减振镗杆的有限元分析设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 目录 中文摘要 . 错误 !未定义书签。 英文摘要 . 错误 !未定义书签。 第 1 章 减振镗杆的国内外研究水平和发展趋势 . 2 第 2 章 颤振的机理及稳定性分析理论 . 4 2.1 再生颤振的机理 . 4 2.2 再生颤振系统 . 5 2.3 系统切削过程动态模型 . 6 2.4 镗削过程稳定性分析理论与 稳定性图 . 7 第 3 章 减振镗杆的动力学模型 . 12 3.1 减振镗杆的设计 . 14 3.2 减振镗杆模型的分析 . 16 3.3 在 ANSYS 程序中进行应力应变分析 . 18 3.4 模型在频域内的仿真结果 . 18 结论与展望 . 22 致谢 . 23 参考文献： . 24 附件 I 英文文献翻译 . 25 附件 II 英文文献原文 . 28 买文档送全套图纸 扣扣 414951605 1 减振 镗杆的 有限元分析 摘要 ： 介绍了深孔镗削加工过程中产生振颤的机理 ,建立了减振镗杆的动力学模型。论述动力减振镗杆的工作原理，通过简化动 力学模型建立微分方程。在理论基础上通过实验分析动力减振镗杆的减振效果和动态性能，并测定其最佳状态下的性能参数。试验结果确定了动力减振器的减振特点，为实际生产加工给出参考 。 关键词 ： 减振镗杆 深孔镗削 性能参数 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 买文档送全套图纸 扣扣 414951605 第 1章 减振镗杆的国内外研究水平和发展趋势 在机械生产过程当中，切削系统的加工精度及稳定性很大程度上取决与结构的刚度和切削过程中颤振对其产生的影响，刚性不足和颤振的产生不仅制约了切削系统在加工过程中的切削效率，而且还会在加工工件的表面留下振纹，影响加工精度。切削颤振是金属切削过程中刀具与工件之间产生的一种十分强烈的相对振动 ，其产生的原因和发生、发展的规律与切削加工过程本身及金属切削系统动态特性都有着内在的本质联系，影响因素很多，是一个非常复杂的机械振动现象。 深孔镗削过程中刀具通常会产生振颤。加工过程中产生的振动按产生原因分为自由振动、受迫振动和自激振动。其中自由振动是由于初始系统受外界的干扰所致 ,属于阻尼衰减振动 ；受迫振动是由于转动部件的自身缺陷产生的 ,可以通过刀具的振动频率找到可疑振动源。自激振动又分为 :初始振动和再生振动 ,初始振动是由于刀具本身的固有频率与加工系统中的某个工作频率相同而产生的共振 ；再生振动是在连续加工过 程中切削表面的不连续性产生的。 在机械加工中内孔加工是所占比例较大的一种重要的加工方法，约占整个加工工作量的 1 4，而深孔加工又在内孔加工中占有很大的比例，所以深孔加工问题是否解决好，将会直接影响机器产品的生产进度和产品质量。特别是在重型机器制造业中，能否掌握它，运用自如，将会对生产有着决定性的影响，也影响到机器产品的质量。而深孔加工中最常见的疑难问题就是细长车刀和镗杆的长径比不够或动刚度不够，从而不能满足被加工工件的要求。 一般情况下 ,影响金属加工表面的质量因素有机床本身、刀具、被加工工件以及其他的外界干 扰等。刀具方面的因素主要是刀具的动刚度和几何参数。对于一般的刀杆 ,在长径比超过 4 倍时刀具本身将产生振颤 ,使得加工无法进行。镗孔加工与一般的轴类加工有所区别。一般的车床车削轴类零件时 ,为了使刀具的刚度达到要求 ,并保证加工的质量 ,刀具的形状可以选择得比较粗、短。但是镗削加工通常在预先钻好或者铸好的孔上进行 ,刀具是在被加工零件内 ,刀具的尺寸和形状都要受到一定限制 ,造成了刀具的刚度较低 ,在一定力的作用下 ,刀杆的弯曲程度主要取决于刀杆的静刚度 ,而刀杆的振颤幅度和频率取决于刀杆的静刚度和动刚度。 减小刀杆悬伸长度和增 加刀杆的直径对于减小刀杆的变形量是有利的。但是受加工工件尺寸的限制 ,改变这两个参数是不现实的。另外 ,通过减小切削量来降低切削力也可以达到减小刀杆变形量的目的 ,但这样势必会导致生产效率的下降 ,而且在某些情况下 ,即使减小切削力也不能达到加工要求。 为解决此类问题，本文采用内置式动力减振结构 3 的防振镗杆，它可以在造价相对比较低的情况下，实现较大长径比。在机械加工中，利用减振镗杆，可以提高表面加工质量，大大提高工作效率，特别是在深孔加工中运用此减振镗杆，对提高内表面质量以及加快切削速度都会有很大的帮助。 减振镗杆在机械 行业的研究中，已经有很长的历史了，但减振镗杆的研究和发展是比较缓慢的。到目前为止，世界上只有为数不多的几家厂商能生产出性价比较好的产品。目前市场上流行的各种减振镗杆主要以国外产品为主，比如瑞典的山特维克，美国的肯纳，在我国由于试验，调试过程的复杂，尚没有相关的成熟产品上市。 在国外，日本三菱公司和东芝公司已经有系列化的产品。三菱公司的设计思想是减轻镗杆的头部重量，从而使镗杆的动刚度在很大程度上得到改良旧。从材料力学的角度进行分析可以知道，这种刀具利用了细长杠杆的端部应力的边缘效应，即杠杆端部受垂直于杠杆的作 用力时，杠杆端部靠上的那部分的内应力比较小，因此可以忽略不计。当镗杆头部所受的作用力偏离中心时，头部远离作用力的部分内应力比较小。所以当镗杆受到偏心力时，刀头的那两部分可以切掉一些，这样不仅镗杆头部的重量减少了很多，而且静刚度的减少量也较小，同时镗杆的动刚度在很大程度上的得到了改良。但是应当指出这种处理办法还存在很多的问题，其主要问题是采用头部切除法有很大的局限性，即其长径比不能达到太大。 东芝公司的减振镗杆是在刀具的两边平行的切掉一部分，再用刚度和强度大的材料嵌在两边，从而提高镗杆的静刚度。这种镗杆的原理 简单，其镶嵌在杆两侧的硬质材料和刀体粘结程度是影响镗杆质量的关键因素。同时由于受到两条加固材料的刚度、厚度和它与杆体粘结的紧密程度的影响，因此长径比的值也受一定的局限。 美国 Kenametal公司生产的减振镗杆 (最大长径比 L/D=8)主要是采用特殊的材料制成，也属于提高镗杆静刚度的一种。 瑞典 Sandvik公司的减振镗杆 (最大长径比 L/D=16)是目前最先进的镗杆，它所采取的方法是给镗杆加内置减振器。这虽然提高了镗杆的动刚度，但也有它的局限性，例如减振块的密度不可能太大，阻尼器的寿命严重地影响这种镗杆的使用 寿命 国内的一些减振镗杆很多都处于研究阶段，采用的大多是增加镗杆静刚度的方法，例如在杆体的芯部镶入硬质合金等。但是大部分的减振措施都是在工艺上进行改良或是在加工过程中采用一些技巧。 到目前为止，国内的工具厂商还没有在减振镗杆的制造方面有大的进展，特别是在制造长径比比较大的镗杆方面，而且对内置式减振镗杆的开发工作也还很少。 4 第 2 章 颤振的机理及稳定性分析理论 2.1 再生颤振的机理 现代的颤振理论指出，颤振是一种气动弹性动力不稳定的现象。镗削颤振是气流中的运动的镗削加工设备和工件在空气动力 、惯性力和弹性力的相互作用下形成的一种自激振动。低于颤振速度时，振动是衰减的；等于颤振速度时，振动保持等幅值；超过颤振速度时，在多数情况下，振动是发散的，在三种情况下都能影响到镗削加工工件的表面抛光度，影响加工质量和效率。 颤振的类型主要分为再生型、耦合型、摩擦型。不同颤振类别有它各自不同的激振机理，因而也就有不同的消振减振方法。从实际解决现场生产中发生的机械加工振动问题考虑，正确识别机械加工振动的类别是十分重要的。一旦明确了现场生产中发生的振动主要是属于哪个类型的颤振，便可有针对性地采取相应的消振减振措 施，使振动减小到许可的范围内。 从简化分析考虑，在研究切削加工颤振问题时，多数学者选用的动力学从简化分析考虑，在研究切削加工颤振问题时，多数学者选用的动力学模型都是线性动力学模型，即假设惯性力与振动加速度呈线性关系变化，阻尼力与振动速度呈线性关系变化，弹性恢复力与振动位移呈线性关系变化，且假设动态切削力也与振动响应呈线性关系变化。根据线性动力学模型求得的振动解与实际测量所得到的振动响应往往差别较大，这说明实际加工系统不都是线性系统。对于非线性颤振理论的研究工作只是刚刚开始，尚不够系统深入。在非线性颤振理论 的研究工作达到完全可以被理解的程度之前，人们所提供的振动控制技术不能认为是十分完善的。 再生颤振是一种典型的由于振动位移延时反馈所导致的动态失稳现象也是金属切削机床发生自激振动的主要机制之一。在镗削过程中其中再生型颤振最为常见。颤振时，工件表面出现螺旋纹。依螺旋纹的变化可将镗削颤振过程分为无颤振阶段、颤振开始阶段、颤振发展阶段、颤振充分阶段。在颤振开始阶段，工件加工表面开始出现细小的螺旋纹；颤振发展阶段螺旋纹逐渐加深，至颤振充分阶段螺旋纹深度稳定下来。 实验研究表明加工过程中颤振的发展过程有以下特点： (1)颤振波形类似于谐振波，幅值的增长是一个渐变的过程； (2)振动频率随颤振的发展，逐渐稳定到接近系统的固有频率。此时振动频率由宽带随机过程转变为窄带随机过； (3)当振动频率稳定到系统的固有频率时，振动幅值尚未达到充分颤振阶段的幅值。在颤振幅值达到充分颤振阶段前约有 400ms 至 600ms 或更长，这就给快速在线预报和控制镗削过程中的颤振提供了识别和反馈控制的宝贵时间。 5 2.2 再生颤振系统 图 2-1 机床切削系统 机床切削系统是由承受切削力的变动而产生振动位移的机床结构和由于刀具 与工件之间的振动位移而产生交变切削力的切削过程组成的，如图 2-1 所示。 在切削过程中， F(t)作用在机床结构上产生振动位移 X(t)；而另一方面 X(t)又引 起瞬间切削厚度变化，而这一变化又会反过来引起切削力 F(t)变化。因此，切削 过程即相当于反馈机构，它按照振动位移来控制激振力，从而实现位移反馈。还 必须看到，瞬间切削厚度不仅与刀刃在当时的振动位移有关，而且还与工件在上 一圈时的振动有关，由此可见，这里存在振动位移的延时反馈。 在平稳切削条件下，工件表面的一层金属被均匀地切下，此时切削力 F0 为 一恒量，此力作用在机床结构上，引起恒定的变形 X0；而恒定的 X0 又反过来保 证切削厚度不变。从理论上讲，如果没有外界干扰的话，此平稳切削过程似乎可 以一直进行下去。可是在实际加工过程中存在很多这样或那样的扰动，因此上述 平稳切削过程注定要受到扰动。如果受扰后，切削过程仍能回复到平衡状态，则 切削过程是平稳的；如果切削过程愈来愈远离平衡状态，则切削过程是不稳定的 。 现假设在切削过程中突然受到某一个干扰产生，例如，刀刃碰到工件材料中 的某一个硬质点，使切削力立即获得了一个动态的增量 F(t)，而 F(t)作用在 机床结构上，引起振动 X(t)，后者又改变了瞬间切削厚度，从而引起切削力的二次变化，在一定的条件下我们发现周转一次以后，切削力的变化增加了；同理， 再转一周之后，切削力有增加了，如此周而复始， F(t)及 X(t)不断上升，终于 形成了强烈的自激振动，我们把切削过程中的这类自激振动称为“再生颤振”。 6 2.3 系统切削过程动态模型 图 2-2 切削过程力学模型 在切削加工状态下，由于再生效应，考虑正交切削情况，刀具与工件之间的振动为x(t)，刀具所受动态切削力 f (t)，如图 2-2 所示，其运动微分方程为： (2-1) 如果动态切削厚度的变化比较小，则动态切削力 f (t)可以表示为 (2-2) 式中 b 切削宽度 (mm) kd 动态切削力系数（ N/mm2） T 相邻两次切削振动波纹的滞后时间（ s） 我们仍考虑 x(t)为等幅的谐波的情况，即稳定与不稳定之间的临界状态。 (2-3) 于是，有 (2-4) 式中 相邻两圈刀刃波纹之间的相位差（ rad) =T = /n n 工作的转速 ( r/s ) 将（ 2-4）、（ 2-3）代入（ 2-2），可将式 (2-2)整理为 (2-5) 此式明确表示激振力受到振动位移与振动速度的控制，我们再一次证明了位移的延 7 0sin FileRead Input From菜单将载荷文件读入 ANSYS模型数据库，即可将载荷文件中各时刻的载荷作为 ANSYS的载荷子步旋加到相应的节点上。 3.3.1 减振镗杆模型的参数化分析 利用有限元分析软件对减振系统的参数进行频域内的优化，求出系统的最优参数，从而保证系统在整个频域内都有一个好的减振效果。 3.3.2 减振系统当量刚度的确 对有减振腔但没加减振单元的多柔体动力学模型进行时域内的分析，分析时加在刀刃上的力为 1N。这时所取镗杆研究点处的位移量为 单位力作用下的位移，根据刚度的定义，系统在研究点处的当量刚度为该位移的到数。由分析结果可得系统研究点处在 lN作用力下的位移为 1.0593E-6（ m），则系统在研究点处的当量刚度 k1=9.4429E5（ N/m）。 3.3.3 减振系统固有频率的求取 对有减振腔但没加减振单元的多柔体动力学模型进行频域内的分析，由分析的结果可得到，系统在幅值最高点的频率为 f=106(Hz)。因此，系统的固有频率 fn 21 =665.68（ rad/s）。 3.3.4 减振系统的当量质量的确定 由公式 ，可求得简化系统的当量质量 = 2.13kg。 3.3.5 系统参数的确定 首先通过 求得 =0.2。再由公式（ 4-5）、（ 4-6）可求出最佳阻尼 21.0op、最佳固有频率比 83.0op， 3。根据式中对最佳阻尼比和最佳固有频率比的定义式，通过计算可求得 c=70.18、 k2=1.311E5。这样，仿真所需的初始参数就全部确定了。 3.4 模型在频域内的仿真结果 对没有加减振单元的实心镗杆进行频域内的仿真， 分析时加在刀刃上的力为 1N。这时所取镗杆研究点处的位移量为单位力作用下的位移，根据刚度的定义，系统在研究点处的当量刚度为该位移的到数。 由仿真的结果可得系统研究点处在 lN作用力下的位移为 1.0593E-6（ m） ,则系统在研究点处的当量刚度 k1=9.4429E5（ N/m）。 再对没有加减振单元但有减振内孔的镗杆模型进行频域内的仿真， 分析结果如图3-6所示。 19 图 3-6 空心镗杆幅频响应曲线 从分析的结果可得到，系 统在幅值最高点的频率为 f=106（ Hz）。因此，系统的固有频率1 2 6 6 5 . 6 8 ( / )n f r a d s。 最后对有减振单元的减振系统进行频域内的仿真。 仿真的结果如图 3-7、图 3-8、图3-9所示 图 3-7 实心镗杆幅频响应曲线 20 图 3-8 减振镗杆幅频响应曲线 图 3-9 各种镗杆幅频响应曲线 21 从分析的结果可以求得如表 3-2所示的不同类型的镗杆模型在整个频域内的最大响应幅值和这时所对应的频 率。 表 3-2 最大响应幅值 （ dB） 对应的频率 （ Hz） 没有加减振单元的实心镗杆 -37.796 94.7144 没有加减振单元但有减振内孔的镗杆 -38.2002 105.9487 有减振单元的动力减振镗杆 -55.2677 112.9568 从仿真分析所得的数据和对各种模型在整个频域内的幅值响应的对比可得到如下结论：镗杆杆体的减振内孔使镗杆的固有频率有所提高，加了减振单元的减振镗杆在整个频域内的最大振动幅值大大地减小了。 22 结论与展望 机床切 削系统的稳定性主要决定于系统机构的刚性以及抵抗颤振的能力，结构动态性能的优劣直接影响了切削系统的稳定性。本课题主要针对镗削系统的颤振抑制，动态性能做了研究 。 本文对动力减振镗杆进行了结构设计，并建立了系统的运动方程。通过用传统的力学方法和数学知识对方程的求解，从理论上为设计模型初始参数的选择奠定了基础。通过有限元分析软件为减振镗杆结构参数的实际设计提供了参考依据。通过对镗杆模型的仿真分析，验证了动力减振镗杆的减振效果。 通过对运动方程的求解和对镗杆模型的仿真及参数化分析，得到以下结论： 1、减振块的质量越大， 减振效果越好，但动力减振镗杆的结构特点限制了减振块体积的上限。因此在设计减振块时，应选择密度大的材料，并在尽量使减振块体积比较大的情况下合理选择减振腔的结构。 2、在阻尼系数一定的情况下，选择合适的弹簧刚度系数，使刀刃在频域内的跳动量曲线的两个极值点相等，这时的减振效果是最好的。 3、在弹簧刚度系数一定的情况下，刀刃在频域内的最大跳动量并不总是随着阻尼系数的增大而减小的。当阻尼系数为零时跳动量非常大。 4、镗杆杆体的减振内孔使镗杆的固有频率有所提高，加了减振单元的减振镗杆在整个频域内的最大振动幅值大大地减小 了。 23 致谢 作为一个本科生的毕业设计，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方，如果没有导师的督促指导，以及一起工作的同学们的支持，想要完成这个设计是难以想象的。 本课题的研究是在张高峰老师的悉心指导下完成的，在这期间张老师给了我很多相关知识技术的指导和帮助以及无微不至的关怀。张老师渊博的学术知识，刻苦钻研的精神使我受益非浅。除了敬佩张老师的专业水平外，他的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。同时也感谢我的同学对我无私的帮助，特别 是在软件的使用方面，正因为如此我才能顺利的完成设计。再次对你们说一声：谢谢了！ 24 参考文献： 1 成大先 .机械设计手册 M.北京：化学工业出版社 ,2002 2 刘松主编 .有限元分析在镗杆设计中的应用 M.北京：机械工业出版社 ,2006 3 傅志方 .振动模态与参数识别 M.北京：机械工业出版社 ,1990.9 4 王守信，董绍华等 .铣床振动模态分析研究 N.内蒙古：内蒙古民族师范学院学报， 1995.5 5 廖念钊主编 .互换性与技术测量 M.北京：中国计量出版社， 1998 6 王先上 .车床振动的自动控制 N.北京：机械工程学报 ,1986 7 张杰斌，张涌 .减振原理在镗杆上的应用 M.北京：机械工业出版社 ,2004.11 8 郭长城 .应用减振器控制振动的两个实例 M.北京：机械工业出版社 ,2005.10 9 王民等 .切削系统可变刚度结构及其颤振控制方法的研究 N.北京：机械工程学报 ,2002 10 王世龙，王丽娜 .提高镗杆刚度的一种措施 N.吉林：吉林工学院学报， 1999 11 陈晓霞 .ANSYS7.0 高级分 析 M.北京：机械工业出版社 ,2004 12 李启堂，胡荣生 .动力吸振器在镗杆中的应用 M.北京：机械工业出版社 ,1997 25 附件 I 英文文献翻译 在精镗中提供稳定高频振动的摩擦阻尼器 Evita Edhi, Tetsutaro Hoshi 摘要 在精镗过程中防止发生超过 10000Hz的高频振动而造成刀具寿命降低问题的摩擦阻尼器已研制成功。新阻尼器结构简单，它由一个联接在主振动结构上的附加质量与一小块永久磁铁构成。 其原理是简单的 ， 利用 库仑 力 和粘性摩擦 将振动能 量 消散在阻尼器和主振动结构 的接口之间。阻尼器对高频也有效，因此无需调谐，本文首先介绍了一种在精镗中消除高频颤振的摩擦阻尼器的典型设计，其有效性由切削试验得以证明，并保证刀尖的正常 寿命。 对这种新型 阻尼 器 基本 原理的 理解 在 理论和实验分析 中得以介绍。在镗削过程中这种新型 阻尼 器能够有效的防止 超过 5000 赫兹 的 颤振。 关键词 高频振动 摩擦阻尼器 精镗 1、 引言 先前有研究报告称精镗中出现超过 10000 赫兹的高频颤振。这种频率首先发现于留在切削表面的振纹上，然后在切削实验中直接使用激光位移计测量得到进一步的证实。从镗刀的自然弯曲振动以及自我激发的切削过程中的动力学再生效果、内调制虚部的影响和 x-y 方向的循环发现了这种颤振。本研究的目标是防止这种颤振振动的发生。 预防切削颤振的有效措施可能是通过提高刀具系统的阻尼能力。阻尼能力是通过以下方面产生的：（ 1）包含在刀具系统接口处的某些微量滑动；（ 2）在晶界滑移内部振动引起的阻尼损耗（内耗）；（ 3）在主振动结构和振动阻尼器接口处的摩擦。许多研究人员对不同类型的用以防止颤振振动，并提高镗刀或其他切削操作稳定性的阻尼器进行了研究。 该阻尼器已不是传统阻尼器的动态特性或冲击特性了 ，动态阻尼器包括额外的弹簧质量子系统，通过调节系统的固有频率，使之与主体结构相匹配。一般动态阻尼器设计包括任意方向的滑动或内部摩擦耗能的弹性材料。弹性阻尼器由一个或多个的自由移动机构组成，其原理是利用自由移动体撞击主体结构来耗散颤振能量。阻尼器受一定的速度影响才能有效的发挥其功能，因此不能适用于抑制低频振动。近来有报道一种动力与摩擦混合阻尼器，并发现它能有效地抑制低频振动。 本文中所设计的阻尼器必须能有效地抑制高达 10000 赫兹的高频率颤振，而且它的设计受到镗刀本身的工作空间及其自身大小的限制。它最完美的地 方就是不需要调整。该阻尼器在本研究提出一个大规模隶属永磁结构的概念。 26 本研究的目的是为了分析抑制高频振颤阻尼器的有效性及其阻尼特性。 为了实现这一目标，已进行一个类似于抑制精镗中高频颤振的切削试验以及理论和实验的能源阻尼耗能分析。 2、镗刀测试和阻尼器结构的构想 根据研究，在精镗中原本有一个高频颤振问题，镗刀本身包括一个直径分别为 13毫米和 20 毫米的长悬臂杆和法兰。在杆的一端有一直径为 5.5 毫米的小孔，以适应 5毫米或孔径更小的阻尼器。该孔的位置选择在径向方向，因为我们已经知道高频振动在X-Y方向循环。当镗刀 空转时，阻尼器被孔壁的离心力推动但可以再径向方向自由移动。上限用以保护运行中的阻尼器。 该阻尼器的有效性已经通过了检测并准备和其他镗刀做比较。 用作比较的工具之一具有相同直径的长悬臂杆即直径为 13 毫米，但其延伸超出了前沿 10毫米并产生约 5000 赫兹的颤振振动。其他与之比较是 16 毫米直径悬臂式镗刀，将以更大的长径比产生较低频率的颤振振动。 新型摩擦阻尼器的基本结构是一个附加质量和永久磁铁的组合，其中质量平面平行于主结构的振动方向。磁铁可以是不可分割的或者是可分割的都行。另一部件，垫片，可以插入到永久磁铁和主要 结构之间，其目的是控制电磁力的大小。新型摩擦阻尼器在抑制高频振动的有效性已得到积极评价。 3.实验方法 为了验证该阻尼器控制颤振的有效性，并保证正常的刀具磨损和表面粗糙度，切削试验将与其设计尺寸一样，与 13 毫米直径的钻孔工具配合使用。这样的话，镗刀安装在一个卧式加工中心的主轴上，通过设置调整孔直径以自动控制刀尖径向位置。 将内表面是由旋转刀具镗加工的环型工件准备好。工件的材料是 SCM420H 合金钢，淬火至硬度为 313 332HBS，外径为 25mm，内径为 14.72 0.05mm，长度为 15mm。工件由专门设计的 具有足够硬度的夹具装夹。 切削试验是在标准条件下进行的，切削速度为 130m/min，进给量为 0.03mm/rev,背吃刀量为 0.14mm，切削过程中不使用任何切削液。一种新的尖端技术在加工过程中不断调整加工条件。每个试验重复两次，其中一次在镗刀系统中安装阻尼器，而另一次不安装。刀具材料用的是非涂层 TiC 金属陶瓷，其轴向前角为 -50，径向前角为 -150，刀尖圆弧半径为 0.4mm。 对于直径为 16毫米的工件振动的测量，准备用另一个安装程序将环行工件的外表面固定。这样的话，工件被夹紧使测试在一对立式加工中心机床基 板上举行。环行工件和机床主轴一同旋转。 27 4.摩擦阻尼器的机理分析 4.1 理论分析 振动的产生，一旦达到一定的振动幅度，阻尼器将开始滑动，由此引起阻尼器的主体结构和界面的摩擦，从而耗散振动能量，并防止振幅不断增大甚至超出极值振幅。 4.2 实验分析 为了确定该假设库仑 力 和粘性摩擦 的区别 ， 一个主体结构模型振动的两个理论模型的有效性监测了二者的不同状况，并激发了电动式激振器外部。用作主体结构的是一直径为 16毫米的悬臂钢梁，它和原长为 170mm 的镗刀具有相似的设计，其二阶弯曲频约能达到 5700Hz。在检测梁的端部振动 时将使用微型加速度测量计。阻尼器主体结构的顶部有一磁铁，并通过此处与油管口相接。 首先采用随机激励确定主体结构的固有频率。然后是应用在正弦激励变幅的动力输入 f 至 z 微调周围随机激励确定固有频率。与此同时，用 FFT 分析仪分析振幅在主体结构出的响应差异。 激发 各 周期能源供应量的正弦振动是从测量 f时开始的 ，计算如下 当 x 是降低阻尼器或与供油接口相连接时，主体结构的振幅也降低了