Tiểu luận Phân tích tính năng động của mô hình va cọc xay xát cơ giới để tối ưu hóa hoạt động cắt

1
Phân tích tính năng động của mô hình va cọc xay xát cơ giới
để tối ưu hóa hoạt động cắt
Tóm tắt
Máy công cụ trong tương lai có được hệ thống rất ổn định để duy trì năng suất, độ
chính xác và độ tin cậy cần thiết. Cả hai hệ thống máy công cụ và hệ thống trục chính
là cần thiết để tối ưu hóa cho khả năng gia công và thực hiện quá trình cắt gọt để đáp
ứng yêu cầu về năng suất và những yêu cầu về chất lượng. Từ tốc độ cắt của trục
chính và độ an toàn của nó. Trọng tâm của bài này là để hiển thị một phương pháp
thiết kế tối ưu hóa hiệu suất cắt năng động của cọc bằng cách thiết lập mối quan hệ
giữa chế độ cắt theo yêu cầu và nguyên tắc thiết kế cơ bản của một hệ thống trục
chính / công cụ chủ / công cụ. Ngoài ra, ảnh hưởng của việc thực hiện cắt trục chính,
được xác định bởi các thông số dụng cụ (chẳng hạn như giao diện người giữ trục
chính / công cụ, công cụ giữ khối lượng, vv) sẽ được hiển thị trong bài viết này.
NOMENCLATU
RE
b
cr
c
[mm]
[Ns/mm]
Chiều sâu cắt của trục
Viscose giảm xóc
c
M
[cm
3
/min/kW]
Vật liệu cắt
D
Tool

[mm] Công cụ đường kính
F [N] Lực
f
n
[Hz] Tần số tự nhiên
f
R
[Hz] Tần số cộng hưởng
f
z
[mm/rev] Chip mỗi răng
G(j
ω
)
[mm/N] Chuyển giao chức năng động
k
k
cb
MRR
cr
[N/mm]
[N/mm
2
]
[cm
3
/min]
Độ cứng
Hệ số cắt động cụ thể
Tỷ lệ loại bỏ các tài liệu quan trọng

n
Base
[rpm] Tốc độ cơ bản của trục chính
P
cr
[kW] Critical máy điện
P
S1
[kW] Trục chính điện liên tục
S
pe
Yếu tố hiệu suất cắt trục chính
Y [mm] Displacement phản ứng
z Số răng
z
avg
Số răng cắt
ξ
Tỷ lệ damping
µ

Hệ số chồng chéo của máy (máy pháy µ = 1)
P
S
=
2
Giới Thiệu
Hai phương pháp thử nghiệm phổ biến để đánh giá hiệu suất cắt của cọc và các hệ
thống máy công cụ đang được áp dụng trong ngành công nghiệp ngày nay [1, 2, 3,
4]. Phương pháp đầu tiên xác định sự sẵn có của các quy định liên tục điện PS1 trục

chính đánh giá cao nhất trên một phạm vi tốc độ nhất định thông qua việc thực hiện
cắt giảm mã lực. Phương pháp thứ hai là để dự đoán hoặc thực hiện một loạt cắt
giảm thử nghiệm với một công cụ xác định và nguyên liệu phôi để xác định các khu
tốc độ nói nhảm miễn phí cắt (lubing sơ đồ) và chiều sâu quan trọng trục của cut [5,
6, 7, 8]. Tuy nhiên, cả hai phương pháp đều bị ảnh hưởng bởi một loạt các thông số
cắt, chẳng hạn như điều kiện hao mòn công cụ, công cụ hình học, vv… các phương
pháp có thể thiết lập so sánh trực tiếp việc thực hiện cắt giữa việc thiết kế trục chính
khác nhau và cũng không thể được áp dụng trong khái niệm thiết kế giai đoạn của
máy công cụ và / hoặc hệ thống trục chính.
Để so sánh thiết kế trục chính phay hoặc khái niệm độc lập từ các yêu cầu ứng dụng
của chúng cũng như quyền lực của chúng và đặc điểm tốc độ khác nhau, một
phương pháp đã được thiết lập cho phép xác định tốc độ trục chính có sẵn mà có thể
được sử dụng để loại bỏ được tiếng ồn ở bất kỳ tốc độ trục chính nhất định. Nói cách
khác, trục chính cắt Spe hiệu suất có thể được định nghĩa là tỷ số giữa công điện
PCR quan trọng mà có thể được sử dụng để loại bỏ vỏ gô bào, không tiếng ồn, tại
n
Base
trục chính tốc độ cơ sở cho một vật liệu phôi nhất định, và nguồn năng lượng
có sẵn trục chính liên tục P
S1
:
P
c
r pe
S1
The critical machining power P
cr
is
determined
with:

(1)
P
cr
=
MRR
cr
.c

M
(2)
while the Critical Material Removal Rate (MRR
cr
) is:
MRR
cr
=
b
cr
.f
z
.z.n
Base
.D
Tool
Bảng 1: Ví dụ cho c
M
và giá trị KCB đối với nguyên liệu thường được gia công.
(3)
Material
c

M
[cm
3
/min/kW]
k
cb
[N/mm
2
]
Aluminum 70 83
Gray Cast Iron 40 200
Alloy Steel 30 355
Titanium 25 387
Chiều sâu trục quan trọng của bcr giá trị điểm cắt được xác định thông qua các tiêu
cực tối đa Remax phần thực {G (jω)} neg chức năng chuyển giao năng động của
một hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ (Hình 1) [5]. Giá trị này phản ánh
một điều kiện trò chuyện cắt miễn phí trên toàn bộ dải tốc độ trục chính của một hệ
thống trục chính / công cụ chủ / công cụ. Sự ổn định cũng được biết đến thùy sơ đồ,
công thức dự đoán.
Hình 1: Ví dụ về các phần tối đa thực tế tiêu cực của một chức năng chuyển giao
năng động cho một hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ.
sự ổn định của hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ như là một chức năng
của tốc độ trục chính cho thấy giá trị này (Xem hình 2) [9, 10, 11]. Khu vực gây ra
tiếng ồn được tùy thuộc vào phạm vi tốc độ trục chính được lựa chọn. Tuy nhiên,
{
}
bằng cách chọn một độ sâu trục cắt bằng hoặc nhỏ hơn so với độ sâu trục quan
trọng cắt, điều kiện cắt giảm tiếng ồn có thể đạt được. Giá trị này được xác định
cho một cắt xẻ rãnh thông qua mối quan hệ:
b

cr
=
(1
+
µ).k
cb
.z
avg
1
. Re G( j
ω
)
neg
max
. (4)
Bảng 1 cho thấy giá trị cho k
cb
cụ thể năng động, hệ số cắt cho vật liệu thường
được gia công.
Trục chính cắt Spe giá trị thực hiện xác định số tiền của quyền lực trục chính có
sẵn, có thể được sử dụng để loại bỏ con chip. Nếu Spe là nhỏ hơn 1, liên tục có trục
chính điện PS1 chỉ có thể được sử dụng một phần để loại bỏ chip. Hệ thống trục
chính / công cụ chủ / công cụ sẽ gây ra tiếng ồn trước khi đến liên tục tối đa của nó
PS1 điện trục chính. Nếu Spe bằng / hoặc lớn hơn 1, điện tối đa liên tục trục chính
có thể được sử dụng hoàn toàn để loại bỏ chip theo không có điều kiện gây tiếng
ồn.
Như thể hiện trong các phương trình trên trục chính cắt Spe hiệu suất không chỉ
chịu ảnh hưởng bởi các đặc tính thiết kế trục chính và trục chính / công cụ chủ /
công cụ cấu hình hệ thống (| Re {G (jω)} neg | max), mà còn bởi cắt các thông số
lựa chọn như các chip cho mỗi tốc độ răng trục chính, và các tài sản vật chất của

phôi. Để tối ưu hóa hiệu suất cắt trục chính tất cả các thông số trên ảnh hưởng phải
được xem xét. Ví dụ, việc thực hiện cắt với trục chính / công cụ chủ / hệ thống công
cụ có thể được tăng lên từ Spe = 0,7 S
pe
= 1 bằng cách đơn giản tăng chip mỗi răng
từ 0,13 mm / vòng 0,18 mm / vòng.
Hình 2: Ví dụ về một sơ đồ thùy ổn định
Tuy nhiên, bên cạnh việc thay đổi các thông số cắt công nghệ để tăng hiệu suất cắt
của trục chính/ công cụ chủ/ công cụ hệ thống, bài viết này sẽ thảo luận về những
ảnh hưởng liên quan đến thiết kế khái niệm xay cọc cũng như cấu hình của trục
chính/ công cụ chủ/ công cụ hệ thống những buổi trình diễn tổng thể cắt trục chính.
Điều này được thể hiện trên một ví dụ của một trục cơ giới phay tốc độ cao có thể
được cấu hình với trục chính / công cụ chủ giao diện khác nhau cũng như các loại
khác nhau của độ cứng.
Mô hình năng động của các trục xay xát cơ giới tốc độ cao
Để xác định ảnh hưởng của trục chính / công cụ chủ / công cụ cấu hình hệ thống
của việc thực hiện cắt trục chính, một mô hình phần tử hữu hạn của một rpm 24.000
cơ giới / PS1 = 30 kW cao tốc độ trục chính được mô hình hóa bằng cách sử dụng
ADAMS FEM-Software. Hình 3 cho thấy thiết kế khái niệm của trục chính phân
tích.
Trục chính này có thể được trang bị với các cấu hình khác nhau tùy thuộc vào yêu
cầu tốc độ trục chính tối đa và sức mạnh. Cấu hình như vậy là các giao diện trục
chính / công cụ chủ, trục chính nguồn điện liên tục, loại chịu lực (thép-ball hoặc
vòng bi gốm lai) cũng như giao diện công cụ trục chính / máy.
Nhìn chung, các trục chính mô hình được thiết kế với 2 70 mm trong cuộc đua vòng
bi phía trước đường kính gắn kết trở về trước, và là một trong 65 mm đường kính
bên trong cuộc đua vòng bi đuôi gắn trong ống lót nổi là mùa xuân nạp chống lại
hai vòng bi phía trước. Ngoài ra, để tăng

Hình 3: Sơ đồ bố trí của 24.000 phân tích rpm, trục chính kW 30 tốc độ cao.

Tổng thể trục chính xuyên tâm trục độ cứng cũng như preload trục mang phía trước,
một ổ bi phía sau đã được thực hiện ở phía trước, đó là mùa xuân nạp chống lại các
vòng bi phía trước hai như. Mang tải trước tổng số trục trục chính được thiết lập tại
1800 rotor của một động cơ cảm ứng loại N. được gắn trên trục trục chính. PS1 giới
hạn nguồn điện liên tục là phụ thuộc vào nhiệt, được tạo ra trong stator và rotor.
Trong khi nhiệt tạo ra trong phần tĩnh có thể được loại bỏ thông qua những chiếc áo
khoác nước, sức nóng của rotor có đi qua các vòng bi. Do giới hạn nhiệt độ của
phenolic bóng lồng cũng như sức mạnh cần thiết của trục trục chính / can thiệp phù
hợp với rotor, trục chính công suất tối đa liên tục 30 kW từ 5000 đến 24.000 rpm
không thể vượt quá.
Mô hình năng động của trục chính với FEA
Dựa trên mô hình cơ học của thiết kế trục chính, thể hiện trong hình 3, một mô hình
FEA của trục trục chính đã được phát triển bằng cách sử dụng ADAMS phần mềm
(xem hình 4). Trục discreted bởi các yếu tố chùm với nhiều hình học phần khác nhau
chéo. Các vòng bi tiếp xúc góc đã được đại diện bởi các yếu tố mùa xuân xuyên tâm
và trục tuyến tính với độ cứng phù hợp và giảm xóc. Giao diện trục chính / công cụ
chủ đã được trừu tượng hóa bằng hai lò xo ở phía trước và phía sau của bề mặt tiếp
xúc cũng như một trong những yếu tố mùa xuân trục giữa trục chính và công cụ chủ,
đại diện cho các kẹp móc kéo. Các bộ phận trục chính, không góp phần vào độ cứng
trục chính đã được đơn giản là những khối điểm và thêm vào trục trung tâm của lực
hấp dẫn. Lợi dụng của ADAMS, giảm xóc lò xo và các phần tử hữu hạn có thể được
tính một cách dễ dàng và thay đổi. Thông qua việc áp dụng một lực lượng xung ảo ở
mũi công cụ mô hình hóa, dữ liệu cần thiết để tính toán việc tuân thủ năng động của
hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ có thể được xác định.
Hình 4: FEA mô hình trục chính.
XÁC ĐỊNH HỆ THỐNG TRỤC / GIÁ ĐỠ DỤNG CỤ/ BỘ PHẬN GIẢM XÓC
Mỗi hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ bao gồm nhiều thành phần cơ khí, được
kết lại với nhau và có thể được đại diện trong một mô hình động như các yếu tố khối
lượng, lò xo và giảm xóc. Trong khi khối lượng và độ cứng mùa xuân, xác định fn tần số
tự nhiên của hệ thống, các yếu tố giảm xóc, đại diện bởi tỷ lệ giảm chấn , chỉnh tăng cộng

hưởng của biên độ dao động và cùng với nó, độ cứng hệ thống năng động. Vì vậy, việc
xác định tỷ lệ giảm chấn địa phương hoặc địa phương viscose c giá trị giảm chấn của hệ
thống trục chính / công cụ chủ / công cụ, có nghĩa hết sức quan trọng để mô hình hóa độ
cứng tổng thể năng động của một trục chính.
Nói chung, tỷ lệ giảm chấn ξ của một hệ thống năng động có thể được xác định bằng cái
gọi là √ 2 - phương pháp từ các đường cong tuân thủ năng động của hệ thống trục chính /
công cụ chủ / công cụ (xem hình 5) [4]. Bằng cách xác định việc tuân thủ tối đa của hình
chế độ phân tích | 1 / k | FR và nhân với 1 / √ 2 hai tần số f1 và f2 có thể thu được. với
R
t
ff
.2
12
−
=
ξ
(5)
tỷ lệ giảm xóc của chế độ phân tích có thể được xác định
Hình 5: √ 2-phương pháp để xác định tỷ lệ giảm xóc
Giống như hầu hết các phần mềm mô hình FEA, ADAMS yêu cầu viscose giảm xóc c,
như là một mô hình giá trị đầu vào. Biết tỷ lệ giảm xóc ξ cũng như tần số tự nhiên fn của
chế độ phân tích (Real một phần của bằng FRF 0), giá trị viscose giảm xóc c có thể được
tính toán với:
n
f
k
c 2
ξ
=
(6)

Phương pháp này thường có thể được sử dụng cho mỗi gia tăng cộng hưởng của một
đường cong tuân thủ đo năng động. Đối với một điều kiện biên, án phải được thực hiện
cho dù sự tuân thủ của các vị trí được kiểm tra, ngoài ra, vật chất bị ảnh hưởng bởi các
điểm cộng hưởng lân cận. Sự khác biệt tần số cần thiết giữa các tần số cộng hưởng lân
cận giảm khi tỷ lệ giảm xóc giảm, tức là với một lây lan hẹp của sự gia tăng cộng hưởng.
Việc xác định tỷ lệ giảm chấn ξ cho một hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ từ
đường cong tuân thủ năng động của nó bằng cách sử dụng √ 2-phương pháp chỉ có thể
cho các điều kiện rõ rệt duy nhất có khối lượng rung, tức là chỉ khi các đỉnh cộng hưởng
duy nhất đang xảy ra đến nay từ mỗi khác. Để xác định tỷ lệ giảm xóc giữa giao diện trục
chính / công cụ chủ, một lan rộng của các đỉnh núi cộng hưởng của các hội đồng tool-
holder/tool và hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ đã được thành lập. Như là một
hội công cụ / công cụ chủ, 2-rãnh carbide rắn cuối cùng nhà máy với công cụ có đường
kính 25,4 mm đã được thực hiện vào một CAT # 40-côn shrink-fit loại công cụ chủ với
một nhô ra của 76 mm (L / D = 3:1). Giao diện công cụ / công cụ chủ này có một tỷ lệ
thấp năng động giảm chấn và độ cứng cao hơn so với các loại collet-chuck công cụ chủ.
Ngoài ra, tổng khối lượng của công cụ này lắp ráp công cụ chủ / là khoảng 20% ít hơn so
với lắp ráp collet chuck công cụ chủ đi, dẫn đến thêm một sự thay đổi tần số cộng hưởng
của chế độ công cụ / công cụ chủ đi từ trục chính / tool-holder/tool chế độ tần số cộng
hưởng. Các chức năng tuân thủ năng động đã thu được thông qua việc đo phần thực (Re
{G (jω)}) và một phần tưởng tượng (Im {G (jω)}) FRF (đáp ứng tần số chức năng) bằng
cách sử dụng kích thích tác động ở mũi của công cụ này và áp dụng các phương trình các
giá trị đo. Các kết quả của các phép đo có thể được nhìn thấy trong hình 6.
{ } { }
22
))((Im))((Re
)(
1
ωω
ω
jGjG

k
+=
(7)
Hình 6: Xác định tỷ lệ giảm xóc ξ của đường cong tuân thủ năng động bằng cách áp dụng
√ 2-phương pháp
Một số chế độ xuất sắc có thể được nhìn thấy ở đây. Phân tích thông qua việc tính toán
phần tử hữu hạn cho thấy chế độ xung quanh 512 Hz là chế độ trục chính uốn cong, được
nhắc đến trong bài báo này là chế độ trục chính / công cụ chủ / công cụ. Các chế độ tiếp
theo cao nhất tại 1027 liên quan đến việc lắp ráp công cụ / công cụ chủ và được gọi là chế
độ tool-holder/tool. Dựa trên các phép đo FRF và √ được hiển thị ở trên 2 phương pháp
luận, tỷ lệ giảm xóc ξ cho giao diện trục chính / công cụ chủ có thể được tính là 0,048.
Sự Phù Hợp Động Năng
Phương thức lý thuyết thử nghiệm đã được sử dụng thành công để tính toán tần số của các
cấu trúc máy công cụ [12]. Một tần số bao gồm các đặc tính biên độ tần số (năng động,
tuân thủ) và đặc tính pha tần số của một hệ thống. Phân tích tần số đặc trưng quan trọng là
để đạt được một sự hiểu biết về hiệu suất năng động của một hệ thống trục chính / công
cụ chủ / công cụ đặc biệt là khi tốc độ trục chính có một phạm vi hoạt động rộng. Chức
năng phản ứng năng động hơn nữa có thể được sử dụng để tính toán ổn định, sơ đồ để
đánh giá hiệu suất trục chính năng động. Toán học, giả sử rằng nếu lực lượng tác động
hoạt động trên mũi công cụ là F (t), phản ứng di chuyển của các mũi nhọn công cụ là Y
(t), sau đó tuân thủ năng động G (jω) các trục chính được định nghĩa là

)(
)(
)(
)(
)(
0
0
ω

ω
ω
jE
jE
etF
dtetY
jG
F
Y
T
jwt
T
jwt
−=
∫
∫
−
−
(8)
EF (jω) và EY (jω) là quang phổ năng lượng phức tạp của lực lượng đầu vào và đầu ra
chuyển. Tích hợp là biến đổi Fourier biểu thức và có thể được tính toán bằng thuật toán
FFT [13]. Chia phổ năng lượng phức tạp của T thời gian hội nhập, chúng ta thu được
quang phổ điện phức tạp:

)(
1
)(
ωω
jE
T

jS
Y
=
(9)

)(
1
)(
ωω
jE
T
jS
F
=

Sau khi mở rộng với liên hợp phức tạp, việc tuân thủ năng động có thể được thể hiện như

{ } ( ){ }
)(
Im)(Re
)(
ω
ωω
ω
FF
YFYF
S
jSjjS
jG
+

=
(10)
S
F
.(jω) là liên hợp phức tạp của S
F
.(jω), S
FF
.(jω) là phổ điện tự động (thực), S
YF
.(jω) là
phổ công suất chéo (phức tạp). Độ lớn của G (jω) là việc tuân thủ năng động.
Mô hình đánh giá
Để đánh giá các mô hình hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ FEA, đo lường bằng
cách sử dụng tác động kích thích ở mũi công cụ đã được thực hiện. Hình 7 cho thấy chức
năng chuyển động (phần thực và phần ảo) của trục chính phân tích và mô phỏng mô hình
FEA. Khoảng 10 đến 20% sự khác biệt tồn tại do sự bỏ qua của mô hình hình học chi tiết.
Mục đích của mô hình hóa và mô phỏng FEA là không chỉ để xác định xu hướng mà còn
ảnh hưởng đến các thông số thiết kế (độ cứng chịu lực, trục chính / độ cứng giao diện
công cụ chủ và giảm xóc, công cụ hình học, vv) về việc thực hiện cắt, hiện có sai lệch nhỏ
của mô hình FEA là không đáng kể và sẽ không làm suy giảm kết quả phân tích.
KẾT QUẢ VÀ THẢO LUẬN
Nói chung, các yếu tố tính toán phân tích hữu hạn của hệ thống trục chính / công cụ chủ /
công cụ cho thấy ba hình dạng chế độ thống trị, được minh họa trong hình 8. Với các điều
kiện biên cho mô hình (độ cứng, khối lượng và phân phối giảm xóc viscose) chế độ đầu
tiên, chế độ trục chính,
Hình 7: So sánh các chức năng chuyển động giữa các kết quả kiểm tra vòi nước và FEM
mô hình mô phỏng
xảy ra ở một tần số cộng hưởng của 581 Hz, chế độ thứ hai, trục quay / chế độ công cụ
chủ / công cụ, 720 Hz và chế độ thứ ba, tool-holder/tool chế độ, 1005 Hz. Những kết quả

này dựa trên một loại CAT shrink-phù hợp với 40 công cụ chủ với đường kính 25,4 mm,
carbide rắn, nhà máy cuối cùng của 2-rãnh. Các giá trị độ cứng áp dụng cho các vòng bi
được lấy từ các nhà sản xuất mang, và các giá trị độ cứng của các giao diện trục chính /
công cụ chủ (CAT # 40 HSK 63A và HSK 80F) được dựa trên revues văn học [14, 15,
16, 17 và 18]. Độ cứng được lựa chọn và giá trị giảm xóc viscose cho trường hợp này
được đưa ra trong Bảng 2.
Như đã thảo luận trước đó, hiệu suất trục chính cắt không chỉ được xác định bởi các thiết
kế trục chính mà còn bởi công cụ hình học. Hình 9 cho thấy tuân thủ năng động tính toán
của hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ cho một 25,4 và công cụ có đường kính
19 mm với nhô cùng
76 mm. Trong cả hai trường hợp, hình dạng chế độ tool-holder/tool cho thấy việc tuân
thủ cao nhất năng động. Việc chuyển đổi từ một lớn hơn công cụ có đường kính nhỏ hơn
làm tăng tần số cộng hưởng từ 1005 đến 1087 Hz và biên độ tuân thủ của mình. Do sự
gia tăng tần số cộng hưởng và tỷ lệ liên tục giảm chấn của giao diện trục chính / công cụ
chủ (ξ = 0,048), độ rộng của đỉnh cộng hưởng tăng là tốt.
Những kết quả này cho thấy đường kính công cụ có ảnh hưởng đáng kể đến việc tuân thủ
hệ thống tổng thể và hiệu suất cắt trục chính. Bằng cách áp dụng các phương trình (1 đến
4), trục chính cắt Spe hiệu suất là công cụ 19 mm đường kính 0,39 và công cụ đường
kính 25,4 mm
0,46. Những tính toán này đã được thực hiện gia công nhôm, với một chip tải FZ =
0.25mm/rev. Ngay cả những dự đoán tối đa tiêu cực thực sự một phần của FRF cho các
công cụ lớn hơn là lớn hơn so với công cụ đường kính 19 mm (-2 x 10-4 mm / N cho các
công cụ 25,4 mm và -1,73 x 10-4 N / mm cho 19 mm công cụ), mà kết quả trong một độ
sâu trục nông quan trọng cắt, trên tất cả các tỷ lệ vật liệu loại bỏ là cao hơn do công cụ
đường kính lớn hơn. Ví dụ này cho thấy rõ ràng rằng hiệu suất trục chính cắt không chỉ
chịu ảnh hưởng bởi các thiết kế trục chính mà còn bởi cấu hình trục chính, công cụ chủ
và công cụ.
Hình 8: Các hình dạng chế độ thống trị của hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ
phân tích
Syste

m
Compone
Stiffness
k
[N/
mm
Viscose
Damping c

[Ns/mm]
Spindle/T
ool-
Holder
Interface
Front: 24.0 x
10
5
Rear: 21.6 x
Front: 0.154
Rear: 0.154
Front Bearing
7.75 x 10
5
0.025
Rear Bearing
7.75 x 10
5
0.025
Tail Bearing
4.1 x 10

5
0.025
Bảng 2: Độ cứng và hệ số giảm xóc viscose
Sự ảnh hưởng của các loại công cụ chủ đến việc thực hiện cắt trục chính đã được phân
tích thông qua mô hình hóa ba khác nhau trục chính / công cụ chủ giao diện (CAT # 40,
HSK-63A và HSK-
80F) trên trục mô tả ở trên. Tất cả các giao diện này phân tích có thể được thực hiện trên
một trục chính với một mang 70 mm phía trước đường kính bên trong. Các kết quả của
các phân tích này được thể hiện trong hình 10. Như minh chứng ở trên, độ cứng giao
diện trục chính / công cụ chủ có tác động lớn đến sự phù hợp của hệ thống trục chính /
công cụ chủ / công cụ. Các loại giao diện không chỉ ảnh hưởng tuân thủ năng động của
chế độ thống trị nhất mà còn tất cả các chế độ khác. Hơn nữa, HSK 63A cũng như thay
đổi giao diện HSK 80F tần số tự nhiên của chế độ tool-holder/tool để một tần số cao
hơn do sự gia tăng độ cứng giao diện, trong khi tần số tự nhiên của chế độ thứ hai (trục
chính / công cụ chủ / công cụ chế độ) vẫn giữ nguyên.

Hình 9: động tuân thủ của hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ cho hai đường
kính công cụ khác nhau
Hình 10: động tuân thủ của hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ cho một trục với
CAT
# 40, HSK 63A và HSK 80F trục chính / giao diện công cụ chủ.
Đó là dự đoán rằng bằng cách lựa chọn một giao diện 63A HSK hoặc HSK 80F, thấp
hơn năng động tuân thủ của chế độ tool-holder/tool sẽ được nhìn thấy. Hơn nữa, việc
thực hiện cắt năng động cho mô hình ở trên trục chính / công cụ chủ / công cụ hệ thống
sẽ tăng 180% cho một giao diện HSK 63A, do dự đoán nhỏ hơn một phần tối đa thực tế
tiêu cực của FRF (-7,1 x 10-5). Điều này cải thiện trong các buổi biểu diễn cắt năng
động cũng như độ cứng động của các công cụ và công cụ chủ chủ yếu là do phù hợp
đồng thời của mặt bích công cụ chủ và taper giao diện trục chính. Ngoài ra, điều này
phù hợp đồng thời cũng cung cấp cho các loại HSK giao diện thời điểm một khả năng
uốn cao hơn.

Bên cạnh những ảnh hưởng của giao diện trục chính / công cụ chủ, năng động tính toán
FEA để xác định ảnh hưởng của khối lượng công cụ chủ với đặc điểm năng động tổng
thể của hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ đã được thực hiện là tốt. Những
phân tích được dựa trên ba CAT giống hệt nhau # 40 loại công cụ chủ sở hữu với khối
lượng khác nhau. Đầu tiên công cụ chủ đại diện shrink-fit một loại, thứ hai, một loại
collet (0,3 kg hơn shrink-fit), và 1/3 các loại thủy lực chuck (1,9 kg hơn shrink-fit). Tất
cả các công cụ phân tích chủ sở hữu đã được mô hình với một nhà máy cuối cùng 25,4
mm, trong đó có một chiều dài công cụ (các mẹo của công cụ cho chủ công cụ) 76 mm.
Trong cả ba trường hợp cứng khớp cũng như tỷ lệ giảm xóc giữa các công cụ và công
cụ chủ sở hữu đã được giả định là giống nhau. Các kết quả của các phân tích này được
minh họa trong hình 11. Như được chứng minh, bằng cách tăng khối lượng nắm giữ
công cụ, tần số cộng hưởng giảm. Đặc biệt là trong trường hợp của các loại công cụ
thủy lực chuck chủ một sự thay đổi tần số đáng kể có thể được quan sát thấy. Các chế
độ tool-holder/tool chuyển từ 1005 Hz đến 552 Hz, đó là dưới chế độ trục chính (chế
độ). Ngoài ra, việc tuân thủ tổng thể của tất cả các chế độ tăng với khối lượng công cụ
chủ.
Hình 11: động tuân thủ của hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ trong ba khối
lượng chủ công cụ khác nhau
Tuy nhiên, sự gia tăng của khối lượng công cụ chủ chỉ có một ảnh hưởng nhỏ về việc
thực hiện cắt trục chính. Hình 12 cho thấy các phần thực và tưởng tượng của việc
chuyển giao năng động tính toán chức năng shrink-fit và các loại thủy lực công cụ chủ
sở hữu. Trong trường hợp của shrink-fit loại công cụ chủ, chế độ thứ ba (tool-
holder/tool chế độ) thống trị trục chính cắt giảm hiệu suất (tối đa tiêu cực thực sự một
phần của FRF) bằng cách tăng khối lượng nắm giữ công cụ, trong khi chế độ thứ hai
tăng và chi phối hiệu suất tổng thể trục chính cắt. Trong cả hai trường hợp, cắt trục
chính hiệu suất cho trục chính phân tích đã được xác định như Spe ≈ 0,46.

Hình 12: Real và tưởng tượng các bộ phận của các chức năng chuyển giao năng động
tính toán cho một shrink-fit và một loại công cụ thủy lực chuck chủ
Các phân tích chế độ năng động hình dạng cho thấy bằng cách tăng khối lượng công cụ

chủ, một sự khuếch đại của chế độ trục chính do ảnh hưởng cantilever xảy ra (Hình 13).
Ngoài ra, các điều kiện rung động rõ rệt của một khối lượng đơn hoặc trục một thành
phần duy nhất, như nó được hiển thị trong hình 7, không còn hiệu lực. Những rung động
của hiệu ứng chế độ tool-holder/tool sự rung động của đuôi trục chính và ngược lại.
Hiệu ứng này xảy ra khi cả hai tần số cộng hưởng của chế độ tool-holder/tool và chế độ
trục chính đang tiếp cận nhau. Như đã nêu trước đó, sự gia tăng của khối lượng công cụ
chủ không thực hiện việc trục chính cắt giảm hiệu suất nhưng có thể ảnh hưởng đến độ
tin cậy trục chính do biên độ dao động tăng lên của đuôi trục chính. Để tránh công trong
điều kiện trò chuyện, tần số qua răng có để tiếp cận tần số chi phối hầu hết các hệ thống
trục chính / công cụ chủ / công cụ. Tuy nhiên, gia công theo các tần số sẽ làm tăng sự
rung động của đuôi trục chính có thể dẫn đến ăn mòn lo lắng và / hoặc liên lạc giữa các
bộ phận văn phòng phẩm và trục quay (encoder bánh xe, mê cung con dấu ). Độ lớn
của các rung động (trục chính đuôi) chỉ có thể được xác định thông qua chức năng
chuyển giao chéo của hệ thống trục chính / công cụ chủ / công cụ (xem hình 14). Nói
chung, nó được khuyến khích để tăng độ tin cậy trục chính, các rung động trục chính
đuôi nên được giảm bớt thông qua công cụ nhẹ / công cụ chủ quần chúng.
Để xác định ảnh hưởng của độ cứng chịu lực trục chính đến các hành vi tác động của hệ
thống trục chính / công cụ chủ / công cụ, phân tích đã được thực hiện với các ví dụ về
hai khác nhau
góc cạnh loại mang liên lạc. Các loại mang đầu tiên là thép vòng bi và loại thứ hai, gốm
lai. Trong cả hai trường hợp, vị trí mang và định hướng mang giống hệt nhau. Các giá
trị độ cứng áp dụng cũng như tuân thủ năng động được thể hiện trong hình 15. Như
được chỉ ra trong hình hiển thị, thay đổi độ cứng chịu lực chỉ có một ảnh hưởng nhỏ
trên.
Hình 13: chế độ trục chính / công cụ chủ / công cụ cho một loại công cụ thủy lực chuck
chủ
Hình 14: Real và tưởng tượng các bộ phận của chức năng chuyển giao chéo của trục
chính phân tích với các loại công cụ thủy lực chuck chủ
Theo hệ thống tổng thể và hiệu suất cắt của nó. Tần số cộng hưởng của chế độ trục
chính / công cụ chủ / công cụ cũng như tuân thủ của mình tăng lên. Hơn nữa, chế độ

thống trị nhất (tool-holder/tool chế độ) không ảnh hưởng đáng kể do độ cứng mang trục
chính, do đó, trong cả hai trường hợp, các trục chính cắt hiệu suất vẫn như nhau (Spe =
0,46 và 0,47).

Hình 15: động năng, tuân thủ của trục chính / công cụ chủ / hệ thống công cụ cho hai
loại mang khác nhau
REFERENCES
[1]
Tlusty, J.; Koenigsberger, F. In Specifications and Test of Metal-Cutting
Machine Tools, Proceedings of the Conference 19
th
and 20
th
, University
of Manchester, Institute of Science and Technology (UMIST), Feb 19-20,
1970; Revell and George Limited: Manchester; Vol. 1.
[2] Cutting tests for determining the dynamic machine tool behavior, BAS-
Standard, Sweden,
[3] Machine Test Book-Records of Spindle Test, 1998, CINCINNATI MACHINE.
[4] Weck, M. Dynamisches Verhalten von Werkzeugmachinen. In
Werkzeugmanschinen, Fertigungssysteme, Messtechnische Untersuchung
und Beurteilung; VDI-Verlag GmbH: Dueselldorf, 1992; Vol. 4, 269-282.
[5] Weck, M.; Teipel, K. In Dynamisches Verhalten spanender
Werkzeugmaschinen; Springer- Verlag: Berlin, Heidelberg, New York, 1977.
[6] Tlusty, J.; Smith, S.; Zamudio, C. In Evaluation of Cutting Performance of
Machining
[7] Smith, S.; Winfough, W.; Young, K.; Hally, J. In The Effect of Dynamic
Consistency in Spindles on Cutting Performance, Proceeding of the
ASME
Manufacturing Engineering Division 2000, MED-Vol. 11, 927-933.

[8] Tlusty, J. Handbook of High Speed Machining Technology, In Machine
Dynamics; R.I. King, ed., Chapman and Hall, New York.
[9] Altintas, Y.; Budak, E. In Analytical Prediction of Stability Lobes in Milling,
Annals of the
[10] Smith, S.; Tlusty, J. In Update on High-Speed Milling Dynamics, T
ransaction
of the
[11] Tlusty, J.; Zaton, W.; Ismail, F. In Stability Lobes in Milling, Annals of the
CIRP 1983,
[12] Ewins, D.J. Theory and Practice, In Modal Testing; John Wiley & Sons, Inc.:

New York,
[13] Brigham, E.O. In The Fast Fourier Transform and its Applications;
Prentice Hall Inc.: Englewood Cliffs, NJ, 1988.
[14] Erstellung einer technischen Richtlinie fuer
Holschaftkegel-Werkzeuge,
Report of the 6th committee meeting, WZL, Sep 2001; RWTH-Aachen,
[15] Agapiou, J.; Rivin, E.; Xie, C. In Toolholder/Spindle Interfaces for CNC
Machine Tools, Annals of CIRP 1995, 44/1, 383-387.
[16] Weck, M.; Schubert, I. In New Interface Machine/Tool: Hollow
Shank, Annals of the
CIRP 1994, 43/1, 345-348.
[17] Schmitz, T. In Predicting High-Speed Machining Dynamics by
Substructure Analysis, Annals of the CIRP 2000, 49/1, 303-308.
[18] Ferreira, J.; Ewins, D. In Nonlinear Reacceptance Coupling
Approach Based on
Describing Functions, Proceeding of the 14th International Modal
Analysis Conference,
1995, Dearborn, MI, 1034-1040.