外文文獻譯文--基于有限元的一種特殊鏜床機械的動力特性分析

1、<p><b>　　中文3000字</b></p><p>　　基于有限元的一種特殊鏜床機械的動力特性分析</p><p>　　Yu. V. Kirilin and N. V. Eremin</p><p>　　鏜床支撐系統(tǒng)的動力特性分析是基于ANSYS軟件和文獻1、文獻2、文獻3中介紹的方法。如圖1型號是為KRS2791鏜床的支承系

2、統(tǒng)建立的計算模型。建立計算模型首先建立基本的組件——焊接和殼體。因此，殼體的有限元方法被應用于相應計算模型的建立。圖2中的模型與參考文獻[2,3]中的是相對應的。</p><p>　　KRS2791型鏜床是專門為整體式滾車輪設計的，這些車輪相當于450Kg的重量.因此，鏜床支承系統(tǒng)的計算莫型必須將滾輪考慮進去。如圖2所示。從以往操作的經(jīng)驗來看鏜床的軸對其動力特性影響最大，所以，在建立鏜床軸的計算模型時各個細節(jié)都要

3、考慮進去。</p><p>　　由于震蕩的軸承可能會繞軸有一定的旋轉(zhuǎn)角，所以額外的圓角切刀也是有必要的。周單元和它的計算模型如圖3所示。模型中將以正交的有剛度的彈簧單元模擬所有的軸承和環(huán)向節(jié)。由于在ANSYS中的彈簧單元之定義一個方向的剛度和阻尼，而軸承和環(huán)向節(jié)至少有兩個方向的剛度和阻尼，所以在這里需要多組的彈簧單元。在ANSYS中通過設定彈簧的剛度和阻尼，相應的軸承的剛度和阻尼也被精確的設定。彈簧單元的簡化如圖

4、3：只有計算模型的方向和號碼。</p><p>　　前端的軸承是型號為97944L的雙排徑向推理輥子軸承，它在X、Y和Z方向都是剛性的。因此，每組前端軸承的彈簧單元就有三個彈簧，如圖4所示。假設軸承在環(huán)向的剛度是均勻的，所以，支撐系統(tǒng)的計算模型必須包幾組彈簧單元。根據(jù)以往此類系統(tǒng)的建模經(jīng)驗，最優(yōu)的彈簧單元的數(shù)目是4。這也促進了軸承系統(tǒng)建模的發(fā)展和原始數(shù)據(jù)的比較與積累。</p><p>　　

5、后端軸承的計算模型如圖4b所示。與前端軸承相比后端軸承是型號為318213K的雙排徑向輥子軸承，這類軸承在軸向沒有剛度。所以它的計算模型在X軸的方向上沒有彈簧單元的約束。其他方面前端軸承和后端軸承的計算模型都是一樣的。</p><p>　　圖1 KRS2791型特種鏜床</p><p>　　振動軸承中的倆個連接副的計算模型如圖4c所示。這些連接副應用于前端軸承，他們的徑向剛度有型號為425

6、4108 的指針軸承來確定，它的軸向的剛度由環(huán)向軸承來確定?；鶞瘦S的指針軸承相比于前端軸承是非常小的。</p><p>　　所以，連接副可以視為點接觸的軸承，并且可以由三個振動的彈簧單元來模擬，因為這樣的話它在三個坐標軸的方向上都有一定的剛度。因此真動軸承的連接副的計算模型由兩組彈簧來代替。如圖4c所示。</p><p>　　如圖4d所示，為真動軸承的后端軸承。實際情況是，它是由一個合適的

7、軸承和一個隨著軸承旋轉(zhuǎn)的特殊的邊所組成。這個軸承可以在軸向游動，所以稱這個軸承為振動軸承。真動軸承的后端軸承只有在兩個方向上有支承的剛度，即延X軸的剛度的和延Z軸的垂直剛度。如圖3所示。 </p><p>　　有紡錘體型的軸和切割道具可以得到錐形的連接節(jié)。因為圓形軸被沖壓進紡錘體的底座的洞里，所以帶有紡錘體的連接處既有徑向的剛度又有軸向的剛度。這就說明，所有的彈簧單元必須均勻的分布于連接處的周圍，彈簧單元的

8、數(shù)目是四。然而，連接副的軸向長度遠大于其徑向的尺寸，所以單排的蛋黃單元不能充分的滿足實際的需求。所以這個環(huán)向的連接副的計算模型包含雙排的彈簧。</p><p>　　圖2 KRS2791特種鏜床的各個部件的計算模型：（a ）框架；（b）附件；（c）滑動片；（d）齒輪箱；（e）支承單元；（f）滾輪.（順序為從左到右，從上到下）</p><p>　　圖3機床的軸承單元：（a）縮略圖；（b）計算

9、模型；X，Y，Z，坐標系的軸；1,2,3,4，齒輪的計算模型，基準軸，振動軸，和切割工具；彈簧單元的號碼已經(jīng)被圈出。</p><p>　　圖4 （a）前端軸承的計算模型（b）后端軸承的計算模型（c）基座軸承以及連接副的計算模型（d）振動軸承：X,Y,Z,坐標系的軸；彈簧單元的號碼已經(jīng)標出。</p><p>　　圖5 基座軸承的計算模型：(1)框架的底角;(2)基座；X,Y,Z,坐標軸<

10、;/p><p>　　圖6 KRS2791型鏜床的計算模型：Z,Y,Z,坐標軸；力P作用于Y軸方向</p><p>　　圖7 KRS2791型鏜床的支承系統(tǒng)的振動穩(wěn)定性：（1）原始的配置；（2）改進后的配置；n，轉(zhuǎn)軸的速度，t，臨界切削厚度。</p><p>　　根據(jù)文獻[2,3]的理論研究， 基準部件的移動副的計算模型可能會被箱體模型所替代。在所研究的鏜床機械中所有的部

11、件之間只有一個移動副和一個固定副，即框架結(jié)構(gòu)的滑動副和固定滾輪的接觸副。</p><p>　　軸承在鏜床機械中起著至關(guān)重要的角色，因為它把鏜床的鉆</p><p>　　子和基礎相連接。假設軸承與框架的接觸面積與整個軸承座的面積小到可以忽略的時候，這個地基軸承必須要用彈簧單元來模擬。地基軸承的計算模型如圖5所示。在ANSYS仿真軟件中軸承的剛度和阻尼是依靠設定彈簧單元的剛度和阻尼來實現(xiàn)的。&

12、lt;/p><p>　　與眾多的鏜床相比，KRS2791型鏜床的軸承是特殊件而非標準件，如圖1所示?？蚣艿那岸耸峭蛊鸬?，其他部件都通過特殊焊焊接在幾座上，如圖1所示。導致的結(jié)果是，幾座相對于水平面有10到15度的傾角。鏜床的基礎底座是焊接成型的后板（厚度在16mm左右），這樣可以保證基礎底座有足夠的剛度。所以在建立鏜床的計算模型的時候把基礎底座看成是地基的延續(xù)，忽略其對模型的影響。建模的時候，重力場對其的影響，傾斜角

13、對其的影響，都將被忽略。最后我們設定在建立模型的時候支承系統(tǒng)的計算模型要與XOY面平行。</p><p>　　在建立好支承系統(tǒng)部件的模型（比如連接副和軸承）后，我們就將對鏜床的整個支承系統(tǒng)進行建模，這個模型在接下來的分析計算中都會用到。</p><p>　　通過動力特性的分析可以知道這個支撐系統(tǒng)的最容易柔屈的方向是Y軸方向。支撐系統(tǒng)的動力特性包括兩個共振的頻率值 f1 = 139 Hz 和

14、f2 = 166 Hz。在相應的頻率下的結(jié)構(gòu)的峰值振幅分別為A1 = 2.39 × 10 m/N 和A2 = 1.18 × 10 m/N。</p><p>　　為了確定結(jié)構(gòu)的薄弱環(huán)節(jié)，我們建立支承系統(tǒng)在139Hz和166Hz處的振型；得到支承系統(tǒng)最薄弱的環(huán)節(jié)是錐體單元。為了找到最合理的紡錘體的設計方法，有可能的話改變它的結(jié)構(gòu)，然后依次再計算裝上此結(jié)構(gòu)的支承系統(tǒng)的動力特性，如圖3b所示。我們可以

15、找到柔性結(jié)構(gòu)的最大振幅和以及對支承系統(tǒng)影響最小的部件，了解系統(tǒng)的振幅-相角-頻率的關(guān)系，這是系統(tǒng)穩(wěn)定性的特點。</p><p>　　比較對不同軸的動力特性的分析結(jié)果表中可以看出來，36號選項是最理想的。從這個選項中可以看得出來第一峰值的振幅也是最大的振幅減小了51.9%。這個設計中軸間距，軸頸、軸承的剛度都是不同的。</p><p>　　從軸的原始設計和支承系統(tǒng)的振幅可以看出，軸單元貢獻了

16、65%，是支撐系統(tǒng)中所有部件貢獻最大的一個。這也進一步確定了在支撐系統(tǒng)中軸對KRS2791型鏜床的動力特性的影響是最大的。</p><p>　　現(xiàn)在我們介紹在支撐系統(tǒng)中的最優(yōu)的軸的設計以及它的動力特性的計算。與原始結(jié)構(gòu)和設計相比改進后的支撐系統(tǒng)，最大振幅見笑了51.2%，–Remax減小了55.8%，相應的固有頻率增加到了f1 = 151 Hz 和 f2 = 194 Hz。</p><p>

17、;　　以[4]的方法計算原始的和改進后的同心（刀片180度排布）的鏜床的臨界切削厚度。得到的結(jié)果如圖7所示。</p><p><b>　　結(jié)論：</b></p><p>　　我們已經(jīng)建立了鏜床支承系統(tǒng)的計算模型，并且利用該模型計算了KRS2791型鏜床的動力特性。發(fā)現(xiàn)鏜床支承系統(tǒng)最薄弱的部件是軸單元。通過引進最優(yōu)設計的軸大大的減小了鏜床振動的幅值，減小的程度可以達到5

18、0%以上；</p><p>　　通過對KRS2791型鏜床的穩(wěn)定性計算可以知道，改進前的鏜床的臨界切削厚度是7.6mm，而改進后的鏜床的臨界切削厚度可以達到9mm，臨界切削厚度的增幅達到30%以上；</p><p>　　通過對鏜床支承系統(tǒng)的動力特性的分析我們找到支承系統(tǒng)最薄弱的環(huán)節(jié)是軸，所以對軸的改進最能提升支撐系統(tǒng)以及鏜床的性能，對KRS2791型唐裝支承系統(tǒng)的軸的改進提出如下的建議：（

19、a）減小軸承座上的兩個軸承之間的距離，減小的距離大概在200mm左右；（b）增加基準軸的直徑，建議前端軸承的外直徑為240mm，后端的軸承的外直徑為200mm，不需要改變軸承的類型；（c）增加轉(zhuǎn)軸的直徑，建議轉(zhuǎn)軸的前端和后端的部分直徑都為160mm；（d）增加指針軸承的直徑，建議指針軸承的直徑增加到80mm。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p&g

20、t;　　[1] Kirilin, Yu.V.,Eremin, N.V.機床支撐系統(tǒng)的有限元分析[J].Stanki Instrum,2002,8:19-21.</p><p>　　[2] Kirilin, Yu.V., Dyshlovenko, P.E.,Eremin, N.V.對于切削機械中的移動節(jié)及固定節(jié)的仿真[J].Stanki Instrum，2003,9:22-28.</p><p&