[機(jī)械模具數(shù)控自動(dòng)化專(zhuān)業(yè)畢業(yè)設(shè)計(jì)外文文獻(xiàn)及翻譯]【期刊】銑床主軸系統(tǒng)的振動(dòng)響應(yīng)分析-中文翻譯

南京工程學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計(jì) (論文 )外文資料翻譯 原 文 題 目： Vibration Response Analysis on Spindle Systemof Milling Machine 原 文 來(lái) 源： Applied Mechanics and Materials ISSN: 1662-7482, Vol. 741, pp 435-440 學(xué) 生 姓 名： 柯珂 學(xué) 號(hào)： 231120418 所在院 (系 )部 : 工業(yè)中心 專(zhuān) 業(yè) 名 稱(chēng)： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 銑床主軸系統(tǒng) 的 振動(dòng)響應(yīng)分析 Yao Tingqiang, Tan Yang, Huang Yayu 關(guān)鍵詞： 剛度 ;頻率響應(yīng)分析 ;主軸系統(tǒng) ;銑床 摘要： 滾動(dòng)軸承的動(dòng)態(tài)特性和動(dòng)力學(xué)參數(shù)對(duì)諸如旋翼系統(tǒng)，齒輪系統(tǒng)和主軸系統(tǒng)非常重要的影 響。旋轉(zhuǎn)電機(jī)的頻率受不同位置滾動(dòng)軸承動(dòng)力學(xué)參數(shù)的影響。研究滾動(dòng)軸承等效動(dòng)力學(xué)參數(shù)主軸系統(tǒng)和多體模型是在工作中的目的一種新的方法。柔性主軸體由固定接口組件模式的方法構(gòu)成。通過(guò)等效彈簧和阻尼元件建立了滾動(dòng)軸承主軸系統(tǒng)的四種不同的模型。主軸體和主軸系統(tǒng)的實(shí)驗(yàn)已經(jīng)在進(jìn)行。實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)頻率已經(jīng)被沖擊振動(dòng)試驗(yàn)和掃頻振動(dòng)試驗(yàn)了。主軸系統(tǒng)的頻率和振動(dòng)響應(yīng)已經(jīng)通過(guò)調(diào)節(jié)等效彈簧和阻尼元件最小化計(jì)算和試驗(yàn)頻率之間的誤差計(jì)算。結(jié)果顯示線(xiàn)性相等和不相等的彈簧和阻尼模型的頻率的誤差大是除了第一頻率。然而，非線(xiàn)性不平等的彈簧和阻尼模型的誤差較小。非線(xiàn)性不等的彈簧和阻尼模型的預(yù)測(cè)頻率是最準(zhǔn)確的，并與實(shí)驗(yàn)結(jié)果吻合。該方法可用于精確計(jì)算非線(xiàn)性等效剛度參數(shù)的多體系統(tǒng)滾動(dòng)軸承。 本文呈現(xiàn)的工作目的是為了探尋一種建立滾動(dòng)軸承等效動(dòng)力參數(shù)主軸系統(tǒng)的多體模型的新方法。 一、 介紹 : 旋轉(zhuǎn)的力學(xué)性能一直受滾動(dòng)軸承的動(dòng)態(tài)特性的影響。滾動(dòng)軸承的關(guān)節(jié)面的動(dòng)態(tài)特性和時(shí)間變化是非線(xiàn)性的。滾動(dòng)軸承的動(dòng)態(tài)和主軸系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)參數(shù)已被許多研究者研究。單滾動(dòng)軸承被認(rèn)為有更多的因素去研究，如潤(rùn)滑，保持架，波紋度，粗糙度。多體系統(tǒng)與滾動(dòng)軸承的動(dòng)態(tài)一直是近期一個(gè)重要的研究領(lǐng)域。滾動(dòng)軸承的動(dòng)力學(xué)參數(shù)通常等同于主軸系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)分析線(xiàn)性彈簧和阻尼元素。模態(tài)試驗(yàn)和參數(shù)識(shí)別的方法一般適用于計(jì)算等效剛度和阻尼參數(shù) 1。主軸系統(tǒng)的線(xiàn)性等效剛度參數(shù)和動(dòng)力學(xué)模型構(gòu)建和由 AMSharan 2，WRWang 和 CNChang 3， KWWang 和 CHChen 4 .線(xiàn)性等效的模型計(jì)算的模態(tài)頻率主軸齒輪系統(tǒng)由 TQYao 構(gòu)造和動(dòng)力學(xué)分析 5。主軸工具保持器的界面剛度建模方法和主軸系統(tǒng)的有限元分析已經(jīng)由 X.S.Gao 6進(jìn)行。高速主軸系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)的有限元建模與主軸座工具接頭和主軸系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性接口效應(yīng)已經(jīng)被 B.WANG 討論 7,8。主軸系統(tǒng)的三層結(jié)構(gòu)有限元模型掘進(jìn)機(jī)已建成并使用參數(shù)辨識(shí)方法，通過(guò) X.Han 線(xiàn)性剛度和阻尼參數(shù)已經(jīng)確定 9。用不同的線(xiàn)性和非線(xiàn)性關(guān)節(jié)參數(shù)主軸系統(tǒng)的等效動(dòng)力學(xué)模型的方法進(jìn)行了討論，并在工作中出現(xiàn)驗(yàn)證。 二、 主軸系統(tǒng)模型 2.1 靈活的主軸模式 圖一，切刀固定在 N1 位置，雙列滾子軸承及固定在 N2 等效位置，兩個(gè)角球軸承固定在由面對(duì)面 N3 的等效位置，從動(dòng)齒輪被組裝由多個(gè)花鍵 N4 相當(dāng)于位置。主軸的有限元模型由模態(tài)綜合方法構(gòu)建。 A 三維模型 B 二維投影 C 彈簧減震器模型 圖 1 主軸組件的模型 在本次調(diào)查中，使用固定接口組件的方法靈活的主軸建模。這種方法是基于瑞利 - 里茲法由克雷格和班普頓開(kāi)發(fā)。在該方法的復(fù)雜結(jié)構(gòu)被劃分成其邊被細(xì)分為正常和約束模式的組件。正常模式由求解本征值問(wèn)題獲得。 (1) 其中 K 和 M 是剛度和質(zhì)量矩陣。結(jié)構(gòu)的邊界分別固定在通過(guò)接口點(diǎn)表示的軸承位置。感興趣的正常模式的數(shù)量取決于所感興趣的應(yīng)用和頻帶。約束模式是通過(guò)將單位位移到每個(gè)邊界節(jié)點(diǎn)同時(shí)限制其他邊界節(jié)點(diǎn)的自由度得到靜態(tài)變形的形狀。約束模式在柔性體數(shù)目取決于接口點(diǎn)數(shù)目。每個(gè)接口點(diǎn)與約束模式相關(guān)，約束模式各成分的自由度通過(guò)使用模態(tài)置換升減少。 (2) 其中， UL 是在組件內(nèi)部節(jié)點(diǎn)（內(nèi)部節(jié)點(diǎn)）的位移， UB 是節(jié)點(diǎn)組分（邊界節(jié)點(diǎn)）的邊界，是自然模式， UC 是約束模式，和 QN 是的廣義坐標(biāo)上的位移自然的模式。整個(gè)模型的行為通過(guò)組裝各成分的反應(yīng)進(jìn)行分析。 主軸的圖 2 中的有限元 表 1 計(jì)算的和實(shí)驗(yàn)結(jié)果的相對(duì)誤差 訂單 /頻率計(jì)算實(shí)驗(yàn) 相對(duì)誤差 1 1350.4 3486.1 0.34% 2 3486.1 3366.5 3.55% A 一個(gè)第一彎頻率， F1 =1350.4Hz B 中的第二個(gè)彎道頻率， F2 =3486.1Hz 圖 2 主軸的頻率 計(jì)算和實(shí)驗(yàn)頻率的相對(duì)誤差如表 1 所示。在第一和第二頻率的振動(dòng)模式示于圖 2。相對(duì)計(jì)算誤差和試驗(yàn)頻率之間的誤差小。 2.2 等效動(dòng)態(tài)軸承型號(hào) 造型與彈簧阻尼元方法軸承動(dòng)態(tài)的一個(gè)關(guān)鍵方面是獲得總力和作用于整個(gè)滾動(dòng)軸承的時(shí)刻。在目前的模型中，線(xiàn)性和非線(xiàn)性彈簧阻尼元件被認(rèn)為分別作為分析的一部分。在參考文獻(xiàn) 11，在位置 N2 和 N3 的線(xiàn)性和等效剛度一直由模態(tài)試驗(yàn)和參數(shù)識(shí)別方法進(jìn)行計(jì)算。彈簧阻尼元件模型顯示在圖 1c。為了得到的滾動(dòng)軸承的相對(duì)準(zhǔn)確的支撐剛度參數(shù)，計(jì)算出的和實(shí)驗(yàn)的頻率之間的相對(duì)誤差應(yīng)該通過(guò)調(diào)整線(xiàn)性和等效彈簧阻尼參數(shù)最小值。但是，這種方法只能實(shí)現(xiàn)了第一彎曲頻率，誤差在參考其他頻率時(shí)過(guò)大。 2.3 動(dòng)態(tài)主軸系統(tǒng)模型 該軸是由有限元建模和各滾動(dòng)軸承由彈簧阻尼元件建模。其中，該軸承支持在主軸接口點(diǎn)在點(diǎn)建立。這些接口點(diǎn)重合在重力的軸承內(nèi)圈中心。因此，動(dòng)態(tài)響應(yīng)從一個(gè)模型傳遞到其他模型。圖 1 描繪了這些接口點(diǎn)相互作用，如雙頭箭頭指示動(dòng)態(tài)響應(yīng)的交換，從兩側(cè)即，滾動(dòng)軸承和主軸發(fā)生。如前面提到的，滾動(dòng)軸承具有單件外圈。因此，兩個(gè)彈簧減震器裝置的外座圈代表每個(gè)軸承被剛性連接到軸承座。最后，軸承座通過(guò)一個(gè)固定的約束連接于主軸箱。 （ 3） 其中， M 是總質(zhì)量矩陣， C 是總潮濕矩陣， KL 和 KN 是線(xiàn)性和非線(xiàn)性剛度矩陣， Q是廣義坐標(biāo)向量， F 是廣義的負(fù)荷， n 是非線(xiàn)性的因素，當(dāng)滾子軸承線(xiàn)性接觸， N= 10/9 和滾珠軸承點(diǎn)接觸， N =3/2 公式（ 3）通過(guò)線(xiàn)性化方法與 RecurDyn 的約束多體系統(tǒng)解決。如果滾動(dòng)軸承的剛性已經(jīng)給出，主軸系統(tǒng)的頻率將被計(jì)算。主要細(xì)節(jié)在參考文獻(xiàn) 10中討論。四種型號(hào)的靈活主軸，剛性主軸箱，剛性軸承座和不同的彈簧阻尼器在本文中討論。這四個(gè)模型是線(xiàn)性的，平等的彈簧阻尼器模型（ LESDM），線(xiàn)性和不平等的彈簧阻尼器模型（ LUSDM），非線(xiàn)性和平等彈簧阻尼器模型（ NESDM），非線(xiàn)性和不平等的彈簧阻尼器模型（ NUSDM ） 。 (4) 三、結(jié)果與討論 實(shí) 驗(yàn) 和 分 析 結(jié) 果 佐 證 。 主 軸 和 主 軸 系 統(tǒng) 由 彈 簧 減 震 器 主 軸 模 型 所預(yù) 測(cè) 的 頻 率 與 來(lái) 自 主 軸 系 統(tǒng) 試 驗(yàn) 臺(tái) 獲 得 的 結(jié) 果 證 實(shí) 了 顯 示 在 圖 4 和 圖5。 a 主軸的脈沖激勵(lì) b 實(shí)驗(yàn)頻率由脈沖激勵(lì)主軸的頻率 他主軸組件的正弦掃頻振動(dòng)試驗(yàn)已被應(yīng)用到測(cè)試頻率響應(yīng)和查詢(xún)的等效動(dòng)力學(xué)。主軸組件包括主軸，主軸箱，滾動(dòng)軸承及軸承座。為了得到精確的頻率響應(yīng)，所述掃描頻率范圍為 100Hz 至 3000Hz 和掃描頻率增量被選擇為 0.5Hz 的。主軸部件的第一三個(gè)數(shù)量的頻率分別為 f1=317.4Hz， F2 =1540.4Hz， F3 =2244.0Hz。 a 振動(dòng)試驗(yàn)的照片 b 100-3000 赫茲的頻率響應(yīng)結(jié)果 圖 5 主軸系統(tǒng)的正弦掃頻振動(dòng)試驗(yàn) 在主軸部件的 N2 和 N3 的位置的等效剛度參數(shù)已經(jīng)由公式計(jì)算。（ 4）和在 RecurDyn的軟件優(yōu)化分析。計(jì)算和實(shí)驗(yàn)結(jié)果和相對(duì)誤差在表 2 顯示 。 位置 頻率 / Hz 相對(duì)誤差（） 模型 N2 N3 1 2 3 1 2 3 1.45e4 1.45e4 316.5 714.9 1614.2 -0.28 -53.59 -28.04 1 3.02e4 3.02e4 317.9 946.3 1553.8 0.16 -38.57 -30.77 2 3.56e5 43.65e 2.8e4 1041.8 1551.6 -0.03 -32.37 -30.86 3 3.56e5 5e4 317.6 1455.7 2428.7 0.06 -5.50 8.22 4 6e5 3.24e5 317.1 1501.2 2246.8 -0.03 -2.49 0.09 實(shí)驗(yàn) / / 317.4 1540.4 2244.3 / / / 主軸系統(tǒng)的頻率和振動(dòng)響應(yīng)已通過(guò)調(diào)整等效彈簧和阻尼元件，以最大限度地減少錯(cuò)誤和實(shí)驗(yàn)頻率計(jì)算。然后用所提出的方法計(jì)算了等效剛度參數(shù)。 一般來(lái)說(shuō)，在主軸頭 N2 的徑向剛度大于后端 N3 實(shí)現(xiàn)銑削質(zhì)量。在標(biāo)簽 2 中，除了一階頻率， lesdm 和 lusdm 的頻率誤差很大。 lesdm 和 lusdm 的第一頻率是否準(zhǔn)確影響高階頻率。 lesdm 和 lusdm 可以應(yīng)用于計(jì)算的等效剛度參數(shù)是不準(zhǔn)確的。對(duì) nesdm 和nusdm 頻率誤差小，對(duì) nusdm 結(jié)果是最準(zhǔn)確的。 圖 5 是正弦掃頻振動(dòng)試驗(yàn)振動(dòng)試驗(yàn)， B 的頻率響應(yīng)效果的照片根據(jù)赫茲接觸理論得來(lái)，接觸動(dòng)力學(xué)和滾動(dòng)軸承振動(dòng)是非線(xiàn)性的。因此，在主軸頭 N2 滾子軸承的徑向剛度的載荷 - 變形因數(shù)被表現(xiàn)為線(xiàn)接觸因子 10/9。在后 N3 角接觸球軸承的負(fù)荷 - 變形因數(shù)被表現(xiàn)為點(diǎn)接觸因子 3/2。 A F1 =317.1Hz B F2 =1501.2Hz C F3 =2246.8Hz 圖 6。由 NUSDM 主軸組件的頻率 由 NUSDM 支承主軸組件的頻率被顯示在圖 6。一階頻率為主軸，框和NUSDM317.1Hz 耦合振動(dòng)的剛性。第二和第三階頻率 1501.2Hz 和 2246.8Hz。它們聯(lián)接軸的撓曲變形振動(dòng)和 NUSDM.NUSDM 通常是強(qiáng)大的非線(xiàn)性模型，并得到非線(xiàn)性非等價(jià)彈簧和阻尼元素。的 NUSDM 和主軸的動(dòng)態(tài)模型已經(jīng)由計(jì)算結(jié)果驗(yàn)證。它可以應(yīng)用到精確計(jì)算等效剛度參數(shù)為在多體系統(tǒng)滾動(dòng)軸承。 四 、 結(jié)論 主軸的身體和主軸組件的模型已經(jīng)構(gòu)建有限元具有同等彈簧阻尼元素。振動(dòng)響應(yīng)的模擬正在進(jìn)行中。計(jì)算出的頻率與由脈沖激勵(lì)和正弦掃頻振動(dòng)試驗(yàn)的實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行比較。因此，等效剛度參數(shù)通過(guò)最小化所計(jì)算的和實(shí)驗(yàn)的頻率之間的誤差進(jìn)行計(jì)算。現(xiàn)在，從NUSDM 模型獲得的結(jié)果和測(cè)試結(jié)果之間具有良好的協(xié)議也將是所提出的方法的有效性的合理的證據(jù)。所提出的方法和模型都 是通用的，可用來(lái)研究頻率、振動(dòng)響應(yīng)和主軸系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性。 五、致謝 作者在此感謝通過(guò)項(xiàng)目 NSFC-11002062， NSFC-11462008 和科研基金由中國(guó)政府提供的資金用于科學(xué)技術(shù) - KKSA201101018 昆明理工大學(xué)引進(jìn)人才。 參考文獻(xiàn) 1 GAO Shanghan. 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