董維新 胡萬良 李云霞

(陜西秦川機械發(fā)展股份有限公司，陜西寶雞 721009)

大型數(shù)控銑齒機是在傳統(tǒng)的銑齒機基礎(chǔ)上發(fā)展起來的，作為大型、高速、高精度的數(shù)控機床，其工作性能指標要求也大大提高.比如，作為一臺自動化的機床，為了保證機床在各種工況下的加工穩(wěn)定性，不僅要求機床結(jié)構(gòu)具有良好的靜態(tài)特性，而且更要具有良好的動態(tài)特性。

國內(nèi)外學(xué)者針對機械結(jié)構(gòu)的靜動態(tài)設(shè)計進行了廣泛深入的研究，取得了大量的成果［1－9］。例如，早在上世紀80 年代初，Cleek，A.L.和 Pacelic，V.對數(shù)控加工中心進行了結(jié)構(gòu)頻率響應(yīng)以及模態(tài)分析，總結(jié)出機床的動態(tài)特性是決定其結(jié)構(gòu)性能的重要因素，利用測量裝置得出了系統(tǒng)的頻率響應(yīng)特性和振型。

本文針對某大型數(shù)控銑齒機動態(tài)性能、提高加工精度等問題，參考國內(nèi)外相關(guān)研究方法，考察其在實際切削過程中，面臨各種外界干擾以及靜態(tài)或動態(tài)力的作用下，機床將會出現(xiàn)哪些振動響應(yīng)，是否影響加工精度，是否影響到切削加工無法繼續(xù)進行，繼而進行進一步的動力學(xué)分析，看是否可以找到其成因，為提高機床整體動態(tài)性能，減小振動提供依據(jù)。

1 振動測試方案

機床加工中出現(xiàn)的振動按原因可分為自由振動、受迫振動、自激振動3種［9－11］。對于精密機床，應(yīng)在保證加工質(zhì)量的前提下考慮切削效率;相反，對于粗加工機床，應(yīng)在保證切削效率的前提下考慮加工質(zhì)量;對于普通機床以及目前正在發(fā)展的粗精加工都能使用的機床，應(yīng)兩者兼顧。切削過程中的振動較為復(fù)雜，是各種振動因素的疊加。因此，對機械系統(tǒng)進行振動測試，找出響應(yīng)振源并改進機械振動系統(tǒng)，可以達到減振提高加工質(zhì)量的目的。

如圖1所示，對機床進行切削振動測試，可以判別出振動的類型。首先對機床停止時的外界干擾引起的振動進行測量，再測出空轉(zhuǎn)時的振動。對于頻率與各旋轉(zhuǎn)件的轉(zhuǎn)速有關(guān)的振動，就可以認為是其中的受迫振動。對于頻率與轉(zhuǎn)速無關(guān)而與機床各零、部件的固有頻率有關(guān)的振動，就可認為是其中的自激振動。

2 切削試驗

圖2為數(shù)控銑齒機整機裝配圖，為找出切削加工中各振動量的大小及振源，分別對各轉(zhuǎn)速調(diào)試過程中的銑齒機進行了停機測試試驗、空轉(zhuǎn)試驗以及切削試驗。測試的重點是刀架系統(tǒng)，因為它是加工系統(tǒng)的最主要部分，其與工件直接接觸，最終影響加工精度。刀架雙擺結(jié)構(gòu)的測點布置如圖3所示。

機床雙擺結(jié)構(gòu)為多軸聯(lián)動結(jié)構(gòu)，為詳細測試出雙擺結(jié)構(gòu)各個部分的振動量大小以找出主要振動來源，在每個部件上X、Y、Z方向上均布置傳感器。測試系統(tǒng)中單向傳感器11個(布置于雙擺上)，三向傳感器1個(布置于工件正對切削位置)，共占用14個通道?，F(xiàn)場測試模型如圖4所示。

按測點號連接好傳感器和儀器，根據(jù)靈敏度及增益標定各個通道后。進行采樣示波，調(diào)整各通道輸入輸出的增益大小，使信號不致過大超過量程或過小，以防有效信號分辨率低。根據(jù)理論分析得到的前六階固有頻率的頻率范圍，設(shè)定分析頻率為500 Hz。

2.1 停機測試

進行停機測試試驗可以找出機床的外部振源，例如經(jīng)過地基傳來的振動、電磁干擾等?？梢砸鸬恼駝有问接凶杂烧駝雍褪芷日駝?。首先采集時域信號，為分析其中各振動頻率分布，對時域信號作自譜分析，得到響應(yīng)頻譜，如圖5所示。

由圖5響應(yīng)頻譜可以看出，臺面響應(yīng)較小。Y、Z方向在512 Hz內(nèi)加速度響應(yīng)幅值均在1×10－3m/s2以下，X方向則在4×10－3m/s2以下。而雙擺結(jié)構(gòu)上各測點的幅頻特性曲線基本相近，響應(yīng)幅值較大的3、4兩測點加速度幅值范圍在1×10－2m/s2以下。

由a=ω2x=(2πf)2x可得到由加速度到振動位移變換公式

式中:a為加速度;f為頻率;w為角頻率。

雙擺上測點出現(xiàn)明顯50 Hz峰值，分析其為交流電電磁力干擾。在3號測點出現(xiàn)最大峰值加速度0.006 m/s2，由式(1)計算出對應(yīng)振動位移量6.09×10－5mm，振動位移很小。50 Hz以后出現(xiàn)不規(guī)則寬頻激勵，振動位移相比50 Hz時更小。綜上可得出結(jié)論:外界干擾引起的振動量很小。

2.2 空運轉(zhuǎn)試驗

根據(jù)對機床振動類型的分析，該機床采用電主軸直接驅(qū)動刀具進行切削，排除傳動鏈產(chǎn)生的振動。進行空轉(zhuǎn)試驗主要目的是為了測試出各種受迫振動振源的影響，受迫振動的可能因素有回轉(zhuǎn)件的不平衡及空轉(zhuǎn)啟動中外部動力源，例如液壓、氣壓系統(tǒng)引起的交變力等。

測試過程中氣壓驅(qū)動裝置仍打開，采用同樣的測點布置方案。精切加工轉(zhuǎn)速為250 r/min。得到時域信號如圖6所示。

空運轉(zhuǎn)測試時，工件及臺面不受轉(zhuǎn)速的影響，其響應(yīng)同停機時一樣。由時域信號可以看出，仍舊是3、4測點響應(yīng)加速度值最大。對其進行頻域內(nèi)自譜分析得到峰值頻率分布。由空轉(zhuǎn)頻譜可見在停機狀態(tài)下的電磁干擾被湮沒，也說明外界干擾相較自身轉(zhuǎn)速激勵而言可以忽略。雙擺結(jié)構(gòu)測點上具有明顯的峰值響應(yīng)，在3、4測點響應(yīng)峰值相對較大。為詳細分析各振動頻率分量，對實驗結(jié)果進行了自譜分析，如圖7所示。

由頻譜分析可以看出各測點具有相似的峰值頻率，說明了測試的可靠性。其中靠近切削刀具的3號測點相較其他測點峰值更大，提取其頻譜峰值加速度數(shù)據(jù)并按公式(1)計算得到其振動位移量見表1。

表1 空轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速250 r/min下振動頻率及位移

由數(shù)據(jù)處理結(jié)果可見振動位移量最大值為頻率4 Hz，位移大小為2.25×10－3mm。空轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速250 r/min對應(yīng)頻率為4.16 Hz，因數(shù)據(jù)分析頻率分辨率為1 Hz，有理由認為4 Hz下的振動即為不平衡質(zhì)量引起的受迫振動。且轉(zhuǎn)速的微小跳動，其后的9 Hz可看作轉(zhuǎn)速頻率2倍頻，且21 Hz、33Hz等都與轉(zhuǎn)速頻率有倍數(shù)關(guān)系?？蛇M一步得出結(jié)論:振動來源于主軸系統(tǒng)不平衡引起的受迫振動。

2.3 切削試驗

切削過程中采用氣動驅(qū)動，主軸變頻器在切削轉(zhuǎn)速250 r/min下頻率為12.5 Hz。測試時采用銑削加工，常用進給量為50 mm/min。銑削切屑刀片數(shù)為4，據(jù)轉(zhuǎn)速得刀具斷續(xù)切削引起的激勵頻率為16.67 Hz。

選取試驗號2的時域信號進行分析，如圖8所示?？梢钥闯觯啾韧C和空轉(zhuǎn)時響應(yīng)加速度值明顯提高很多。且臺面振動響應(yīng)也有所提高，相比雙擺結(jié)構(gòu)上的測點而言響應(yīng)仍較小。同前一樣，3、4號測點響應(yīng)加速度值最大。振動加速度范圍為±2 m/s2，其他測點在±1 m/s2以內(nèi)。

為得出具體峰值頻率分布，對其進行自譜分析，如圖9所示。由全部14個通道分析結(jié)果可以明顯看出各頻譜具有很好的相似性，說明了測試結(jié)果的可靠性。臺面和雙擺結(jié)構(gòu)上測點也具有基本相同的峰值分布，可見在切削加工時雙擺部分和臺面部分相互作用，各結(jié)構(gòu)部件組成切削系統(tǒng)。

頻譜中出現(xiàn)明顯的峰值頻率，且14個通道測點的頻譜中的峰值頻率分布基本一致。對比發(fā)現(xiàn)，臺面峰值響應(yīng)相對雙擺結(jié)構(gòu)上的響應(yīng)差3個數(shù)量級，相比雙擺小得多。

切削試切過程中，在加工小曲率位置時進給量為50 mm/min，而在加工齒輪曲面拐點也即大曲率圓弧時為了切除較多材料進給量設(shè)定為68 mm/min。且現(xiàn)場可明顯感覺到在加工大曲率圓弧時振動大。因此有必要對兩數(shù)據(jù)進行對比分析，每組試驗中均是3號測點響應(yīng)峰值最大，2號試驗為加工小曲率半徑，對其進行數(shù)據(jù)處理，得到位移響應(yīng)頻率分布。

表2 加工小曲率位置振動頻率及位移

由數(shù)據(jù)處理結(jié)果可以看出，位移最大幅值出現(xiàn)在17 Hz，切削激勵頻率。位移值為1.651 7×10－2。比空轉(zhuǎn)時的振動位移高出一個數(shù)量級。其后出現(xiàn)的33 Hz、50 Hz為切削激勵頻率的倍頻，振動位移與比17 Hz時低一個數(shù)量級。5號試驗為加工大曲率半徑，對其進行數(shù)據(jù)處理作對比分析，如表3所示。

由加工大曲率半徑位置的分析結(jié)果，最大位移響應(yīng)出現(xiàn)在16 Hz。因頻率分辨率為1 Hz，且轉(zhuǎn)速跳動的原因，仍可認為其為切削激勵頻率。在2倍頻32 Hz的振動位移量也很大，在同一數(shù)量級。其后的倍頻下振動位移則相對較小。

表3 加工大曲率位置振動頻率及位移

3 試驗結(jié)果分析

3.1 振動測試結(jié)論

在以上停機試驗、空轉(zhuǎn)試驗及切削試驗所有測試中均是3、4號測點振動位移最大，且兩者加速度傳感器方向同向。該兩個測點對應(yīng)的是刀架的最前端，刀架作為懸臂結(jié)構(gòu)，該兩個測點正好對應(yīng)其最前端，同時也是最接近刀具加工區(qū)的位置。對比兩者切削時域信號對比圖如圖10所示。

由時域信號可見3、4號測點出現(xiàn)明顯峰值響應(yīng)的頻率基本是相同的。對比振動相位，既有同相位峰值也有相差180°左右的峰值，也即兩測點有時同向達到最大位置，有時同時反向達到最大位移。由此判定電主軸部分的運動為既有平動，又有繞C2軸的扭轉(zhuǎn)，因此對加工精度有很大影響。

如圖11所示，對比各個頻率下的不同工況振動位移量，在增大進給量加工大曲率位置時振動位移最大，是加工小曲率位置時振動位移的兩倍以上，且兩者的最大振動位移均出現(xiàn)在切削激勵頻率下。由空轉(zhuǎn)振動幅值頻率可以看出，主軸系統(tǒng)本身存在不平衡問題，但引起的受迫振動位移相對較小。

由測試結(jié)果可得出結(jié)論:外界干擾引起的振動很小;切削中工件未出現(xiàn)明顯振紋，排除顫振的因素;根據(jù)前面對立柱部分的固有頻率分析結(jié)果，說明切削激勵頻率在結(jié)構(gòu)固有頻率共振區(qū)外，綜上也說明了切削系統(tǒng)設(shè)計的合理性;回轉(zhuǎn)件不平衡引起的受迫振動相比切削激勵引起的振動小;切削試驗中產(chǎn)生的振動主要為切削激勵下的受迫振動。

3.2 減振方案分析

根據(jù)上述分析，因主軸系統(tǒng)不平衡引起的振動幅值很小。影響較大的因素是切削刀具安裝所出現(xiàn)的不平衡問題?？梢酝ㄟ^重新調(diào)整安裝來減小這一因素引起的振動量。

減小因斷續(xù)切削激勵引起的受迫振動的方法有:(1)改善結(jié)構(gòu)設(shè)計，增大切削系統(tǒng)剛度;(2)設(shè)計隔振裝置，提高系統(tǒng)結(jié)構(gòu)等效阻尼;(3)提高切削轉(zhuǎn)速或減小切削進給量，以減小切削力;(4)或改善加工工藝，改變切削力方向使其避開結(jié)構(gòu)剛度薄弱方向。

對于前兩種方案，對結(jié)構(gòu)進行重新設(shè)計或增加隔振器，就要增加一定的生產(chǎn)成本，而且相關(guān)動力系統(tǒng)也需作相應(yīng)改變。第三種方案中提高切削轉(zhuǎn)速使刀具材料需要作相應(yīng)的改變，也會一定程度上提高成本，而減小切削進給量必將影響加工效率。由于機床雙擺結(jié)構(gòu)可實現(xiàn)多軸聯(lián)動，可通過軟件程序調(diào)整加工各軸相對位置，對已在進行加工的機床，此該方案較為可行。

4 結(jié)語

本文分析了機床振動的形式。為找出振動來源，對機床切削過程分別進行了和切削試驗。停機測試及空轉(zhuǎn)實驗結(jié)果表明外界干擾較小，在進行了切削試驗后發(fā)現(xiàn)主軸系統(tǒng)存在不平衡問題，經(jīng)過分析發(fā)現(xiàn)振動主要來源于主要振動來源于切削激勵頻率引起的受迫振動。在整個切削過程未出現(xiàn)明顯振紋，從而可以排除顫振的因素，進一步說明了切削系統(tǒng)設(shè)計的合理性。在得到測試結(jié)果并對其進行分析的基礎(chǔ)上，本文還提出了幾種減振方案，并對方案進行了分析，為以后機床的振動控制提供了一定的依據(jù)。

［1］張波，陳天寧，虎恩典，等.數(shù)控車床分體式床身結(jié)合面參數(shù)優(yōu)化識別及其動特性分析［J］.現(xiàn)代制造工程，2004(6).

［2］董凱夫.MK7132A數(shù)控臥軸矩臺平面磨床的試驗?zāi)B(tài)分析［D］.杭州:浙江工業(yè)大學(xué)，2008.

［3］大久保信行.機械模態(tài)分析［M］.上海:上海交通大學(xué)出版社，1985.

［4］大久保信行.模態(tài)分析發(fā)展綜述［J］.機械研究，1985(1).

［5］李濤.MB4250－高精度立式桁磨機床的動態(tài)特性分析［D］.上海:上海交通大學(xué)，2008.

［6］Zaghbani I，Songmene V.Estimation of machine－tool dynamic parameters during machining operation through operational modal analysis［J］.International Journal of Machine Tools and Manufacture，2009，49(12 －13):947–957.

［7］Jiang T CM A.System approach to structural topology optimization:designing optimal connections［J］.Journal of Mechanical Design，1998，(12):619－621.

［8］Myers A.Finite element analysis of the structural dynamics of a vertical milling machine［M］.Laser Metrology and Machine Performance VI.WIT Press，Southampton，2003:431 －440.

［9］楊嘯，唐恒齡，廖伯瑜.機床動力學(xué)(Ⅰ)［M］.北京:機械工業(yè)出版社，1993:110－115.

［10］楊嘯，唐恒齡，廖伯瑜.機床動力學(xué)(Ⅱ)［M］.北京:機械工業(yè)出版社，1993:1－98.

［11］廖伯瑜，周新民，尹志宏.現(xiàn)代機械動力學(xué)及其工程應(yīng)用——建模、分析、仿真、修改、控制、優(yōu)化［M］.北京:機械工業(yè)出版社.2004.