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(yīng)用于相應(yīng)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(yīng)的。</p><p>　　KRS2791型鏜床是專門為整體式滾車輪設(shè)計的，這些車輪相當(dāng)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(xì)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(shè)定彈簧的剛度和阻尼，相應(yīng)的軸承的剛度和阻尼也被精確的設(shè)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(shè)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(yīng)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?zhǔn)軸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(biāo)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(yuǎn)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(biāo)系的軸；1,2,3,4，齒輪的計算模型，基準(zhǔn)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(biāo)系的軸；彈簧單元的號碼已經(jīng)標(biāo)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(biāo)軸<

10、;/p><p>　　圖6 KRS2791型鏜床的計算模型：Z,Y,Z,坐標(biāo)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(zhǔn)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(chǔ)相連接。假設(shè)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(shè)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(biāo)準(zhǔn)件，如圖1所示?？蚣艿那岸耸峭蛊鸬模渌考纪ㄟ^特殊焊焊接在幾座上，如圖1所示。導(dǎo)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(chǔ)底座是焊接成型的后板（厚度在16mm左右），這樣可以保證基礎(chǔ)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(chǔ)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(shè)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(yīng)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(shè)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(shè)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(shè)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(shè)計以及它的動力特性的計算。與原始結(jié)構(gòu)和設(shè)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(yīng)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(shè)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(zhǔn)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&