結(jié)合部對(duì)HSK主軸系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響

陳　建　田　良　商宏謨　沈春根　王貴成,3

1.江蘇大學(xué)，鎮(zhèn)江，212013　　2.成都工具研究所有限公司，成都，6100513.南通理工學(xué)院，南通，226002

結(jié)合部對(duì)HSK主軸系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響

陳建1田良2商宏謨2沈春根1王貴成1,3

1.江蘇大學(xué)，鎮(zhèn)江，2120132.成都工具研究所有限公司，成都，6100513.南通理工學(xué)院，南通，226002

根據(jù)HSK主軸系統(tǒng)的工作原理，在ANSYS軟件中建立了HSK主軸系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型。其中，各結(jié)合部都簡化為均布彈簧單元，各部件簡化為多段梁，并使用Timoshenko梁理論和有限元理論系統(tǒng)分析結(jié)合部對(duì)HSK主軸系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響。模態(tài)實(shí)驗(yàn)和有限元分析結(jié)果對(duì)比證實(shí)了Timoshenko梁理論分析HSK主軸系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型動(dòng)態(tài)特性的可行性和有效性。提出結(jié)合部對(duì)主軸系統(tǒng)各階模態(tài)影響的研究思路，并利用ANSYS有限元軟件中的諧響應(yīng)分析模塊，分別研究了軸承-主軸、主軸-刀柄和刀柄-刀具各結(jié)合部對(duì)HSK主軸-熱裝刀柄-刀具系統(tǒng)刀尖點(diǎn)頻響函數(shù)的影響，提出了相應(yīng)的抗振措施。

結(jié)合部；HSK主軸系統(tǒng)；Timoshenko梁；動(dòng)態(tài)特性

0　引言

HSK主軸系統(tǒng)(主軸-刀柄-刀具系統(tǒng))是高檔數(shù)控機(jī)床的核心部件，其動(dòng)態(tài)特性將直接影響機(jī)床的加工精度和穩(wěn)定性。主軸系統(tǒng)中傳遞動(dòng)力以及精度的關(guān)鍵部件為軸承-主軸、主軸-刀柄和刀柄-刀具的結(jié)合部，各結(jié)合部連接性能的好壞將直接決定主軸系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的優(yōu)劣。

HSK主軸系統(tǒng)中HSK主軸/熱裝刀柄是錐面和端面同時(shí)定位夾緊，定位精度高，非常適合高速加工；熱裝刀柄/刀具靠材料熱脹冷縮的夾緊力直接夾緊，夾緊力大，回轉(zhuǎn)精度高，動(dòng)平衡性能好。因此，HSK主軸系統(tǒng)廣泛應(yīng)用于汽車行業(yè)、航天航空行業(yè)和模具行業(yè)的高速和高精密加工[1]。

Schmitz等[2-3]采用結(jié)構(gòu)耦合法和Bernouli梁理論預(yù)測了HSK主軸系統(tǒng)刀尖點(diǎn)頻響函數(shù)(FRF)，但他們只建立了HSK主軸-刀柄的動(dòng)力學(xué)模型，并使用耦合法與實(shí)驗(yàn)測量數(shù)據(jù)耦合獲得HSK主軸-刀柄-刀具系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性，此方法計(jì)算復(fù)雜，一旦改變刀柄或刀具種類就需要重新建模，適用性差。Park等[4]使用耦合響應(yīng)法獲得了立銑刀刀尖點(diǎn)頻響函數(shù)；Namazia等[5]使用耦合響應(yīng)法，分別建立了HSK主軸-刀柄結(jié)合部和熱裝刀柄-刀具結(jié)合部的數(shù)學(xué)模型；閆蓉等[6]在研究HSK主軸系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性時(shí)，將主軸-刀柄設(shè)置為剛性接觸，將刀柄-刀具結(jié)合部簡化為彈簧-阻尼動(dòng)力學(xué)模型，并采用耦合響應(yīng)法獲得HSK主軸-刀柄系統(tǒng)的頻率響應(yīng)函數(shù)。但文獻(xiàn)[4-6]只是單獨(dú)建立了HSK主軸-刀柄結(jié)合部或刀柄-刀具結(jié)合部的動(dòng)力學(xué)模型，無法準(zhǔn)確獲得整個(gè)HSK主軸-刀柄-刀具系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性。Ertürk等[7-8]建立了BT主軸-刀柄-刀具系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型，采用耦合響應(yīng)和結(jié)構(gòu)修正方法獲得BT主軸系統(tǒng)刀尖點(diǎn)頻響函數(shù)，但該BT主軸系統(tǒng)只適用于低轉(zhuǎn)速。汪博等[9]建立了BBT主軸-刀柄-刀具系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型，并分別使用阻抗耦合法、半理論法與有限元法獲得BBT主軸系統(tǒng)刀尖點(diǎn)頻響函數(shù)，其中結(jié)合部的動(dòng)力學(xué)模型簡化為分布式彈簧，但他們只是將BBT主軸、刀柄和刀具簡化為管單元，僅僅研究了軸承-主軸結(jié)合部和主軸-刀柄結(jié)合部對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響。趙萬華等[10]通過考慮結(jié)合部柔性接觸的刀具-刀柄-主軸轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)解析模型獲得了BT主軸系統(tǒng)刀尖點(diǎn)頻響函數(shù)。

本文建立了基于結(jié)合部的HSK主軸-熱裝刀柄-刀具系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，獲得HSK主軸系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性，為準(zhǔn)確計(jì)算和預(yù)測主軸系統(tǒng)穩(wěn)定性提供理論指導(dǎo)；通過分析各接合部對(duì)主軸系統(tǒng)刀尖點(diǎn)頻響函數(shù)的影響，提出相應(yīng)的抗振措施，為高速加工主軸系統(tǒng)的設(shè)計(jì)提供理論基礎(chǔ)。

1　HSK主軸系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型

HSK主軸系統(tǒng)的結(jié)合部包括軸承-主軸結(jié)合部、主軸-刀柄結(jié)合部和刀柄-刀具結(jié)合部，圖1為HSK主軸系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖。

圖1　HSK主軸系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖

根據(jù)HSK主軸系統(tǒng)的工作原理，本文在ANSYS軟件中建立HSK主軸-熱裝刀柄-刀具系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型。圖2所示為HSK主軸系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，其中，各結(jié)合部簡化為均布彈簧單元，HSK主軸、熱裝刀柄和刀具簡化為多段梁，并使用Timoshenko梁理論來分析HSK主軸系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性。

圖2　HSK主軸系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型

Timoshenko梁理論同時(shí)考慮梁彎曲變形引起的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和梁的剪切變形，圖3所示為簡單梁模型。Timoshenko梁的自由振動(dòng)運(yùn)動(dòng)方程[11]為

(1)

式中，E為梁彈性模量;ρ為密度;A為梁的橫截面面積;I為橫截面的慣性矩；φ為剪切角；G為梁的剪切模量；k′為單位面積上平均剪切應(yīng)變與心點(diǎn)處剪應(yīng)變之比。

圖3　簡單梁模型

2　HSK主軸系統(tǒng)的固有頻率

以Mikron UCP 800 Duro五軸加工中心為例，其主軸為STEP-TEC主軸，最高轉(zhuǎn)速為20 000 r/min，主軸軸承為陶瓷球軸承。HSK熱裝刀柄的柄部為A63，熱裝夾頭內(nèi)孔直徑D=20 mm，夾頭長度lH=200 mm。刀具為兩刃硬質(zhì)合金立銑刀，直徑d=20 mm，長度lT=106 mm。

2.1有限元分析

在HSK主軸系統(tǒng)中，各結(jié)合部為均布彈簧單元，HSK主軸、熱裝刀柄和刀具為多段梁單元。其中，1～22段為HSK主軸單元，23～38段為熱裝刀柄單元，39～46段為立銑刀單元，3段、14段和17段為軸承-主軸結(jié)合部，18～22段與對(duì)應(yīng)的23～27段為主軸-刀柄結(jié)合部，35～38段與對(duì)應(yīng)的39～42段為刀柄-刀具結(jié)合部。HSK主軸、熱裝刀柄和刀具的具體尺寸分別如表1～表3所示。根據(jù)軸承的位置，將前軸承和后軸承一端固定，軸承位置如表4所示。

Timoshenko梁在ANSYS軟件中對(duì)應(yīng)的單元類型為Beam188，各結(jié)合部對(duì)應(yīng)于ANSYS軟件中的彈簧單元Combin14，HSK主軸-刀柄結(jié)合部和熱裝刀柄-刀具結(jié)合部的參數(shù)主要采用文獻(xiàn)[3]中的方法來識(shí)別。

表1　HSK主軸尺寸　mm

表2　熱裝刀柄尺寸　mm

表3　刀具尺寸　mm

表4　從左端開始各軸承的位置

(a)HSK主軸-刀柄結(jié)合部

(b)熱裝刀柄-刀具結(jié)合部圖4　結(jié)合部有限元模型

根據(jù)HSK主軸系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)，分別建立主軸-刀柄和刀柄-刀具的有限元模型，如圖4所示。圖4a所示為HSK主軸-刀柄結(jié)合部有限元模型，主軸與刀柄的材料[5]均為4Cr5MoSiV，其彈性模量為200 GPa，密度為7850 kg/m3，泊松比為0.29。刀柄錐面末端施加夾緊力18 kN，并在結(jié)合部處設(shè)置接觸面對(duì)，目標(biāo)面為刀柄錐面外圓面，接觸面為主軸內(nèi)錐面，接觸摩擦因數(shù)為0.2，過盈量為10 μm；并將主軸末端設(shè)置為固定，刀具末端上分別施加力(分別為1500 N，2000 N，2500 N，3000 N和3500 N)和力矩(分別為10 N·m，12.5 N·m，15 N·m，17.5 N·m和20 N·m)，進(jìn)而獲得結(jié)合部各個(gè)位置的位移和轉(zhuǎn)動(dòng)角度，最終計(jì)算得到刀柄-刀具結(jié)合部的平動(dòng)剛度Kp和轉(zhuǎn)動(dòng)剛度Kθ。圖4b所示為熱裝刀柄-刀具結(jié)合部有限元模型，刀具為硬質(zhì)合金，其彈性模量為550 GPa，密度為14 500 kg/m3，泊松比為0.22，并在結(jié)合部處設(shè)置接觸面對(duì)，目標(biāo)面為刀具外圓面，接觸面為夾頭內(nèi)孔面，接觸摩擦因數(shù)為0.2，過盈量為10 μm；并將刀柄末端設(shè)置為固定，刀具末端上分別施加力(分別為250 N，500 N，750 N，1000 N和1250 N)和力矩(分別為2.5 N·m，5 N·m，7.5 N·m，10 N·m和12.5 N·m)，進(jìn)而獲得結(jié)合部各個(gè)位置的位移和轉(zhuǎn)動(dòng)角度，最終計(jì)算得到刀柄-刀具結(jié)合部的平動(dòng)剛度和轉(zhuǎn)動(dòng)剛度。由于軸承的轉(zhuǎn)動(dòng)剛度對(duì)主軸系統(tǒng)影響很小，故只需取軸承的平動(dòng)剛度，前軸承的平動(dòng)剛度為8 MN/m，后軸承的平動(dòng)剛度為75 MN/m[12]。HSK主軸-刀柄結(jié)合部和熱裝刀柄-刀具結(jié)合部的特征參數(shù)如表5和表6所示。

表5　HSK主軸-刀柄結(jié)合部特征參數(shù)

表6　熱裝刀柄-刀具結(jié)合部特征參數(shù)

2.2模態(tài)實(shí)驗(yàn)

以Mikron UCP 800 Duro五軸加工中心為研究對(duì)象，采用Kistler三坐標(biāo)加速度傳感器進(jìn)行測量，Cutpro模態(tài)測試系統(tǒng)進(jìn)行測量數(shù)據(jù)轉(zhuǎn)換與處理。先將Kistler加速度傳感器粘貼于刀尖點(diǎn)上，再用模態(tài)力錘進(jìn)行敲擊，測量信號(hào)通過Cutpro測試系統(tǒng)進(jìn)行放大、采集和FFT轉(zhuǎn)換。圖5為模態(tài)測試系統(tǒng)圖，圖6所示為實(shí)測HSK主軸系統(tǒng)刀尖點(diǎn)頻響函數(shù)，根據(jù)HSK主軸系統(tǒng)的實(shí)際轉(zhuǎn)速，頻率在幾kHz就為高頻，遠(yuǎn)遠(yuǎn)超出其應(yīng)用范圍。因此，綜合考慮實(shí)際轉(zhuǎn)速與分析便利，只分析HSK主軸系統(tǒng)的前六階模態(tài)(0～3500 Hz)。

圖5　模態(tài)測試系統(tǒng)圖

圖6　HSK主軸系統(tǒng)刀尖點(diǎn)頻響函數(shù)(實(shí)測值)

2.3結(jié)果分析與比較

本文分別對(duì)HSK主軸系統(tǒng)固有頻率進(jìn)行有限元分析和模態(tài)實(shí)驗(yàn)，HSK主軸系統(tǒng)固有頻率如表7所示。

表7　HSK主軸系統(tǒng)固有頻率　Hz

Timoshenko梁理論所得的固有頻率與模態(tài)實(shí)驗(yàn)值很相近，其最大差值僅為6.5%?？芍?，采用Timoshenko梁理論來分析本文所建立HSK主軸-熱裝刀柄-刀具系統(tǒng)有限元模型動(dòng)態(tài)特性是可行的和有效的。

3　結(jié)合部對(duì)HSK主軸系統(tǒng)刀尖點(diǎn)頻響函數(shù)的影響分析

HSK主軸系統(tǒng)刀尖點(diǎn)的頻響函數(shù)為[7]

(2)

其中，y和θ分別為刀尖點(diǎn)位移和轉(zhuǎn)角；F和M分別為作用在刀尖點(diǎn)的力和力矩；H為受力作用下位移響應(yīng)函數(shù)；N為受力作用下的轉(zhuǎn)角響應(yīng)函數(shù)；L為受力矩作用下的位移響應(yīng)函數(shù)；P為受力矩作用下的轉(zhuǎn)角響應(yīng)函數(shù)。本文主要以H為研究對(duì)象。

利用ANSYS中的諧響應(yīng)分析模塊，使用上述Timoshenko梁有限元模型，在刀尖點(diǎn)46上施加幅值為200 N、頻率范圍為1～4000 Hz的正弦激勵(lì)，使用模態(tài)疊加法獲得刀尖點(diǎn)的諧響應(yīng)，再除以激勵(lì)幅值，從而獲得系統(tǒng)刀尖點(diǎn)的頻響函數(shù)。

本文提出了分析各結(jié)合部對(duì)HSK主軸系統(tǒng)影響的思路，將結(jié)合部的不同剛度參數(shù)代入動(dòng)力學(xué)模型中計(jì)算，比較不同剛度參數(shù)下系統(tǒng)的各階模態(tài)值變化大小，進(jìn)而推斷此結(jié)合部主要影響主軸系統(tǒng)的哪一階模態(tài)。

3.1軸承-主軸結(jié)合部的影響

軸承-主軸結(jié)合部包括前軸承-主軸結(jié)合部和后軸承-主軸結(jié)合部。為了分析方便，本文將前軸承平動(dòng)剛度Kp分別設(shè)為7MN/m、8MN/m和9MN/m，前軸承-主軸結(jié)合部對(duì)HSK主軸系統(tǒng)刀尖點(diǎn)頻響函數(shù)的影響如圖7所示。后軸承平動(dòng)剛度Kp分別設(shè)為65MN/m、75MN/m和85MN/m，后軸承-主軸結(jié)合部對(duì)HSK系統(tǒng)刀尖點(diǎn)頻響函數(shù)的影響如圖8所示。

圖7　前軸承-主軸對(duì)HSK主軸系統(tǒng)刀尖點(diǎn)頻響函數(shù)的影響

圖8　后軸承-主軸對(duì)HSK主軸系統(tǒng)刀尖點(diǎn)頻響函數(shù)的影響

前軸承-主軸結(jié)合部不同剛度的頻響函數(shù)顯示，隨著剛度的變化，主軸系統(tǒng)各階模態(tài)值都有所增大；而第一階模態(tài)值相差最大，其他階模態(tài)值相差很小。后軸承-主軸結(jié)合部不同剛度的頻響函數(shù)顯示，隨著剛度的增大，系統(tǒng)第二階模態(tài)值相差很大，其他各階模態(tài)值差距很小。由上分析可知，增加軸承-主軸結(jié)合部剛度，可提高主軸系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性。并且，從各階模態(tài)值變化大小可得，前軸承-主軸結(jié)合部對(duì)HSK主軸系統(tǒng)的第一階模態(tài)影響很大，后軸承-主軸結(jié)合部對(duì)HSK主軸系統(tǒng)的第二階模態(tài)影響很大。因此，合理選擇軸承型號(hào)，可適當(dāng)改善HSK主軸系統(tǒng)的前兩階動(dòng)態(tài)特性。

3.2主軸-刀柄結(jié)合部的影響

通過分析可知，主軸-刀柄和刀柄-刀具結(jié)合部的轉(zhuǎn)動(dòng)剛度Kθ對(duì)HSK主軸系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性影響很小，因此，本文主要分析結(jié)合部平動(dòng)剛度Kp對(duì)系統(tǒng)的影響。取結(jié)合部各個(gè)位置剛度的平均值，并將各彈簧單元的平動(dòng)剛度Kp分別設(shè)為110MN/m、210MN/m和310MN/m，主軸-刀柄結(jié)合部對(duì)HSK主軸系統(tǒng)刀尖點(diǎn)頻響函數(shù)的影響如圖9所示。

圖9　主軸-刀柄對(duì)HSK主軸系統(tǒng)刀尖點(diǎn)頻響函數(shù)的影響(Kθ=4.85 MN·m/rad)

同理，增大主軸-刀柄結(jié)合部的剛度就提高了HSK主軸系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性。不同的剛度值，系統(tǒng)前四階模態(tài)值變化都比較大，而第四階模態(tài)差值最為明顯。由此可知，增加HSK主軸-刀柄結(jié)合部剛度有利于提高HSK主軸系統(tǒng)前四階模態(tài)，從而增強(qiáng)系統(tǒng)抗振性。

3.3刀柄-刀具結(jié)合部的影響

取結(jié)合部各個(gè)位置剛度的平均值，并將各彈簧單元的平動(dòng)剛度Kp分別設(shè)為38.3MN/m、48.3MN/m和58.3MN/m，刀柄-刀具結(jié)合部對(duì)HSK主軸系統(tǒng)刀尖點(diǎn)頻響函數(shù)的影響如圖10所示。

圖10　刀柄-刀具對(duì)HSK主軸系統(tǒng)刀尖點(diǎn)頻響函數(shù)影響(Kθ=3.85 MN·m/rad)

同理，增加主軸-刀柄結(jié)合部的剛度，就提高了HSK主軸系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性。不同的剛度值，系統(tǒng)前四階模態(tài)值變化都比較大，而第三階模態(tài)差值最為明顯。因此，在進(jìn)行主軸系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)，可通過改變刀柄和刀具參數(shù)來避免顫振。

4　結(jié)論

(1)建立了HSK主軸系統(tǒng)有限元?jiǎng)恿W(xué)模型，采用Timoshenko梁理論分析HSK主軸-刀具系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性，再與模態(tài)實(shí)驗(yàn)相比較，驗(yàn)證了Timoshenko梁理論分析HSK主軸系統(tǒng)模型的可行性和有效性。

(2)提了出各結(jié)合部對(duì)HSK主軸系統(tǒng)各階模態(tài)影響的研究思路；以案例為研究對(duì)象，分析得到各結(jié)合部對(duì)前四階模態(tài)都有影響，對(duì)后面高階模態(tài)無影響；軸承-主軸結(jié)合部的剛度對(duì)案例的HSK主軸系統(tǒng)前兩階模態(tài)影響較大；主軸-刀柄和刀柄-刀具結(jié)合部對(duì)系統(tǒng)前四階模態(tài)影響明顯，其中主軸-刀柄結(jié)合部對(duì)系統(tǒng)第四階模態(tài)影響很大；刀柄-刀具結(jié)合部對(duì)系統(tǒng)第三階模態(tài)影響很大。根據(jù)分析結(jié)果，采取相應(yīng)的抗振措施，以確保高速加工的安全性和穩(wěn)定性。

[1]王貴成,王樹林,董廣強(qiáng).高速加工工具系統(tǒng)[M]. 北京：國防工業(yè)出版社, 2005.

[2]SchmitzT,DuncanG.Three-componentReceptanceCouplingSubstructureAnalysisforToolPointDynamicsPrediction[J].JournalofManufacturingScienceandEngineering, 2005,127(12): 781-790.[3]SchmitzT,PowellK,WonD,etal.ShrinkFitToolHolderConnectionStiffness/DampingModelingforFrequencyResponsePredictioninMilling[J].InternationalJournalofMachineTools&Manufacture, 2007, 47: 1368-1380.

[4]ParkS,AltintasY,MovahhedyM.ReceptanceCouplingforEndMills[J].InternationalJournalofMachineTools&Manufacture, 2003,43: 889-896.[5]NamaziaM,AltintasaY,AbebT,etal.ModelingandIdentificationofToolHolder-spindleInterfaceDynamics[J].InternationalJournalofMachineTools&Manufacture, 2007,47: 1333-1341.

[6]閆蓉, 蔡飛飛, 彭芳瑜.基于響應(yīng)耦合方法的銑刀刀尖點(diǎn)頻響函數(shù)預(yù)測[J].華中科技大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版),2013,41(4):1-5.

YanRong,CaiFeifei,PengFangyu.PredictingFrequencyResponseFunctionforToolPointofMillingCutterUsingReceptanceCoupling[J].J.HuazhongUniv.ofSci. &Tech:NaturalScienceedition, 2013,41(4):1-5.

[7]ErtürkA,BudakE.EffectAnalysisofBearingandInterfaceDynamicsonToolPointFRFforChatterStabilityinMachineToolsbyUsingaNewAnalyticalModelforSpindle-toolAssemblies[J].InternationalJournalofMachineTools&Manufacture，2007,47 (1)：23-32.

[8]BudakE,ErtürkA, ?zgüvenHN.AModelingApproachforAnalysisandImprovementofSpindle-holder-toolAssemblyDynamics[J].AnnalsoftheCIRP, 2006,56(1)：155-160.

[9]汪博,孫偉,聞邦椿.考慮主軸—刀柄—刀具結(jié)合面的高速主軸系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性有限元建模[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào),2012,48(15): 83-89.

WangBo,SunWei,WenBangchun.TheFiniteElementModelingofHigh-speedSpindleSystemDynamicswithSpindle-holder-toolJoints[J].JournalofMechanicalEngineering, 2012,48(15): 83-89.

[10]趙萬華,杜超,張俊,等.主軸轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)解析建模方法[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào),2013,49(6): 44-51.

ZhaoWanhua,DuChao,ZhangJun,etal.AnalyticalModelingMethodofDynamicsfortheSpindleTotorDystem[J].JournalofMechanicalEngineering,2013,49(6): 44-51.

[11]樓夢麟,任志剛.Timoshenko簡支梁的振動(dòng)模態(tài)特性精確解[J].同濟(jì)大學(xué)學(xué)報(bào), 2002,30(8):911-915.

LouMenglin,RenZhigang.PreciseSolutiontoModalCharacteristicsofTimoshenkoPin-endedBeams[J].JournalofTongjiUniversity, 2002, 30(8):911-915.

[12]徐延忠,蔣書運(yùn),黃國慶,等.高速角接觸陶瓷球軸承與鋼球軸承動(dòng)力學(xué)特性對(duì)比分析術(shù)[J].精密制造與自動(dòng)化,2004,13(1): 17-22.

XuYanzhong,JiangShuyun,HuangGuoqin,etal.High-speedAngularContactCeramicBallBearingsandBallBearingsDynamicCharacteristicsAnalysis[J].PreciseManufacturing&Automation,2004,13(1):17-22.

(編輯蘇衛(wèi)國)

Effects of Joint Part on HSK Spindle System Dynamic Performance

Chen Jian1Tian Liang2Shang Hongmo2Shen Chungen1Wang Guicheng1,3

1.Jiangsu University,Zhenjiang,Jiangsu,212013 2.Chengdu Tool Research Institute Co.,Ltd.,Chengdu,610051 3.Nantong Polytechnic College,Nantong，Jiangsu,226002

According to the working principles of HSK spindle system, a FEM (finite element method) dynamic model of HSK spindle system was built in ANSYS software, the joint parts were simplified as spring element and the parts were simplified as multi-parts beam. The dynamic performance of HSK spindle system was analyzed with Timoshenko beam theory and FEM, and the modal experiments were made in HSK tooling system. The Timoshenko theory for analyzing dynamic performance of HSK spindle system was proved to be feasible, compared with modal results. At last, the joint parts affecting HSK spindle system tool point frequency response were studied, some anti-vibration solutions were proposed.

joint part；HSK spindle system; Timoshenko beam; dynamic performance

2014-05-27

國家科技重大專項(xiàng)(2013ZX04009031)；國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51075192,51275217)；江蘇省博士創(chuàng)新計(jì)劃資助項(xiàng)目(CXZZ13_0656)；南通市精密加工技術(shù)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室資助項(xiàng)目(CP12014002)

TG504< class="emphasis_italic">DOI

：10.3969/j.issn.1004-132X.2015.09.006

陳建，男，1987年生。江蘇大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院博士研究生。研究方向?yàn)楦咚偌庸すぞ呦到y(tǒng)。田良，男，1961年生。成都工具研究所有限公司副總工程師。商宏謨，男，1962年生。成都工具研究所有限公司副總經(jīng)理。沈春根，男，1969年生。江蘇大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院副教授、博士。王貴成(通信作者)，男，1955年生。江蘇大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院教授、博士研究生導(dǎo)師，南通理工學(xué)院副校長。