題是采用頭部切除法有很大的局限性，即其長徑比不能達到太大。 東芝公司的減振鏜桿是 在刀具的兩邊平行的切掉一部分，再用剛度和強度大的材料嵌在兩邊，從而提高鏜桿的靜剛度。這種鏜桿的原理簡單，其鑲嵌在桿兩側的硬質材料和刀體粘結程度是影響鏜桿質量的關鍵因素。同時由于受到兩條加固材料的剛度、厚度和它與桿體粘結的緊密程度的影響，因此長徑比的值也受一定的局限。 美國 Kenametal公司生產的減振鏜桿 (最大長徑比 L/D=8)主要是采用特殊的材料制成，也屬于提高鏜桿靜剛度的一種。 瑞典 Sandvik公司的減振鏜桿 (最大長徑比 L/D=16)是目前最先進的鏜桿，它所采取的方法是給鏜桿加內置減振器。這雖然提高 了鏜桿的動剛度，但也有它的局限性，例如減振塊的密度不可能太大，阻尼器的壽命嚴重地影響這種鏜桿的使用壽命 國內的一些減振鏜桿很多都處于研究階段，采用的大多是增加鏜桿靜剛度的方法，例如在桿體的芯部鑲入硬質合金等。但是大部分的減振措施都是在工藝上進行改良或是在加工過程中采用一些技巧。 到目前為止，國內的工具廠商還沒有在減振鏜桿的制造方面有大的進展，特別是在制造長徑比比較大的鏜桿方面，而且對內置式減振鏜桿的開發(fā)工作也還很少。 4 第 2 章 顫振的機理及穩(wěn)定性分析理論 2.1 再生顫振的機理 現代的顫振 理論指出，顫振是一種氣動彈性動力不穩(wěn)定的現象。鏜削顫振是氣流中的運動的鏜削加工設備和工件在空氣動力、慣性力和彈性力的相互作用下形成的一種自激振動。低于顫振速度時，振動是衰減的；等于顫振速度時，振動保持等幅值；超過顫振速度時，在多數情況下，振動是發(fā)散的，在三種情況下都能影響到鏜削加工工件的表面拋光度，影響加工質量和效率。 顫振的類型主要分為再生型、耦合型、摩擦型。不同顫振類別有它各自不同的激振機理，因而也就有不同的消振減振方法。從實際解決現場生產中發(fā)生的機械加工振動問題考慮，正確識別機械加工振動的類別是十分 重要的。一旦明確了現場生產中發(fā)生的振動主要是屬于哪個類型的顫振，便可有針對性地采取相應的消振減振措施，使振動減小到許可的范圍內。 從簡化分析考慮，在研究切削加工顫振問題時，多數學者選用的動力學從簡化分析考慮，在研究切削加工顫振問題時，多數學者選用的動力學模型都是線性動力學模型，即假設慣性力與振動加速度呈線性關系變化，阻尼力與振動速度呈線性關系變化，彈性恢復力與振動位移呈線性關系變化，且假設動態(tài)切削力也與振動響應呈線性關系變化。根據線性動力學模型求得的振動解與實際測量所得到的振動響應往往差別較大，這說明實際 加工系統(tǒng)不都是線性系統(tǒng)。對于非線性顫振理論的研究工作只是剛剛開始，尚不夠系統(tǒng)深入。在非線性顫振理論的研究工作達到完全可以被理解的程度之前，人們所提供的振動控制技術不能認為是十分完善的。 再生顫振是一種典型的由于振動位移延時反饋所導致的動態(tài)失穩(wěn)現象也是金屬切削機床發(fā)生自激振動的主要機制之一。在鏜削過程中其中再生型顫振最為常見。顫振時，工件表面出現螺旋紋。依螺旋紋的變化可將鏜削顫振過程分為無顫振階段、顫振開始階段、顫振發(fā)展階段、顫振充分階段。在顫振開始階段，工件加工表面開始出現細小的螺旋紋；顫振發(fā)展階段螺旋紋 逐漸加深，至顫振充分階段螺旋紋深度穩(wěn)定下來。 實驗研究表明加工過程中顫振的發(fā)展過程有以下特點： (1)顫振波形類似于諧振波，幅值的增長是一個漸變的過程； (2)振動頻率隨顫振的發(fā)展，逐漸穩(wěn)定到接近系統(tǒng)的固有頻率。此時振動頻率由寬帶隨機過程轉變?yōu)檎瓗щS機過； (3)當振動頻率穩(wěn)定到系統(tǒng)的固有頻率時，振動幅值尚未達到充分顫振階段的幅值。在顫振幅值達到充分顫振階段前約有 400ms 至 600ms 或更長，這就給快速在線預報和控制鏜削過程中的顫振提供了識別和反饋控制的寶貴時間。 5 2.2 再生顫振系統(tǒng) 圖 2-1 機床切削系統(tǒng) 機床切削系統(tǒng)是由承受切削力的變動而產生振動位移的機床結構和由于刀具與工件之間的振動位移而產生交變切削力的切削過程組成的，如圖 2-1 所示。 在切削過程中， F(t)作用在機床結構上產生振動位移 X(t)；而另一方面 X(t)又引 起瞬間切削厚度變化，而這一變化又會反過來引起切削力 F(t)變化。因此，切削 過程即相當于反饋機構，它按照振動位移來控制激振力，從而實現位移反饋。還 必須看到，瞬間切削厚度不僅與刀刃在當時的振動位移有關，而且還與工件在上 一圈時的振動有關，由此可見， 這里存在振動位移的延時反饋。 在平穩(wěn)切削條件下，工件表面的一層金屬被均勻地切下，此時切削力 F0 為 一恒量，此力作用在機床結構上，引起恒定的變形 X0；而恒定的 X0又反過來保 證切削厚度不變。從理論上講，如果沒有外界干擾的話，此平穩(wěn)切削過程似乎可 以一直進行下去?？墒窃趯嶋H加工過程中存在很多這樣或那樣的擾動，因此上述 平穩(wěn)切削過程注定要受到擾動。如果受擾后，切削過程仍能回復到平衡狀態(tài)，則 切削過程是平穩(wěn)的；如果切削過程愈來愈遠離平衡狀態(tài)，則切削過程是不穩(wěn)定的 。 現假設在切削過程中突然受到某一個干擾產生， 例如，刀刃碰到工件材料中 的某一個硬質點，使切削力立即獲得了一個動態(tài)的增量 F(t)，而 F(t)作用在 機床結構上，引起振動 X(t)，后者又改變了瞬間切削厚度，從而引起切削力的二次變化，在一定的條件下我們發(fā)現周轉一次以后，切削力的變化增加了；同理， 再轉一周之后，切削力有增加了，如此周而復始， F(t)及 X(t)不斷上升，終于 形成了強烈的自激振動 ，我們把切削過程中的這類自激振動稱為“再生顫振”。 6 2.3 系統(tǒng)切削過程動態(tài)模型 圖 2-2 切削過程力學模型 在切削加工狀態(tài)下，由于再生效應，考慮正交切削情況，刀具與工件之間的振動為x(t)，刀具所受動態(tài)切削力 f (t)，如圖 2-2 所示，其運動微分方程為： (2-1) 如果動態(tài)切削厚度的變化比較小，則動態(tài)切削力 f (t)可以表示為 (2-2) 式中 b 切削寬度 (mm) kd 動態(tài)切削力系數（ N/mm2） T 相鄰兩次切削振動波紋的滯后時間（ s） 我們仍考慮 x(t)為等幅的諧波的情況，即穩(wěn)定與不穩(wěn)定之間的臨界狀態(tài)。 (2-3) 于是，有 (2-4) 式中 相鄰兩圈刀刃波紋之間的相位差（ rad) =T = /n n 工作的轉速 ( r/s ) 將（ 2-4）、（ 2-3）代入（ 2-2），可將式 (2-2)整理為 (2-5) 此式明確表示激振力受到振動位移與振動速度的控制，我們 再一次證明了位移的延時反饋相當于速度和位移的延時反饋。 將式（ 2-5）帶入（ 2-1）得 7 0sin FileRead Input From菜單將載荷文件讀入 ANSYS模型數據庫，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的節(jié)點上。 3.3.1 減振鏜桿模型的參數化分析 利用有限元分析軟件對減振系統(tǒng)的參數進行頻域內的優(yōu)化，求出系統(tǒng)的最優(yōu)參數，從而保證系統(tǒng)在整個頻域內都有一個好的減振效果。 3.3.2 減振系統(tǒng)當量剛度的確 對有減振腔但沒加減振 單元的多柔體動力學模型進行時域內的分析，分析時加在刀刃上的力為 1N。這時所取鏜桿研究點處的位移量為單位力作用下的位移，根據剛度的定義，系統(tǒng)在研究點處的當量剛度為該位移的到數。由分析結果可得系統(tǒng)研究點處在 lN作用力下的位移為 1.0593E-6（ m），則系統(tǒng)在研究點處的當量剛度 k1=9.4429E5（ N/m）。 3.3.3 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模型進行頻域內的分析，由分析的結果可得到，系統(tǒng)在幅值最高點的頻率為 f=106(Hz)。因此，系統(tǒng)的固有頻率 fn 21 =665.68（ rad/s）。 3.3.4 減振系統(tǒng)的當量質量的確定 由公式 ，可求得簡化系統(tǒng)的當量質量 = 2.13kg。 3.3.5 系統(tǒng)參數的確定 首先通過 求得 =0.2。再由公式（ 4-5）、（ 4-6）可求出最佳阻尼 21.0op、最佳固有頻率比 83.0op， 3。根據式中對最佳阻尼比和最佳固有頻率比的定義式， 通過計算可求得 c=70.18、 k2=1.311E5。這樣，仿真所需的初始參數就全部確定了。 3.4 模型在頻域內的仿真結果 對沒有加減振單元的實心鏜桿進行頻域內的仿真， 分析時加在刀刃上的力為 1N。這時所取鏜桿研究點處的位移量為單位力作用下的位移，根據剛度的定義，系統(tǒng)在研究點處的當量剛度為該位移的到數。 由仿真的結果可得系統(tǒng)研究點處在 lN作用力下的位移為 1.0593E-6（ m） ,則系統(tǒng)在研究點處的當量剛度 k1=9.4429E5（ N/m）。 再對沒有加減振單元但有減振內孔的鏜桿模型進行頻域內的仿真， 分析結果如 圖3-6所示。 19 圖 3-6 空心鏜桿幅頻響應曲線 從分析的結果可得到，系統(tǒng)在幅值最高點的頻率為 f=106（ Hz）。因此，系統(tǒng)的固有頻率1 2 6 6 5 . 6 8 ( / )n f r a d s。 最后對有減振單元的減振系統(tǒng)進行頻域內的仿真。 仿真的結果如圖 3-7、圖 3-8、圖3-9所示 圖 3-7 實心鏜桿幅頻響應曲線 20 圖 3-8 減振鏜桿幅頻響應曲線 圖 3-9 各種鏜桿幅頻響應曲線 21 從分析的結果可以求得如表 3-2所示的不同類型的鏜桿模型在整個頻域內的最大響應幅值和這時所對應的頻率。 表 3-2 最大響應幅值 （ dB） 對應的頻率 （ Hz） 沒有加減振單元的實心鏜桿 -37.796 94.7144 沒有加減振單元但有減振內孔的鏜桿 -38.2002 105.9487 有減振單元的動力減振鏜桿 -55.2677 112.9568 從仿真分析所得的數據和對各種模型在整個頻域內的幅值響應的對比可得到如下結論：鏜桿桿體的減振內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 頻域內的最大振動幅值大大地減小了。 22 結論與展望 機床切削系統(tǒng)的穩(wěn)定性主要決定于系統(tǒng)機構的剛性以及抵抗顫振的能力，結構動態(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行了結構設計，并建立了系統(tǒng)的運動方程。通過用傳統(tǒng)的力學方法和數學知識對方程的求解，從理論上為設計模型初始參數的選擇奠定了基礎。通過有限元分析軟件為減振鏜桿結構參數的實際設計提供了參考依據。通過對鏜桿模型的仿真分析，驗證了動力減振鏜桿的減振 效果。 通過對運動方程的求解和對鏜桿模型的仿真及參數化分析，得到以下結論： 1、減振塊的質量越大，減振效果越好，但動力減振鏜桿的結構特點限制了減振塊體積的上限。因此在設計減振塊時，應選擇密度大的材料，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構。 2、在阻尼系數一定的情況下，選擇合適的彈簧剛度系數，使刀刃在頻域內的跳動量曲線的兩個極值點相等，這時的減振效果是最好的。 3、在彈簧剛度系數一定的情況下，刀刃在頻域內的最大跳動量并不總是隨著阻尼系數的增大而減小的。當阻尼系數為零時跳動量非常大。 4、鏜桿 桿體的減振內孔使鏜