減振鏜桿的有限元分析,減振鏜桿,有限元分析 湘潭大學興湘學院畢業(yè)論文 題 目： 減振鏜桿的有限元分析 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 號： 2006183830 姓 名： 劉 振 興 指導教師： 張 高 峰 完成日期： 2010年5月30日 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)設計說明書 題 目： 減振鏜桿的有限元分析 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 號： 2006183830 姓 名： 劉 振 興 指導教師： 張 高 峰 完成日期： 2010年5月30日 目錄 中文摘要 1 英文摘要 1 第1章 減振鏜桿的國內外研究水平和發(fā)展趨勢 1 第2章 顫振的機理及穩(wěn)定性分析理論 3 2.1 再生顫振的機理 3 2.2 再生顫振系統(tǒng) 4 2.3 系統(tǒng)切削過程動態(tài)模型 5 2.4 鏜削過程穩(wěn)定性分析理論與穩(wěn)定性圖 7 第3章 減振鏜桿的動力學模型 12 3.1 減振鏜桿的設計 14 3.2 減振鏜桿模型的分析 16 3.3 在ANSYS程序中進行應力應變分析 18 3.4 模型在頻域內的仿真結果 18 結論與展望 22 致謝 23 參考文獻： 24 附件I 英文文獻翻譯 25 附件II 英文文獻原文 28 減振鏜桿的有限元分析 摘要：介紹了深孔鏜削加工過程中產生振顫的機理,建立了減振鏜桿的動力學模型。論述動力減振鏜桿的工作原理，通過簡化動力學模型建立微分方程。在理論基礎上通過實驗分析動力減振鏜桿的減振效果和動態(tài)性能，并測定其最佳狀態(tài)下的性能參數(shù)。試驗結果確定了動力減振器的減振特點，為實際生產加工給出參考。 關鍵詞：減振鏜桿 深孔鏜削 性能參數(shù) 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 system’s 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 第1章 減振鏜桿的國內外研究水平和發(fā)展趨勢 在機械生產過程當中，切削系統(tǒng)的加工精度及穩(wěn)定性很大程度上取決與結構的剛度和切削過程中顫振對其產生的影響，剛性不足和顫振的產生不僅制約了切削系統(tǒng)在加工過程中的切削效率，而且還會在加工工件的表面留下振紋，影響加工精度。切削顫振是金屬切削過程中刀具與工件之間產生的一種十分強烈的相對振動，其產生的原因和發(fā)生、發(fā)展的規(guī)律與切削加工過程本身及金屬切削系統(tǒng)動態(tài)特性都有著內在的本質聯(lián)系，影響因素很多，是一個非常復雜的機械振動現(xiàn)象。 深孔鏜削過程中刀具通常會產生振顫。加工過程中產生的振動按產生原因分為自由振動、受迫振動和自激振動。其中自由振動是由于初始系統(tǒng)受外界的干擾所致,屬于阻尼衰減振動;受迫振動是由于轉動部件的自身缺陷產生的,可以通過刀具的振動頻率找到可疑振動源。自激振動又分為:初始振動和再生振動,初始振動是由于刀具本身的固有頻率與加工系統(tǒng)中的某個工作頻率相同而產生的共振;再生振動是在連續(xù)加工過程中切削表面的不連續(xù)性產生的。 在機械加工中內孔加工是所占比例較大的一種重要的加工方法，約占整個加工工作量的1／4，而深孔加工又在內孔加工中占有很大的比例，所以深孔加工問題是否解決好，將會直接影響機器產品的生產進度和產品質量。特別是在重型機器制造業(yè)中，能否掌握它，運用自如，將會對生產有著決定性的影響，也影響到機器產品的質量。而深孔加工中最常見的疑難問題就是細長車刀和鏜桿的長徑比不夠或動剛度不夠，從而不能滿足被加工工件的要求。 一般情況下,影響金屬加工表面的質量因素有機床本身、刀具、被加工工件以及其他的外界干擾等。刀具方面的因素主要是刀具的動剛度和幾何參數(shù)。對于一般的刀桿,在長徑比超過4 倍時刀具本身將產生振顫,使得加工無法進行。鏜孔加工與一般的軸類加工有所區(qū)別。一般的車床車削軸類零件時,為了使刀具的剛度達到要求,并保證加工的質量,刀具的形狀可以選擇得比較粗、短。但是鏜削加工通常在預先鉆好或者鑄好的孔上進行,刀具是在被加工零件內,刀具的尺寸和形狀都要受到一定限制,造成了刀具的剛度較低,在一定力的作用下,刀桿的彎曲程度主要取決于刀桿的靜剛度,而刀桿的振顫幅度和頻率取決于刀桿的靜剛度和動剛度。 減小刀桿懸伸長度和增加刀桿的直徑對于減小刀桿的變形量是有利的。但是受加工工件尺寸的限制,改變這兩個參數(shù)是不現(xiàn)實的。另外,通過減小切削量來降低切削力也可以達到減小刀桿變形量的目的,但這樣勢必會導致生產效率的下降,而且在某些情況下,即使減小切削力也不能達到加工要求。為解決此類問題，本文采用內置式動力減振結構的防振鏜桿，它可以在造價相對比較低的情況下，實現(xiàn)較大長徑比。在機械加工中，利用減振鏜桿，可以提高表面加工質量，大大提高工作效率，特別是在深孔加工中運用此減振鏜桿，對提高內表面質量以及加快切削速度都會有很大的幫助。 減振鏜桿在機械行業(yè)的研究中，已經有很長的歷史了，但減振鏜桿的研究和發(fā)展是比較緩慢的。到目前為止，世界上只有為數(shù)不多的幾家廠商能生產出性價比較好的產品。目前市場上流行的各種減振鏜桿主要以國外產品為主，比如瑞典的山特維克，美國的肯納，在我國由于試驗，調試過程的復雜，尚沒有相關的成熟產品上市。 在國外，日本三菱公司和東芝公司已經有系列化的產品。三菱公司的設計思想是減輕鏜桿的頭部重量，從而使鏜桿的動剛度在很大程度上得到改良舊。從材料力學的角度進行分析可以知道，這種刀具利用了細長杠桿的端部應力的邊緣效應，即杠桿端部受垂直于杠桿的作用力時，杠桿端部靠上的那部分的內應力比較小，因此可以忽略不計。當鏜桿頭部所受的作用力偏離中心時，頭部遠離作用力的部分內應力比較小。所以當鏜桿受到偏心力時，刀頭的那兩部分可以切掉一些，這樣不僅鏜桿頭部的重量減少了很多，而且靜剛度的減少量也較小，同時鏜桿的動剛度在很大程度上的得到了改良。但是應當指出這種處理辦法還存在很多的問題，其主要問題是采用頭部切除法有很大的局限性，即其長徑比不能達到太大。 東芝公司的減振鏜桿是在刀具的兩邊平行的切掉一部分，再用剛度和強度大的材料嵌在兩邊，從而提高鏜桿的靜剛度。這種鏜桿的原理簡單，其鑲嵌在桿兩側的硬質材料和刀體粘結程度是影響鏜桿質量的關鍵因素。同時由于受到兩條加固材料的剛度、厚度和它與桿體粘結的緊密程度的影響，因此長徑比的值也受一定的局限。 美國Kenametal公司生產的減振鏜桿(最大長徑比L/D=8)主要是采用特殊的材料制成，也屬于提高鏜桿靜剛度的一種。 瑞典Sandvik公司的減振鏜桿(最大長徑比L/D=16)是目前最先進的鏜桿，它所采取的方法是給鏜桿加內置減振器。這雖然提高了鏜桿的動剛度，但也有它的局限性，例如減振塊的密度不可能太大，阻尼器的壽命嚴重地影響這種鏜桿的使用壽命． 國內的一些減振鏜桿很多都處于研究階段，采用的大多是增加鏜桿靜剛度的方法，例如在桿體的芯部鑲入硬質合金等。但是大部分的減振措施都是在工藝上進行改良或是在加工過程中采用一些技巧。 到目前為止，國內的工具廠商還沒有在減振鏜桿的制造方面有大的進展，特別是在制造長徑比比較大的鏜桿方面，而且對內置式減振鏜桿的開發(fā)工作也還很少。 第2章 顫振的機理及穩(wěn)定性分析理論 2.1 再生顫振的機理 現(xiàn)代的顫振理論指出，顫振是一種氣動彈性動力不穩(wěn)定的現(xiàn)象。鏜削顫振是氣流中的運動的鏜削加工設備和工件在空氣動力、慣性力和彈性力的相互作用下形成的一種自激振動。低于顫振速度時，振動是衰減的；等于顫振速度時，振動保持等幅值；超過顫振速度時，在多數(shù)情況下，振動是發(fā)散的，在三種情況下都能影響到鏜削加工工件的表面拋光度，影響加工質量和效率。 顫振的類型主要分為再生型、耦合型、摩擦型。不同顫振類別有它各自不同的激振機理，因而也就有不同的消振減振方法。從實際解決現(xiàn)場生產中發(fā)生的機械加工振動問題考慮，正確識別機械加工振動的類別是十分重要的。一旦明確了現(xiàn)場生產中發(fā)生的振動主要是屬于哪個類型的顫振，便可有針對性地采取相應的消振減振措施，使振動減小到許可的范圍內。 從簡化分析考慮，在研究切削加工顫振問題時，多數(shù)學者選用的動力學從簡化分析考慮，在研究切削加工顫振問題時，多數(shù)學者選用的動力學模型都是線性動力學模型，即假設慣性力與振動加速度呈線性關系變化，阻尼力與振動速度呈線性關系變化，彈性恢復力與振動位移呈線性關系變化，且假設動態(tài)切削力也與振動響應呈線性關系變化。根據(jù)線性動力學模型求得的振動解與實際測量所得到的振動響應往往差別較大，這說明實際加工系統(tǒng)不都是線性系統(tǒng)。對于非線性顫振理論的研究工作只是剛剛開始，尚不夠系統(tǒng)深入。在非線性顫振理論的研究工作達到完全可以被理解的程度之前，人們所提供的振動控制技術不能認為是十分完善的。 再生顫振是一種典型的由于振動位移延時反饋所導致的動態(tài)失穩(wěn)現(xiàn)象也是金屬切削機床發(fā)生自激振動的主要機制之一。在鏜削過程中其中再生型顫振最為常見。顫振時，工件表面出現(xiàn)螺旋紋。依螺旋紋的變化可將鏜削顫振過程分為無顫振階段、顫振開始階段、顫振發(fā)展階段、顫振充分階段。在顫振開始階段，工件加工表面開始出現(xiàn)細小的螺旋紋；顫振發(fā)展階段螺旋紋逐漸加深，至顫振充分階段螺旋紋深度穩(wěn)定下來。 實驗研究表明加工過程中顫振的發(fā)展過程有以下特點： (1)顫振波形類似于諧振波，幅值的增長是一個漸變的過程； (2)振動頻率隨顫振的發(fā)展，逐漸穩(wěn)定到接近系統(tǒng)的固有頻率。此時振動頻率由寬帶隨機過程轉變?yōu)檎瓗щS機過； (3)當振動頻率穩(wěn)定到系統(tǒng)的固有頻率時，振動幅值尚未達到充分顫振階段的幅值。在顫振幅值達到充分顫振階段前約有 400ms 至 600ms 或更長，這就給快速在線預報和控制鏜削過程中的顫振提供了識別和反饋控制的寶貴時間。 2.2 再生顫振系統(tǒng) 圖 2-1 機床切削系統(tǒng) 機床切削系統(tǒng)是由承受切削力的變動而產生振動位移的機床結構和由于刀具與工件之間的振動位移而產生交變切削力的切削過程組成的，如圖 2-1 所示。 在切削過程中，F(xiàn)(t)作用在機床結構上產生振動位移 X(t)；而另一方面 X(t)又引 起瞬間切削厚度變化，而這一變化又會反過來引起切削力 F(t)變化。因此，切削 過程即相當于反饋機構，它按照振動位移來控制激振力，從而實現(xiàn)位移反饋。還 必須看到，瞬間切削厚度不僅與刀刃在當時的振動位移有關，而且還與工件在上 一圈時的振動有關，由此可見，這里存在振動位移的延時反饋。 在平穩(wěn)切削條件下，工件表面的一層金屬被均勻地切下，此時切削力 F0 為 一恒量，此力作用在機床結構上，引起恒定的變形 X0；而恒定的X0又反過來保 證切削厚度不變。從理論上講，如果沒有外界干擾的話，此平穩(wěn)切削過程似乎可 以一直進行下去?？墒窃趯嶋H加工過程中存在很多這樣或那樣的擾動，因此上述 平穩(wěn)切削過程注定要受到擾動。如果受擾后，切削過程仍能回復到平衡狀態(tài)，則 切削過程是平穩(wěn)的；如果切削過程愈來愈遠離平衡狀態(tài)，則切削過程是不穩(wěn)定的 。 現(xiàn)假設在切削過程中突然受到某一個干擾產生，例如，刀刃碰到工件材料中 的某一個硬質點，使切削力立即獲得了一個動態(tài)的增量F(t)，而F(t)作用在 機床結構上，引起振動 X(t)，后者又改變了瞬間切削厚度，從而引起切削力的二次變化，在一定的條件下我們發(fā)現(xiàn)周轉一次以后，切削力的變化增加了；同理， 再轉一周之后，切削力有增加了，如此周而復始，F(xiàn)(t)及 X(t)不斷上升，終于 形成了強烈的自激振動，我們把切削過程中的這類自激振動稱為“再生顫振”。 2.3 系統(tǒng)切削過程動態(tài)模型 圖2-2切削過程力學模型 在切削加工狀態(tài)下，由于再生效應，考慮正交切削情況，刀具與工件之間的振動為x(t)，刀具所受動態(tài)切削力f (t)，如圖2-2所示，其運動微分方程為： (2-1) 如果動態(tài)切削厚度的變化比較小，則動態(tài)切削力f (t)可以表示為 (2-2) 式中b—切削寬度(mm) kd—動態(tài)切削力系數(shù)（N/mm2） T—相鄰兩次切削振動波紋的滯后時間（s） 我們仍考慮x(t)為等幅的諧波的情況，即穩(wěn)定與不穩(wěn)定之間的臨界狀態(tài)。 (2-3) 于是，有 (2-4) 式中 — 相鄰兩圈刀刃波紋之間的相位差（rad) =T=/n n —工作的轉速( r/s ) 將（2-4）、（2-3）代入（2-2），可將式(2-2)整理為 (2-5) 此式明確表示激振力受到振動位移與振動速度的控制，我們再一次證明了位移的延時反饋相當于速度和位移的延時反饋。 將式（2-5）帶入（2-1）得 (2-6) 我們得到一個單自由度系統(tǒng)自由振動的運動方程，其剛度系數(shù)與阻尼系數(shù)由兩部分組成，一部分是機床結構本身的剛度與阻尼，而另一部分則是由于位移延時反饋，即再生效益造成的切削過程的等效剛度與等效阻尼。 由1-cos0，且通常有 kdb(1-cos)﹤﹤k，即切削過程的等效剛度為正，且遠小于機床結構本身的剛度。由此看來，等效剛度只可能使系統(tǒng)的總剛度略有增加，對系統(tǒng)的特性并無本質影響。 可是另一方面，等效阻尼kdbsin卻有可能使整個切削系統(tǒng)失去動態(tài)穩(wěn)定性。首先，當=180～360時，等效阻尼kdbsin是負的。其次，如果切削寬度b又足夠大，則可使c+ ,即系統(tǒng)的總的阻尼成為負的從而發(fā)生自激振動。 圖2-3再生顫振系統(tǒng) 根據(jù)以上分析，可得再生顫振系統(tǒng)的較為詳細的框圖，如圖2-3所示。 2.4 鏜削過程穩(wěn)定性分析理論與穩(wěn)定性圖 再生型顫振是切削系統(tǒng)機械結構和切削過程相互作用的結果。在膛削加工中，系統(tǒng)的結構動態(tài)特性與其他金屬切削加工系統(tǒng)相比較為簡單。它是由工件、刀桿和機床組成的機械結構系統(tǒng)，鏜桿在整個系統(tǒng)中以懸臂粱狀態(tài)出現(xiàn)，特別是在長徑比比較大的情況下，其剛性相對較差，加工時更容易引起顫振，這樣就使得膛桿成為系統(tǒng)結構中剛性最薄弱，最影響加工質量的環(huán)節(jié)。另外，作為懸臂梁結構，鏜削加工中顫振多發(fā)生在鏜桿的最低固有頻率附近。因此，對于鏜削穩(wěn)定性的研究重點就放在鏜桿自身的動態(tài)性能研究上了，可以將鏜桿與整個機械結構的關系簡化為一個單自由度系統(tǒng)，如圖2-4所示。圖中Fa為切削過程中的動態(tài)切削力。 圖2-4鏜桿結構動態(tài)系統(tǒng) m為鏜桿等效集中質量，k為鏜桿等效剛度，C為系統(tǒng)阻尼。利用機械結構動柔度R、來表示系統(tǒng)結構的動態(tài)特性。 (2-7) Rs可表示為鏜桿的頻率響應曲線。是一個以(0，－1/2h)為圓心的，以－1/2h為半徑的圓形(在開始處有一些殘缺)，如圖2-5中a曲線所示。Rs的最大負實部等于1 /2h。 圖2-5切削系統(tǒng)機械結構柔度 （1）切削過程動態(tài)特性 切削過程的動態(tài)特性可以表示為振動中的動態(tài)切削力，由再生效應理論所產生的動態(tài)切削力可表示為切削參數(shù)的函數(shù)。 (2-8) 式中，X(t)為本次切削垂直于加工表面的刀具和工件之間相對振動，x(t－T)均為上次切削留下的切削振紋，T為工件或刀具旋轉周期，kd為動態(tài)切削力系數(shù)，表示切削力交變分量與切削面積變動分量的比值，b為切削寬度，在鏜削加工中切削寬度的大小是與切削深度呈正比關系的，比為重疊系數(shù)，介于0與1之間，表示前次切削留下的振痕對當前切削時切削厚度的影響程度。如果令刀具和工件之間相對振動x(t)為頻率f的簡諧振動，那么x(t－T)只與x(t)相差一個相位角。因此，x(t)與x(t－T)可表示為 與x(t－T)= 式中，x為X(t)的振幅，將(2-3)式代入(2-2)式可得出再生效應切削系統(tǒng)的動柔度Rd為 (2-9) 鏜削加工與車削加工相似，重疊系數(shù)的大小由刀具角度大小和進給量的大小有關，在以后和運算中為簡化起見將重疊系數(shù)刀取為大，穩(wěn)定性最差。式(2-4)通過歐拉公式的轉換可得到 (2-10) 由上式可以看出動態(tài)切削力振幅是刀具振動振幅的 倍，它們之間的相位差為 。將Rd表示為頻率響應曲線，為一距離虛軸-1/kdb的直線。 如圖2-6中直線a，如果用OA表示本次切削動柔度矢量，那么與之相位差為的矢量OB為上次切削的動柔度矢量。圖3-6中C表示相位差 ，D表示相位差。 圖2-6切削過程動態(tài)特性 (2)穩(wěn)定性分析 如圖2-6所示，三條切削過程動柔度直線分別與切削系統(tǒng)機械結構動柔度曲線不接觸、相切和相交。當相切時，切削系統(tǒng)處于穩(wěn)定狀態(tài)和不穩(wěn)定狀態(tài)之間的臨界狀態(tài)，在臨界狀態(tài)下切削過程的動柔度與機械結構動柔度相匹配，也就是說由偶然因素形成的交變切削力在經過機械鋼結構動態(tài)特性和切削加工動態(tài)特性傳遞后振幅保持不變。所以在這種情況下切削加工系統(tǒng)在受到外界干擾后形成振幅穩(wěn)定的顫振。 當不相交時，也就是說代表切削過程動柔度的直線C位于機械結構動柔度曲線的左側。這時的交變切削力引起的振動在經過R:兩個環(huán)節(jié)后振幅是減小的，所以在這種情況下系統(tǒng)是穩(wěn)定的，外界干擾都會很快的衰減、消失。 當Rs和Rd相交時，在交點處(圖2-6中點A、B)切削過程的動柔度與機械結構動柔度也是相匹配的，系統(tǒng)在受到外界干擾后會形成一個振幅穩(wěn)定的振幅。當Rd()落在A和B點之間時(如D點)，交變切削力作用在機械結構上引起的振動幅值︱OD′︱大于在切削過程中維持切削力大小不變的振動幅度︱OD′︱，所以動態(tài)切削力及振動位移的幅度都不會不斷增大。不過實際過程不會無限的增大，隨著振幅的增大，將出現(xiàn)非線性的特性使Rs和Rd中的一個或兩個都發(fā)生一定的變化，使振幅穩(wěn)定在一個幅值上。 圖2-7切削加工過程機械結構動柔度曲線 發(fā)生再生型顫振最顯著的特征就是切削振在工件表面留下向左上方傾斜的振痕。產生這一現(xiàn)象的原因是因為再生顫振時工件的一轉時間與刀具振動周期整數(shù)倍之間不相等，具有一個差值，這個差值導致切削刀具在前一轉切削留下振紋與本次切削新形成的振紋之間相位上出現(xiàn)一個差值。如圖2-7所示： 就鏜削加工來說，切削速度n、相位差和顫振頻率。之間的關系如下： （2-11） 式中N為一正整數(shù)，在n、和三者中，n是自變量，可進行直接設定，而和屬于因變量，在滿足式(2-11)的同時，具體數(shù)值由切削加工系統(tǒng)的動態(tài)特性決定，反過來也可以說這三個參數(shù)的取值范圍在一定程度上決定了系統(tǒng)的穩(wěn)定性。由于正整數(shù)N的存在，反映的是顫振頻率與工件轉頻之間的比例關系，因此在不同的切削速度下，產生一系列的穩(wěn)定性耳垂圖，如圖2-8 。 圖2-8 n與系統(tǒng)穩(wěn)定性圖關系 上圖中系統(tǒng)穩(wěn)定切削的極限切削深度b lim為 （2-11） 式中—顫振發(fā)生的頻率； kd—動態(tài)切削力系數(shù)，表示切削力交變分量與切削面積變動分量比值； Re[Rs(j)]—切削系統(tǒng)機械結構動柔度實部。 由此可見，要使鏜削過程系統(tǒng)的穩(wěn)定性高，切削能力高，則要求在系統(tǒng)的動柔度實部曲線中具有較小的最大負實部，因此對鏜削穩(wěn)定性能力進行理論跟實驗研究測定的關鍵就是得到系統(tǒng)的動柔度曲線以及其實頻曲線。從振動頻率以及最大負實部變化可以直觀的表征系統(tǒng)的穩(wěn)定性。 第3章 減振鏜桿的動力學模型 如圖3-1所示,減振鏜桿是在普通的鏜桿內部安裝一個質量塊,并用彈性元件與鏜桿連接,使鏜桿變成兩個自由度的振動系統(tǒng)。在切削過程中,鏜刀受到頻率為ω的激振力F(t) 時,若令振動塊系統(tǒng)的固有頻率與激振力頻率相等,則切削振動轉移到減振器上,使鏜桿處于靜止。 圖3-1動力減振鏜桿結構示意圖 1、2.墊片 3.旋轉螺栓 4.鏜桿 5.推子 6.彈簧圈 7.減振塊 8.刀頭架 如圖3-2所示,鏜削加工過程中刀尖受3 個方向力的作用,振動通常產生在徑向和切向力,而且在周向上的振幅最大。徑向力和切向力對刀桿的徑向位移影響比較大,軸向力對刀桿的徑向位移影響比較小,切向力的扭矩對刀桿的徑向位移影響也比較小。因為在切削加工過程中影響工件表面加工質量的主要因素是刀具的徑向跳動量,所以在建模時可以只考慮徑向力和切向力所引起的刀桿彎曲程度,設兩個力的合力為F。 圖3-2鏜削過程中刀尖的受力圖示 于是得到減振鏜桿的數(shù)學模型如圖3-3 圖3-3減振鏜桿的動力學模型 圖中m1—減振鏜桿在研究點的集中質量 ； k1—彈性系數(shù)； m2—減振系統(tǒng)附加質量塊的質量； k2—減振系統(tǒng)的彈性系數(shù)； c—減振系統(tǒng)的內部阻尼； P—激勵力幅值； —激勵頻率。 該動力模型的運動微分方程為： （3－1） （3－2） （3－3） （3－4） 式中A1、A2—主質量、附加質量的振幅；  —主系統(tǒng)在與激振力幅p相等的靜力作用下的靜變形； —激振頻率與主系統(tǒng)固有頻率之比； —主系統(tǒng)的固有頻率； ——子系統(tǒng)即減振器的固有頻率； —附加質量與主質量之比； ——減振器的阻尼比; 通過計算，可以求得系統(tǒng)的最佳阻尼比和最佳頻率比,即： (3-5) (3-6) 則此時振動系統(tǒng)在頻率的最大相對振幅為: (3-7) 由此，可以看出，附加質量越大，則系統(tǒng)減振效果越好，但是由于受到鏜桿結構空間的影響，附加質量的體積受限，因此需要選擇密度大的材料。質量比一旦確定，就可以通過以上公式求得系統(tǒng)的各項最佳參數(shù)。 3.1 減振鏜桿的設計 3.1.1 鏜桿桿體材料的選擇 這里所研究的主要是鏜桿的振動特性，而在模型中我們所關心的是決定鏜桿桿體所用材料的特性參數(shù)——密度和彈性模量的值。為了使模型適合對不同材料的鏜桿的研究，我們將在模態(tài)中性文件的建立中對桿體的材料采用參數(shù)化的描述。在系統(tǒng)中選用45鋼來做桿體的材料，如選用其他的材料可通過直接修改相應的變量值來實現(xiàn)。 3.1.2 鏜桿的結構設計 選用長度為450mm、直徑為60mm的桿體進行設計。對于給定減振塊的減振系統(tǒng)的減振效果由減振塊所在點的振動幅值來確定。因此，減振塊通常被安裝在桿的最遠端。另一個決定減振效果的因素是減振系統(tǒng)內部減振塊的質量值。在減振系統(tǒng)中減振塊必須放在桿的內部。這就限制了減振器沿桿軸向的位置和內部減振塊的尺寸。減振塊必須放在直徑比桿直徑小許多的內孔中。為了達到理想的減振效果，減振塊必須選用密度值非常大的材料。 在圖3-4所示的動力減振鏜桿中，減振塊由兩個彈簧圈支撐，并且，減振塊被特殊的油狀液體所環(huán)繞。橡膠在徑向的變形與負載之間具有非線性特性。在加工過程中振動一旦產生，減振系統(tǒng)將立即發(fā)揮作用，鏜桿的動能將被減振系統(tǒng)吸收。這樣就使振動最小化，切削工況最優(yōu)化。這種結構的鏜桿抗顫振能力更強，加工范圍廣。 鏜桿桿體的尺寸選擇如圖3-4所示 圖3-4 3.1.3 阻尼器的設計 阻尼器放置在減振鏜桿的內部，并且只有在桿體和減振塊之間時才能起到減振作用，因此，阻尼器需要選擇粘度系數(shù)比較大的液體或者是固液混合物。在鏜桿進行切削加工時，鏜桿的內部溫度會升高，但由于冷卻液和切屑帶走了大部分熱量使得鏜桿桿體內壁溫度不致于過高，這樣給我們選擇阻尼材料帶來很大方便。硅油是一種比較好的液體阻尼材料，很多國外的刀具選用硅油作為減振鏜桿的阻尼材料。這里選用甲基硅油。 甲基硅油是一種無色透明的油狀液體。品種較多，運動粘度可調整范圍為10-1000（Mpa.s），同時它的保存時問較長。而且它的顆粒大，不易泄漏。可見甲基硅油是一種很好的阻尼材料，完全可以用在此減振鏜桿中。 3.1.4 彈簧的選擇 減振彈簧也是減振系統(tǒng)的一部分，彈簧的形狀和大小以及彈簧材料的彈性模量直接影響彈簧彈性系數(shù)和物理性能。這里選用LD系列彈力減振器中的彈簧，其收縮率遠遠大于多數(shù)橡膠材料，比減振器適應擺動頻率的要求。 3.1.5 減振塊的設計 減振塊的材料選擇是減振系統(tǒng)的一個關鍵，國外的減振鏜桿一般選擇密度比較高的“重合金”作減振塊。“重合金”這類材料通常為密度很高，超過17g/cm3的鎢基合金。粉末混合物所產生的傳統(tǒng)的W-Ni-Fe和W-Ni-Cu重合金具有滿足常規(guī)要求的力學性能：極限抗拉強度650-700MPa、沖擊強度10-30J/ cm2，延伸率6.5％-7.5％。由于新技術的發(fā)展對重合金的要求越來越苛刻，要求合金有更高的力學性能。這里選擇密度為18.5 g/cm3的鎢鋼作為減振塊的材料。而在動力學仿真當中可以采用參數(shù)化的設計使減振塊的質量為一變量，從而使減振模型適合不同密度的減振塊的分析。減振塊體積的選取受到內孔的限制，在設計中選用長為120mm、半徑為10mm的圓柱體?？傻脺p振塊的質量m2=0.697Kg。 3.1.6 刀頭的設計 目前大多數(shù)產品的刀頭都用輕質鋁合金制成，還有許多廠家采用了優(yōu)化結構的刀頭，目的就是想減輕刀頭的質量，提高鏜桿整體的減振效果。本課題采用鋁合金刀頭，在模型中刀頭的材料屬性用鋁來代替。由于在模型中刀頭被看成是剛體，因此刀頭的質心決定了刀頭的位置，而和刀頭的外部形狀無關,因此可任選刀頭的形狀。在實際的應用中可通過修改刀頭質心的位置來確定刀頭的位置。 3.2 減振鏜桿模型的分析 鏜桿刀刃的徑向跳動量是影響加工質量的主要因素，因此必須研究鏜桿在外界激勵下的彈性變形。而徑向跳動量的減小是通過鏜桿內的減振單元與桿體的相互作用來實現(xiàn)的，所以對該減振系統(tǒng)的研究屬于多柔體系統(tǒng)動力學范疇。針對該減振系統(tǒng)的特點，可選用有限元分析軟件ANSYS建立減振系統(tǒng)的動力學仿真模型。 3.2.1 有限元模型的建立方法及步驟 為了生成能夠恰當?shù)孛枋瞿Ｐ蛶缀涡再|的有限元模型，通常情況下需要首先建立幾何模型。建立幾何模型時，原則上應盡量準確地按照實際物體的幾何結構來建立，但對于結構形式非常復雜，而對于要分析的問題來講又不是很關鍵的局部位置，在建立幾何模型時可以根據(jù)情況對其進行簡化，以便降低建模的難度，節(jié)約工作時間。 ANSYS提供了與其他CAD軟件和有限元分析軟件的接口程序，這樣，用戶就可以在自己熟悉的CAD軟件中建立幾何模型，然后輸入到ANSYS中，作適當?shù)男薷暮筠D化成ANSYS的幾何模型。這種建模方法適合過于復雜的幾何模型。本文利用ANSYS自身的建模功能進行鏜桿桿體的幾何建模。 對建立的幾何模型劃分網格，生成包含節(jié)點和單元的有限元模型。有限元網格的劃分過程包括3個步驟： 1．定義單元屬性。包括指定單元類型、分配實常數(shù)或者截面屬性、分配材料屬性等。 2.設置網格控制。 3.生成網格。 3.2.2 單元類型和材料參數(shù) 在有限元分析模型的建立過程中，首先要選擇單元類型和材料參數(shù)。我們首先選擇具有中間節(jié)點的耦合單元SOLID92，該單元為10節(jié)點四面體單元，由于具有中間節(jié)點，特別適合于對不規(guī)則的實體(如通過各種CAD／CAM軟件建立的實體模型)進行建模。而桿的兩端與剛性體的聯(lián)接處應優(yōu)先考慮使用梁單元建立的蜘蛛網狀的剛性區(qū)域。這是由于這種方法使力分布在整個受力面上，梁單元可以提供六個方向的自由度，并且可以傳遞瞬間載荷。這里我們選用適合于線性區(qū)域建模的兩節(jié)點3D彈性梁單元BEAM4。 其中長度單位為毫米(mm)，質量單位為噸(tons)，其它選用國際單位。材料選擇如表3-1所示 表3-1 彈性模量(EX) 泊松比(PRXY) 密度(DENS) 單元SOLID92 2.07E5 0.3 7.801E-9 單元BEAM4 2.1E5 0.3 1E-10 3.2.3 定義單元實常數(shù) 單元實常數(shù)是依賴單元類型的單元特性，并不是所有的單元類型都需要實常數(shù)，在本文中需要為單元BEAM4定義實常數(shù)。對于梁和殼單元類型，ANSYS可以通過給定的截面直接計算出所需的實常數(shù)，而不需手工一一計算和指定嘲。這里我們利用ANSYS軟件直接計算得出單元BEAM4的實常數(shù)。根據(jù)所得的數(shù)據(jù)，可設置實常數(shù)。 3.2.4 有限元模型的建立 在ANSYS中進行幾何建模并對模型進行自由網格劃分。在桿的兩端和研究點A處創(chuàng)建節(jié)點，并分別使用剛性區(qū)域連接這三個節(jié)點與其周圍的節(jié)點?？傻玫饺鐖D3-5的有限元模型。 圖3-5 鏜桿有限元模型。 3.3 在ANSYS程序中進行應力應變分析 進入ANSYS程序，恢復柔性體的數(shù)據(jù)庫文件，選擇所有節(jié)點。如果進行靜力學分析則從載荷文件(.lod文件)中找到對應于某個位置(相應時刻)的載荷并輸入ANSYS，進行應力應變分析；如果要進行瞬態(tài)動力學分析，則可以通過ANSYS的Utility Menu>File>Read Input From菜單將載荷文件讀入ANSYS模型數(shù)據(jù)庫，即可將載荷文件中各時刻的載荷作為ANSYS的載荷子步旋加到相應的節(jié)點上。 3.3.1 減振鏜桿模型的參數(shù)化分析 利用有限元分析軟件對減振系統(tǒng)的參數(shù)進行頻域內的優(yōu)化，求出系統(tǒng)的最優(yōu)參數(shù)，從而保證系統(tǒng)在整個頻域內都有一個好的減振效果。 3.3.2 減振系統(tǒng)當量剛度的確 對有減振腔但沒加減振單元的多柔體動力學模型進行時域內的分析，分析時加在刀刃上的力為1N。這時所取鏜桿研究點處的位移量為單位力作用下的位移，根據(jù)剛度的定義，系統(tǒng)在研究點處的當量剛度為該位移的到數(shù)。由分析結果可得系統(tǒng)研究點處在lN作用力下的位移為1.0593E-6（m），則系統(tǒng)在研究點處的當量剛度k1=9.4429E5（N/m）。 3.3.3 減振系統(tǒng)固有頻率的求取 對有減振腔但沒加減振單元的多柔體動力學模型進行頻域內的分析，由分析的結果可得到，系統(tǒng)在幅值最高點的頻率為f=106(Hz)。因此，系統(tǒng)的固有頻率=665.68（rad/s）。 3.3.4 減振系統(tǒng)的當量質量的確定 由公式 ，可求得簡化系統(tǒng)的當量質量 = 2.13kg。 3.3.5 系統(tǒng)參數(shù)的確定 首先通過 求得=0.2。再由公式（4-5）、（4-6）可求出最佳阻尼、最佳固有頻率比，3。根據(jù)式中對最佳阻尼比和最佳固有頻率比的定義式，通過計算可求得c=70.18、k2=1.311E5。這樣，仿真所需的初始參數(shù)就全部確定了。 3.4 模型在頻域內的仿真結果 對沒有加減振單元的實心鏜桿進行頻域內的仿真，分析時加在刀刃上的力為1N。這時所取鏜桿研究點處的位移量為單位力作用下的位移，根據(jù)剛度的定義，系統(tǒng)在研究點處的當量剛度為該位移的到數(shù)。 由仿真的結果可得系統(tǒng)研究點處在lN作用力下的位移為1.0593E-6（m）,則系統(tǒng)在研究點處的當量剛度k1=9.4429E5（N/m）。 再對沒有加減振單元但有減振內孔的鏜桿模型進行頻域內的仿真，分析結果如圖3-6所示。 圖3-6 空心鏜桿幅頻響應曲線 從分析的結果可得到，系統(tǒng)在幅值最高點的頻率為f=106（Hz）。因此，系統(tǒng)的固有頻率。 最后對有減振單元的減振系統(tǒng)進行頻域內的仿真。仿真的結果如圖3-7、圖3-8、圖3-9所示 圖3-7 實心鏜桿幅頻響應曲線 圖3-8 減振鏜桿幅頻響應曲線 圖3-9 各種鏜桿幅頻響應曲線 從分析的結果可以求得如表3-2所示的不同類型的鏜桿模型在整個頻域內的最大響應幅值和這時所對應的頻率。 表3-2 最大響應幅值 （dB） 對應的頻率 （Hz） 沒有加減振單元的實心鏜桿 -37.796 94.7144 沒有加減振單元但有減振內孔的鏜桿 -38.2002 105.9487 有減振單元的動力減振鏜桿 -55.2677 112.9568 從仿真分析所得的數(shù)據(jù)和對各種模型在整個頻域內的幅值響應的對比可得到如下結論：鏜桿桿體的減振內孔使鏜桿的固有頻率有所提高，加了減振單元的減振鏜桿在整個頻域內的最大振動幅值大大地減小了。 結論與展望 機床切削系統(tǒng)的穩(wěn)定性主要決定于系統(tǒng)機構的剛性以及抵抗顫振的能力，結構動態(tài)性能的優(yōu)劣直接影響了切削系統(tǒng)的穩(wěn)定性。本課題主要針對鏜削系統(tǒng)的顫振抑制，動態(tài)性能做了研究。本文對動力減振鏜桿進行了結構設計，并建立了系統(tǒng)的運動方程。通過用傳統(tǒng)的力學方法和數(shù)學知識對方程的求解，從理論上為設計模型初始參數(shù)的選擇奠定了基礎。通過有限元分析軟件為減振鏜桿結構參數(shù)的實際設計提供了參考依據(jù)。通過對鏜桿模型的仿真分析，驗證了動力減振鏜桿的減振效果。 通過對運動方程的求解和對鏜桿模型的仿真及參數(shù)化分析，得到以下結論： 1、減振塊的質量越大，減振效果越好，但動力減振鏜桿的結構特點限制了減振塊體積的上限。因此在設計減振塊時，應選擇密度大的材料，并在盡量使減振塊體積比較大的情況下合理選擇減振腔的結構。 2、在阻尼系數(shù)一定的情況下，選擇合適的彈簧剛度系數(shù)，使刀刃在頻域內的跳動量曲線的兩個極值點相等，這時的減振效果是最好的。 3、在彈簧剛度系數(shù)一定的情況下，刀刃在頻域內的最大跳動量并不總是隨著阻尼系數(shù)的增大而減小的。當阻尼系數(shù)為零時跳動量非常大。 4、鏜桿桿體的減振內孔使鏜桿的固有頻率有所提高，加了減振單元的減振鏜桿在整個頻域內的最大振動幅值大大地減小了。 致謝 作為一個本科生的畢業(yè)設計，由于經驗的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有導師的督促指導，以及一起工作的同學們的支持，想要完成這個設計是難以想象的。 本課題的研究是在張高峰老師的悉心指導下完成的，在這期間張老師給了我很多相關知識技術的指導和幫助以及無微不至的關懷。張老師淵博的學術知識，刻苦鉆研的精神使我受益非淺。除了敬佩張老師的專業(yè)水平外，他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作。同時也感謝我的同學對我無私的幫助，特別是在軟件的使用方面，正因為如此我才能順利的完成設計。再次對你們說一聲：謝謝了！ 參考文獻： [1] 成大先.機械設計手冊[M].北京：化學工業(yè)出版社,2002 [2] 劉松主編.有限元分析在鏜桿設計中的應用[M].北京：機械工業(yè)出版社,2006 [3]?傅志方.振動模態(tài)與參數(shù)識別[M].北京：機械工業(yè)出版社,1990.9 [4] 王守信，董紹華等.銑床振動模態(tài)分析研究[N].內蒙古：內蒙古民族師范學院學報，1995.5 [5]?廖念釗主編.互換性與技術測量[M].北京：中國計量出版社，1998 [6] 王先上.車床振動的自動控制[N].北京：機械工程學報,1986 [7] 張杰斌，張涌.減振原理在鏜桿上的應用[M].北京：機械工業(yè)出版社,2004.11 [8] 郭長城.應用減振器控制振動的兩個實例[M].北京：機械工業(yè)出版社,2005.10 [9] 王民等.切削系統(tǒng)可變剛度結構及其顫振控制方法的研究[N].北京：機械工程學報,2002 [10] 王世龍，王麗娜.提高鏜桿剛度的一種措施[N].吉林：吉林工學院學報，1999 [11] 陳曉霞.ANSYS7.0高級分析[M].北京：機械工業(yè)出版社,2004 [12] 李啟堂，胡榮生.動力吸振器在鏜桿中的應用[M].北京：機械工業(yè)出版社,1997 附件I 英文文獻翻譯 在精鏜中提供穩(wěn)定高頻振動的摩擦阻尼器 Evita Edhi, Tetsutaro Hoshi 摘要 在精鏜過程中防止發(fā)生超過10000Hz的高頻振動而造成刀具壽命降低問題的摩擦阻尼器已研制成功。新阻尼器結構簡單，它由一個聯(lián)接在主振動結構上的附加質量與一小塊永久磁鐵構成。其原理是簡單的，利用庫侖力和粘性摩擦將振動能量消散在阻尼器和主振動結構的接口之間。阻尼器對高頻也有效，因此無需調諧，本文首先介紹了一種在精鏜中消除高頻顫振的摩擦阻尼器的典型設計，其有效性由切削試驗得以證明，并保證刀尖的正常壽命。對這種新型阻尼器基本原理的理解在理論和實驗分析中得以介紹。在鏜削過程中這種新型阻尼器能夠有效的防止超過5000赫茲的顫振。 關鍵詞 高頻振動 摩擦阻尼器 精鏜 1、引言 先前有研究報告稱精鏜中出現(xiàn)超過10000赫茲的高頻顫振。這種頻率首先發(fā)現(xiàn)于留在切削表面的振紋上，然后在切削實驗中直接使用激光位移計測量得到進一步的證實。從鏜刀的自然彎曲振動以及自我激發(fā)的切削過程中的動力學再生效果、內調制虛部的影響和x-y方向的循環(huán)發(fā)現(xiàn)了這種顫振。本研究的目標是防止這種顫振振動的發(fā)生。 預防切削顫振的有效措施可能是通過提高刀具系統(tǒng)的阻尼能力。阻尼能力是通過以下方面產生的：（1）包含在刀具系統(tǒng)接口處的某些微量滑動；（2）在晶界滑移內部振動引起的阻尼損耗（內耗）；（3）在主振動結構和振動阻尼器接口處的摩擦。許多研究人員對不同類型的用以防止顫振振動，并提高鏜刀或其他切削操作穩(wěn)定性的阻尼器進行了研究。 該阻尼器已不是傳統(tǒng)阻尼器的動態(tài)特性或沖擊特性了，動態(tài)阻尼器包括額外的彈簧質量子系統(tǒng)，通過調節(jié)系統(tǒng)的固有頻率，使之與主體結構相匹配。一般動態(tài)阻尼器設計包括任意方向的滑動或內部摩擦耗能的彈性材料。彈性阻尼器由一個或多個的自由移動機構組成，其原理是利用自由移動體撞擊主體結構來耗散顫振能量。阻尼器受一定的速度影響才能有效的發(fā)揮其功能，因此不能適用于抑制低頻振動。近來有報道一種動力與摩擦混合阻尼器，并發(fā)現(xiàn)它能有效地抑制低頻振動。 本文中所設計的阻尼器必須能有效地抑制高達10000赫茲的高頻率顫振，而且它的設計受到鏜刀本身的工作空間及其自身大小的限制。它最完美的地方就是不需要調整。該阻尼器在本研究提出一個大規(guī)模隸屬永磁結構的概念。 本研究的目的是為了分析抑制高頻振顫阻尼器的有效性及其阻尼特性。 為了實現(xiàn)這一目標，已進行一個類似于抑制精鏜中高頻顫振的切削試驗以及理論和實驗的能源阻尼耗能分析。 2、鏜刀測試和阻尼器結構的構想 根據(jù)研究，在精鏜中原本有一個高頻顫振問題，鏜刀本身包括一個直徑分別為13毫米和20毫米的長懸臂桿和法蘭。在桿的一端有一直徑為5.5毫米的小孔，以適應5毫米或孔徑更小的阻尼器。該孔的位置選擇在徑向方向，因為我們已經知道高頻振動在X-Y方向循環(huán)。當鏜刀空轉時，阻尼器被孔壁的離心力推動但可以再徑向方向自由移動。上限用以保護運行中的阻尼器。 該阻尼器的有效性已經通過了檢測并準備和其他鏜刀做比較。 用作比較的工具之一具有相同直徑的長懸臂桿即直徑為13毫米，但其延伸超出了前沿10毫米并產生約5000赫茲的顫振振動。其他與之比較是16毫米直徑懸臂式鏜刀，將以更大的長徑比產生較低頻率的顫振振動。 新型摩擦阻尼器的基本結構是一個附加質量和永久磁鐵的組合，其中質量平面平行于主結構的振動方向。磁鐵可以是不可分割的或者是可分割的都行。另一部件，墊片，可以插入到永久磁鐵和主要結構之間，其目的是控制電磁力的大小。新型摩擦阻尼器在抑制高頻振動的有效性已得到積極評價。 3. 實驗方法 為了驗證該阻尼器控制顫振的有效性，并保證正常的刀具磨損和表面粗糙度，切削試驗將與其設計尺寸一樣，與13毫米直徑的鉆孔工具配合使用。這樣的話，鏜刀安裝在一個臥式加工中心的主軸上，通過設置調整孔直徑以自動控制刀尖徑向位置。 將內表面是由旋轉刀具鏜加工的環(huán)型工件準備好。工件的材料是SCM420H合金鋼，淬火至硬度為313～332HBS，外徑為25mm，內徑為14.72±0.05mm，長度為15mm。工件由專門設計的具有足夠硬度的夾具裝夾。 切削試驗是在標準條件下進行的，切削速度為130m/min，進給量為0.03mm/rev,背吃刀量為0.14mm，切削過程中不使用任何切削液。一種新的尖端技術在加工過程中不斷調整加工條件。每個試驗重復兩次，其中一次在鏜刀系統(tǒng)中安裝阻尼器，而另一次不安裝。刀具材料用的是非涂層TiC金屬陶瓷，其軸向前角為-50，徑向前角為-150，刀尖圓弧半徑為0.4mm。 對于直徑為16毫米的工件振動的測量，準備用另一個安裝程序將環(huán)行工件的外表面固定。這樣的話，工件被夾緊使測試在一對立式加工中心機床基板上舉行。環(huán)行工件和機床主軸一同旋轉。 4.摩擦阻尼器的機理分析 4.1 理論分析 振動的產生，一旦達到一定的振動幅度，阻尼器將開始滑動，由此引起阻尼器的主體結構和界面的摩擦，從而耗散振動能量，并防止振幅不斷增大甚至超出極值振幅。 4.2 實驗分析 為了確定該假設庫侖力和粘性摩擦的區(qū)別，一個主體結構模型振動的兩個理論模型的有效性監(jiān)測了二者的不同狀況，并激發(fā)了電動式激振器外部。用作主體結構的是一直徑為16毫米的懸臂鋼梁，它和原長為170mm的鏜刀具有相似的設計，其二階彎曲頻約能達到5700Hz。在檢測梁的端部振動時將使用微型加速度測量計。阻尼器主體結構的頂部有一磁鐵，并通過此處與油管口相接。 首先采用隨機激勵確定主體結構的固有頻率。然后是應用在正弦激勵變幅的動力輸入f至z微調周圍隨機激勵確定固有頻率。與此同時，用FFT分析儀分析振幅在主體結構出的響應差異。激發(fā)各周期能源供應量的正弦振動是從測量f時開始的，計算如下 當x是降低阻尼器或與供油接口相連接時，主體結構的振幅也降低了。當使用阻尼器時，激勵由0.3N增至0.6N時，振幅x將不會增大。對于較低的頻率，雖然也能有一定大的抗振效應，但效果并不明顯。 5、結論 為了控制頻率高達10000Hz的高頻顫振，正如以前報道的精鏜過程一樣，利用一種新的阻尼器與主體結構之間的摩擦效應，削弱振動能量而達到減振目的。 新的阻尼器由一個聯(lián)接在主振動結構上的附加質量與一小塊永久磁鐵構成。據(jù)目前的研究已證實了庫侖力和粘性摩擦在滑動界面的產生。由于庫倫摩擦力，發(fā)生在主體結構處的滑移就能抵消一部分顫振能量，而且它們之間大致是呈線性關系的。如果在此條件下能夠充分的消耗顫振能量，則就可以抑制顫振了。 在抑制高頻顫振時，該阻尼器顯得更為有效。由于受到阻尼器主體結構自身條件的限制，在精鏜中該阻尼器能抑制的最高顫振頻率只能略高于5000Hz。 由于簡單的結構設計，也無需經常調整，使用擬阻尼器抑制連續(xù)切削高頻率顫振（如精鏜等）是一種可行性方法。 致謝 本研究得到了NT工程公司的大力支持。他們提供了大量的研究材料和工具，得到了Y. Komai先生和M. Nakagawa先生的大力支持和幫助。 附件II 英文文獻原文 Stabilization of high frequency chatter vibration in fine boring by friction damper Evita Edhi*, Tetsutaro Hoshi Abstract Friction damper has been