机械专业外文文献翻译-外文翻译--动力减振镗杆结构参数优化
18页1、附录A动力减振镗杆结构参数优化摘要:深孔镗削过程中,镗杆不可避免产生振动,影响孔的加工质量,为了提高加工质量,本文针对动力减振镗杆建立力学模型,通过对模型的研究得出减振器的最优参数,应用ADAMS动力学仿真软件和试验验证了理论优化的正确性。通过和普通镗杆对比分析,结果表明动力减振镗杆有效地达到了减振效果。关键词:减振器结构;动态性能;参数优化1引言在深孔镗削过程中,受到孔的尺寸限制,镗杆长径比较大,刚度小,固有频率低,在受到机床自身激励和外部激励时,很容易发生振动,影响工件的加工精度和表面质量。三菱公司通过减轻镗杆头部的的重量来提高镗杆的刚度,美国Kenametal公司生产的减振镗杆 (最大长径比 L /D = 8 ) 主要采用特殊材料来提高镗杆静刚度,这些方法受到长径比的限制。动力减振镗杆可以进一步提高长径比,在深孔加工方面具有很大的优势。Warburton通过对附加在镗杆上的减振器的参数进行优化来实现对主系统的减振,减振器包括弹簧,阻尼和减振块。在载荷作用下, J iaJang W u研究了减振器螺旋弹簧的惯性效应对镗杆动态特性的影响。Felipe Antonio Chegury
2、Viana等人基于蚁群算法设计出可调动态减振器。这些方法所设计出的动力减振镗杆成本较高,结构复杂,维护麻烦,当前应用不广泛。针对上述问题,下面将采用虚拟样机技术,在ADAMS环境下进行减振器结构优化,最后进行实验验证,通过对比分析,表明理论优化的结果、仿真结果和实验结果基本一致,降低了设计成本。2动力减振镗杆理论及建模动力减振是将主系统的能量转移到减振器系统上,减小主系统的振动。减振镗杆结构如图1所示,建立的力学模型如图 2所示。动力学方程可表示为主系统的振动幅值为对不同的值所作出的主系统的幅频响应曲线如图3所示,当 =时,镗杆和减振器之间没有相对运动,成为单自由度系统,时其幅频曲线只有一个峰值,等效于普通镗杆。当 介于 0和之间时,系统为两自由度,产生两个共振点。阻尼的存在使主系统的共振幅值减少,但并不能完全消除主系统的振动。图 3中所有的曲线都相交于P、Q两点, 表明P、Q两点的频率和幅值与 的变化无关,得出方程式为求出 P、Q 两点的频率,带入( 2 )式得到 P、Q两点的幅值。从 ( 2 ) 、( 3 ) 式可以看出,对确定的主系统而言,幅值和频率取决于减振器的质量和弹簧。减振
3、器最理想的结构参数应该是在P、Q两点达到峰值,并且数值相等。根据这种思路,可按下述步骤选择减振器的最优参数。 对于确定的主系统和选定的减振块质量,结构最优参数解为: 进而确定减振器的刚度在 P、Q两点取驻点的条件下,求得减振器的阻尼率 3动力学仿真为了验证所建模型的有效性,在ADAM S环境下进行仿真。应用ADAMS中有限元模块将镗杆杆体模型转变成柔体,在刀头端部创建输入和输出通道,然后进行系统的振动分析,通过仿真计算,在后处理模块中得出系统的模态和频响函数。减振器初始参数,。镗杆杆体的结构尺寸:直径D = 0. 016 m ,长度L =0. 192 m ,长径比为12: 1;材料属性:密度= 7 801 kg/m,弹性模量E = 2. 07E + 011 N /m2,泊松比= 0. 29。根据结构图建立振动模型。减振块质量的变化对幅频曲线的影响。当m 2 = 0. 02 kg时,得到前两阶自然频率为253 Hz和452 Hz,共振时的最大幅值为- 95. 16 dB 和- 103. 3 dB;当m 2 = 0. 10 kg时,前两阶的自然频率为128 Hz 和406 Hz,共振时的最
4、大幅值为- 95. 2 dB - 95. 3 dB。对不同的质量值绘制主系统的幅频响应曲线如图4所示。可以看出自然频率随着减振块质量的增加而降低,当外部激励的频率与主系统的自然频率接近时,可以通过修改减振块质量的方法来避免发生共振,而减振块质量对幅值的影响不敏感。图 4 频响函数随质量变化曲线阻尼的变化对幅频特性曲线的影响。当c2 = 10 N s/m时,前两阶自然频率为 253 Hz和 452 Hz,共振时最大幅值为- 94. 75 dB 和- 103. 24 dB;c2 = 2 N s/m ,前两阶的自然频率为 253 Hz 和 452 Hz, 共振时最大幅值为 - 90. 11 dB , 和 - 95. 49 dB。图5为振动分析后绘制的频响曲线图,表明阻尼的变化对幅值的影响比较大,幅值随阻尼的增大而减小,当共振不可避免时,通过修改阻尼来减小振幅,而阻尼对自然频率的影响不太明显。图 5 频响函数随阻尼变化曲线刚度的变化对幅频特性的影响。当刚度 k2 = 10 kN /m时,前两阶的自然频率为 253 Hz和 452 Hz,共振时的最大幅值为 - 94. 71 dB 和 - 108
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