外文翻譯--車床主軸系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)分析 中文版

1、<p>　　畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)外文資料翻譯</p><p>　　原 文 題 目： </p><p><b>　　原 文 來 源：</b></p><p>　　學(xué) 生 姓 名：

2、 </p><p>　　學(xué) 號： </p><p>　　所在院(系)部： 工業(yè)中心 </p><p>　　專 業(yè) 名 稱： 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及自動(dòng)化 </p><p>　　車床主軸系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)分析</p><p>　　GUO Rui(郭瑞)，JANG Su

3、ng·Hyun,CHOI Young-Hyu</p><p>　　韓國機(jī)電一體化昌原國立大學(xué)</p><p>　　中南工業(yè)大學(xué)出版社和施普林格出版社柏林海德堡2011出版</p><p>　　摘要：分析引起的主軸系統(tǒng)出現(xiàn)的重力不平衡扭矩的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的原因</p><p>　　當(dāng)被加工重型工件有10個(gè)自由度集總參數(shù)模型，機(jī)器T001主軸

4、系統(tǒng)做齒輪傳動(dòng)。通過使用Matlab中的基本方法和龍格 - 庫塔法，特征值問題得到解決并獲得檢查純扭轉(zhuǎn)振動(dòng)響應(yīng)。結(jié)果表明，該主軸系統(tǒng)不能在操作所需的恒定的旋轉(zhuǎn)速度下工作，重力不平衡，因此可能導(dǎo)致在加工不良的情況下影響準(zhǔn)確性。在這些主軸轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，無限接近的諧振頻率的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)增加，從而所述主軸系統(tǒng)不能正常運(yùn)行。</p><p>　　關(guān)鍵詞：齒輪傳動(dòng);不平衡工件;重力不平衡力矩;扭轉(zhuǎn)振動(dòng);主軸系統(tǒng)</p>

5、<p><b>　　1引言</b></p><p>　　當(dāng)一個(gè)車床加工重工件將會(huì)擾亂重量,諸如加工曲軸。其主軸系統(tǒng)中期望的恒定旋轉(zhuǎn)速度不能變化，因?yàn)椴黄胶饬νǔＴ诠ぜ庸r(shí)產(chǎn)生 為了保持恒定操作速度對重力的不平衡扭矩。通常控制電動(dòng)機(jī)的主軸系統(tǒng)通過除了主驅(qū)動(dòng)馬達(dá)的齒輪傳動(dòng)，還由控制電機(jī)產(chǎn)生的靜態(tài)預(yù)轉(zhuǎn)矩的一半不平衡力.所以其至少可以補(bǔ)償工件的扭矩在主軸的變化，工件造成旋轉(zhuǎn)速度的變化

6、可能導(dǎo)致對加工精度不良或更壞的影響。</p><p>　　最近，有關(guān)車床的主軸系統(tǒng)，齒輪傳動(dòng)的扭振出現(xiàn)一些顯著的研究。特別是SARAVANAN等的專著[1]，GAO和HAO的[2]，YUAN的[3]，集中對造成的不平衡扭轉(zhuǎn)振動(dòng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)方面的一些顯著的研究;CHEN等人[4]，Hsieh等人[5]，和HUAN的[6]已經(jīng)研究了耦合扭轉(zhuǎn)振動(dòng); LEES[7]，PATEEL和DARPE[8]，以及NEUGBAUER等

7、[9]已經(jīng)研究的側(cè)向振動(dòng);和Choi等[10]已經(jīng)研究的齒輪傳動(dòng)系統(tǒng);和很多人的研究上的簡化主軸系統(tǒng)的數(shù)學(xué)模型[11一15]。</p><p>　　然而，隨著不平衡工件主軸系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)沒有被考慮到在以上主軸系統(tǒng)。所有不平衡工件的主軸系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)將變得更加復(fù)雜在所有研究中，即使驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩恒定，高速操作期間不能應(yīng)用。分析所述扭轉(zhuǎn)振動(dòng)，一個(gè)10自由度集總參數(shù)模型是為使一個(gè)車床不平衡工件齒輪傳動(dòng)主軸系統(tǒng)扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。

8、通過使用Matlab和該系統(tǒng)的特征值問題分析作出通過使用基本方法[16-17]解決，被驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩與重力不平衡扭矩一起得到主軸系統(tǒng)的受迫振動(dòng)響應(yīng)。</p><p>　　通過對兩例計(jì)算的強(qiáng)迫振動(dòng)響應(yīng)的比較：spindie系統(tǒng)和工件不平衡，在由重力引起的主軸的扭振響應(yīng)影響不平衡力矩的問題能夠解決。純扭轉(zhuǎn)速度響應(yīng)的主軸，可加工所有重要的工件能保證準(zhǔn)確度，獲得獲得精度并檢查。</p><p><

9、b>　　2理論振動(dòng)分析</b></p><p><b>　　2.1數(shù)學(xué)建模</b></p><p>　　如圖1所示的從齒輪傳動(dòng)主軸系統(tǒng)的示意圖，一個(gè)10自由度數(shù)學(xué)模型制成，如圖2所示，其中，Ji表示的第i個(gè)等效轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和Kij表示第i個(gè)和第j個(gè)等效轉(zhuǎn)子之間的軸的扭轉(zhuǎn)彈簧剛度。</p><p><b>　　2.2

10、運(yùn)動(dòng)方程</b></p><p><b>　　系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)方程可以</b></p><p><b>　　牛頓的法律</b></p><p>　　其中J代表系統(tǒng)的不同的方法進(jìn)行求解矩陣；T表示系統(tǒng)的輸入轉(zhuǎn)矩向量矩陣</p><p>　　Kt表示扭轉(zhuǎn)剛度系數(shù)矩陣。</p><

11、;p>　　圖1主要的主軸系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖</p><p>　　圖2主要主軸系統(tǒng)的數(shù)學(xué)建模</p><p>　　在Jeqi代表齒輪比；Tm（t）代表驅(qū)動(dòng)電機(jī)的轉(zhuǎn)矩；Tu（t）代表不平衡扭矩；</p><p>　　Tc（t）代表控制電機(jī)的轉(zhuǎn)矩；Zi表示齒輪的齒數(shù)。</p><p><b>　　Ki確定為</b></

12、p><p>　　在Gi代表剪切模量的I軸、Ii代表第i個(gè)慣性截面面積矩軸</p><p>　　Li代表第i軸的長度。</p><p>　　2.3重力不平衡力矩</p><p>　　扭矩測量方法是由應(yīng)變式扭矩傳感器和應(yīng)變儀兩部分組成，由于信號傳輸采用接觸式集流環(huán)，所以稱為滑環(huán)式扭矩測量方法。這種扭矩測量方法結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，能直接與電阻應(yīng)變儀配套

13、使用，因而可以不必配置專用二次儀表，所以在目前一般測量中用得較多。然而，接觸式集流環(huán)最大的問題是，在集流環(huán)中固定部分和旋轉(zhuǎn)部分之間存在著接觸電阻，這個(gè)接觸電阻不是恒定的，而是在較大范圍內(nèi)變化，接觸電阻變化的信號勢必和測量信號混在一起，造成很大的噪聲干擾，故更不適宜使用在高速和大振動(dòng)場合。</p><p>　　圖3 ：6個(gè)插腳曲軸三維模型</p><p>　　引力不平衡力矩的曲柄銷，<

14、/p><p><b>　　Tup可衍生為</b></p><p>　　其中，φi表示第i個(gè)不平衡質(zhì)量的相位角。</p><p>　　純扭角響應(yīng)被定義為，其中θk是運(yùn)動(dòng)角位移</p><p>　　因此，重力的6不平衡扭矩</p><p><b>　　曲柄銷可表示為</b></

15、p><p>　　其中，φ0=π/6和Tupi圓周率表示第i個(gè)曲軸銷的重力不平衡扭矩。</p><p>　　為計(jì)算方便，假設(shè)沒有喪失一般性，期刊的不平衡，Uj，是1％，并在雜志中，Q的回轉(zhuǎn)半徑的錯(cuò)誤，則所得期刊不平衡扭矩3.5％。該可以表示為</p><p>　　其中，Muj代表該雜志的不平衡質(zhì)量;Rui表示不平衡質(zhì)量的半徑，mj表示軸頸的質(zhì)量。</p>&

16、lt;p>　　期刊調(diào)用的偏差扭矩是表示為</p><p>　　這樣所得到的不平衡曲軸扭矩在</p><p>　　這個(gè)系統(tǒng)調(diào)用可以表示為</p><p>　　圖4 6個(gè)不平衡重物的簡化曲軸</p><p><b>　　2.4求解運(yùn)動(dòng)方程</b></p><p>　　2.4.1特征值解決方案&l

17、t;/p><p>　　為解決特征值問題，讓T（t）= O，并假設(shè)墊一個(gè)解決方案，其中θ表示最大振幅和w是頻率，那么系統(tǒng)的自由振動(dòng)方程變?yōu)樘卣髦祮栴}：</p><p>　　為了使剛度矩陣對稱所有的裝備 在公式（4）的比率被假定單元和Jeq1=2．35，</p><p>　　Jeq2=1．89，Jeq3=1．48，Jeq4=1．97，Jeq5=4．25，Jeq6=86．37

18、，</p><p>　　Jeq7=3 612．4（案例1)，Jeq7=7 802．4(案例 2)，Jeq8= 6．63，Jeq9=0．53，Jeqlo=1．01kg.m2；K12=5．4x 106，K23=1．2xlO9，K34=2．5x10 7，K45=5．4xl07，K46=6．4x107，K67=1．3×109，k68=2．4x 107，K89=4．O×107，K90=6．7x 106.

19、</p><p>　　利用Matlab，對于這兩種情況的特征值被確定，如在表1（無工件情況）和表2（有工件的情況下）。</p><p><b>　　表1</b></p><p><b>　　表2</b></p><p>　　2.4.2強(qiáng)迫振動(dòng)響應(yīng)</p><p>　　為了解決

20、上述受迫振動(dòng)的問題，齒輪的齒的數(shù)目給定為Z1=25，Z2=84，Z4=23，z6=84，</p><p>　　z7=24，Z8=141，z9=24，Z10=84，Z11=23，Z12=84 和 Z13=25．</p><p>　　當(dāng)如圖5所示，給出所需的主軸速度輸入，對于情況1和2中的相關(guān)聯(lián)的驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩可以直接確定，如圖6中所示。</p><p>　　圖5所需的主軸速

21、度輸入</p><p>　　圖6在案例1和2的情況下對應(yīng)的主電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)扭矩輸出</p><p>　　圖7示出主軸的角速度響應(yīng)的比較結(jié)束對情況1和2，主軸，Ws所述的純扭速度響應(yīng)被定義為 主軸以恒定的主軸轉(zhuǎn)速的周期的純扭速度響應(yīng)Wd=rad/秒還計(jì)算， 如圖8所示不平衡扭矩，Tu（t）在恒定的主軸轉(zhuǎn)速Wd= 2弧度/秒的情況下，獲得與如圖9所示。</p><p&

22、gt;　　使用相同的解決方法，該主軸的純扭振響應(yīng)是得到的，如圖10所示。</p><p>　　圖7在例1和例2的主軸系統(tǒng)W7的面板計(jì)算出的角速度的對比</p><p>　　圖9合力不平衡力矩，Tu（t） 恒定主軸轉(zhuǎn)速達(dá)期間Wd=2弧度/秒</p><p>　　從圖8所示的心軸的計(jì)算純扭速度響應(yīng)判定，如果重力不平衡扭矩接合操作,主軸系統(tǒng)不能得到所希望的恒定轉(zhuǎn)速，<

23、;/p><p>　　在如圖10的無限靠近主軸速度對應(yīng)于系統(tǒng)諧振頻率而與其它主軸轉(zhuǎn)速主軸的純扭速度響應(yīng)的主軸增加純扭速度響應(yīng)不能忽視。</p><p>　　圖10為響應(yīng)主軸Wp的純扭轉(zhuǎn)振動(dòng)</p><p><b>　　3結(jié)論</b></p><p>　　1，車床的不平衡工件主軸系統(tǒng)只要重力不平衡扭矩被接合就不能在所希望的恒定轉(zhuǎn)

24、速操作。</p><p>　　2，無限接近對應(yīng)于系統(tǒng)諧振頻率的主軸速度的主軸增加純的扭轉(zhuǎn)速度振幅，那么主軸系統(tǒng)將不能以這些速度正常運(yùn)行。</p><p>　　3，主軸的純扭振不能在其他主軸速度范圍被忽略，所以它可能會(huì)導(dǎo)致加工精度的不良影響。</p><p><b>　　參考</b></p><p>　?。?）SARANA

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