田菲，宋鵬，任長(zhǎng)清，丁禹程

摘要：研究新型枝丫材、撫育間伐材等林業(yè)剩余物盤式削片機(jī)的主軸系統(tǒng)，該削片機(jī)刀盤與主軸安裝結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)，與當(dāng)下主流安裝形式存在差異，驗(yàn)證其主軸系統(tǒng)在切削原木過程中是否符合結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要求。采用ADAMS軟件與ANSYS軟件建立柔性主軸的剛?cè)狁詈夏Ｐ?，在模型中添加切削力周期變化的?guī)律，仿真提取主軸與刀盤連接點(diǎn)位置處主軸軸向與徑向振幅情況，得到刀盤在徑向的最大振動(dòng)幅度為175 μm，結(jié)果按國(guó)標(biāo)對(duì)比符合旋轉(zhuǎn)軸長(zhǎng)期運(yùn)行條件。研究結(jié)果對(duì)新型削片機(jī)主軸系統(tǒng)的合理性提供了驗(yàn)證，為削片機(jī)主軸系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)改進(jìn)提供了理論依據(jù)。

關(guān)鍵詞：林業(yè)剩余物；盤式削片機(jī)；主軸系統(tǒng)；剛?cè)狁詈?；?dòng)力學(xué)仿真

中圖分類號(hào)：S777文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A文章編號(hào)：1006-8023（2024）03-0152-10

Dynamic Analysis of Rigid-flexible Coupling of Spindle of Adjustable?Oblique Feed Disc Chipper for Forestry Residues

TIAN Fei1， SONG Peng2， REN Changqing2*， DING Yucheng2

（1.Heilongjiang Provincial Forestry and Grassland Survey Planning and Design Institute， Suihua 152001， China;?2.College of Mechanical and Electrical Engineering， Northeast Forestry University， Harbin 150040， China）

Abstract：In this paper， the spindle system of the new disc chipper for forestry residues such as branch wood， tending timber and thinning timber was studied， and the installation structure of the cutter head and spindle of the chipper was different from the current mainstream installation form， and it was necessary to verify whether the spindle system met the structural design requirements in the process of cutting logs. ADAMS software and ANSYS software were used to establish the rigid-flexible coupling model of the flexible spindle， the law of the periodic variation of cutting force was added to the model， and the axial and radial amplitudes of the spindle at the connection point between the spindle and the cutter head were simulated and extracted， and the maximum vibration amplitude of the cutter head in the radial direction was 175μm， which met the long-term operation standard of the rotating shaft stipulated in the Chinese national standard. This study provides a verification of the rationality of the new chipper spindle system， and provides a theoretical basis for the structural improvement of the chipper spindle system.

Keywords：Forestry residue; disc chipper; spindle system; rigid-flex coupling; dynamics simulation

0引言

我國(guó)的林業(yè)剩余物約占全球儲(chǔ)量的2.4%，儲(chǔ)量居于世界第9位，其中枝丫材、撫育間伐材的存量巨大，可以作為人造板產(chǎn)業(yè)的生產(chǎn)原料[1]。枝丫材、間伐材不僅成本低廉，而且徑級(jí)較小，其纖維結(jié)構(gòu)致密，生產(chǎn)出的纖維板在強(qiáng)度、耐用性方面更具優(yōu)勢(shì)，屬于纖維板生產(chǎn)的理想原料。

纖維板的質(zhì)量與剩余物加工后工藝木片的形狀與尺寸均勻性密切相關(guān)，當(dāng)下國(guó)內(nèi)外大部分枝丫材盤式削片機(jī)均為刀盤固定安裝在機(jī)架底座上[2]，無法根據(jù)生產(chǎn)情況對(duì)木片尺寸形狀進(jìn)行實(shí)時(shí)調(diào)整。如圖1所示。本研究對(duì)象為一款自主設(shè)計(jì)的新型林業(yè)剩余物可調(diào)式斜進(jìn)料盤式削片機(jī)。盤式削片機(jī)切削過程的刀具角度如圖2所示，圖2中ε、α、β、γ分別為切削過程中的進(jìn)料傾斜角、飛刀后角、飛刀楔角、飛刀前角，該型削片機(jī)正是通過調(diào)整進(jìn)料傾斜角（ε）實(shí)現(xiàn)對(duì)木片尺寸的調(diào)節(jié)。該機(jī)器為方便實(shí)現(xiàn)切削裝置的角度調(diào)整，其主軸系統(tǒng)不同于當(dāng)下市場(chǎng)主流削片機(jī)刀盤安裝在兩軸承座之間的布置形式[3]，而是采用將刀盤安裝在主軸前端，主軸系統(tǒng)安裝方式如圖3所示。

削片機(jī)的刀盤在切削過程中的振動(dòng)對(duì)木片尺寸均勻性有很大影響，而與刀盤連接的主軸系統(tǒng)的剛度是影響刀盤振動(dòng)的重要因素。目前該機(jī)器正處在設(shè)計(jì)驗(yàn)證階段，需要驗(yàn)證其主軸安裝合理性，本研究對(duì)切削時(shí)主軸與刀盤的振動(dòng)進(jìn)行重點(diǎn)分析，驗(yàn)證主軸系統(tǒng)設(shè)計(jì)的合理性，并為主軸系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供理論依據(jù)。

在以往對(duì)主軸系統(tǒng)的研究中主軸部件通常被視為剛體，在動(dòng)力學(xué)軟件ADAMS進(jìn)行仿真分析，剛體在受到力的作用不會(huì)產(chǎn)生變形，現(xiàn)實(shí)中把大部分構(gòu)件當(dāng)作剛性體處理是可以滿足要求的，因?yàn)楦鱾€(gè)零件之間的彈性變形對(duì)于機(jī)構(gòu)各部分的動(dòng)態(tài)特性影響微乎其微[4]。但是對(duì)于盤式削片機(jī)而言，刀盤受到的切削力較大導(dǎo)致主軸變形對(duì)系統(tǒng)振動(dòng)產(chǎn)生的影響不能忽視，因此需要在動(dòng)力學(xué)仿真軟件ADAMS中采用剛?cè)狁詈系姆椒?，充分考慮主軸的變形對(duì)整個(gè)系統(tǒng)振幅的影響，這樣計(jì)算結(jié)果會(huì)更加準(zhǔn)確[5]。

對(duì)刀盤主軸系統(tǒng)進(jìn)行剛?cè)狁詈戏治鰰r(shí)，需要在ADAMS軟件中建立剛性體模型，并將SOLIDWORKS軟件中刀盤主軸系統(tǒng)模型導(dǎo)入，并根據(jù)實(shí)際切削過程的載荷與約束情況添加到模型中，完成剛性模型建立后將主軸導(dǎo)入ANSYS有限元軟件中劃分網(wǎng)格進(jìn)行柔性處理，將柔性化處理后的主軸在剛性體模型中替換剛性主軸，實(shí)現(xiàn)對(duì)刀盤主軸系統(tǒng)的剛?cè)狁詈戏治鯷6]。

1剛性體模型的建立

1.1模型導(dǎo)入

將主軸三維模型上的倒角、螺紋和退刀槽等對(duì)仿真影響較小的特征進(jìn)行簡(jiǎn)化，主軸裝配中軸套等定位組件質(zhì)量較小，在進(jìn)行主軸系統(tǒng)分析時(shí)將其簡(jiǎn)化，簡(jiǎn)化后主軸上主要支撐與驅(qū)動(dòng)輸出組件從左至右分別為：刀盤、前支撐軸承、制動(dòng)輪、后支撐軸承與大帶輪，導(dǎo)入ADAMS的模型如圖4所示，模型導(dǎo)入后需要定義零件的材質(zhì)參數(shù)，各零件材料屬性見表1。

1.2軸承剛度計(jì)算

軸承作為主軸重要的支撐組件，其剛度對(duì)主軸與刀盤的振動(dòng)有很大影響[7]，主軸前后用于支撐的兩對(duì)角接觸球軸承型號(hào)分別為7213AC與7210AC，其在SOLIDWORKS模型中的材質(zhì)與滾珠形狀導(dǎo)入后的材質(zhì)設(shè)定在ADAMS中不能完全反映軸承受載能力，對(duì)此采用ADAMS中專用模塊Machinery重新創(chuàng)建軸承屬性，將軸承設(shè)置為柔性。ADAMS中默認(rèn)剛度參數(shù)為軸承平均參數(shù)與實(shí)際軸承組的剛度有偏差，通過設(shè)置軸承參數(shù)以達(dá)到角接觸球軸承面對(duì)面安裝的等效性能，通過式（1）來計(jì)算軸承組的軸向剛度[8]。

Ja=32K（m23+n23）·F13a。（1）

式中：Ja為組配軸承組軸向剛度，N/mm；m為組配軸承組中7213AC軸承的個(gè)數(shù)；n為組配軸承組中7210AC軸承的個(gè)數(shù)；Fa為軸向載荷，N；K為彈性變形綜合系數(shù)，對(duì)于K，可用式（2）計(jì)算。

K=0.004 36φ13·z23·sin53λ。（2）

式中： φ為滾子直徑，mm；z為滾子數(shù)量；λ為軸承的接觸角，（°）。軸承參數(shù)見表2。

通過表2中提供的參數(shù)計(jì)算出前后兩對(duì)軸承的彈性變形綜合系數(shù)分別為：K1=1.07×10-3，K2=1.23×10-3。將兩組K代入式（1）中，m、n均為2，主軸系統(tǒng)的軸向載荷Fa主要是刀盤上的飛刀前刀面對(duì)原木的切削力水平方向的單位切削分力Frx，其計(jì)算式如式（3）所示[9-10]。

FrX=l·b·τ·cos（α+β+φγ）cos（α+β+ε+φγ-90°）-fc·sin（α+β+ε+φγ-90°）。（3）

式中：α、β、ε分別為飛刀后角、楔角、進(jìn)料傾斜角；φγ為前刀面與木材摩擦角；l木片纖維長(zhǎng)度，m；b為刀刃與原木接觸寬度，m；原木順纖維抗剪強(qiáng)度，Pa；fc為法向壓力時(shí)木材順紋剪切附加阻力系數(shù)，取值0.3。為計(jì)算單位切削分力，將b設(shè)為1 m，將木片纖維長(zhǎng)度0.02 m，速生楊木順紋抗剪強(qiáng)度τ=5.7×106 Pa，飛刀后角4°，飛刀楔角38°與前刀面摩擦角16.7°。根據(jù)進(jìn)料傾斜角可調(diào)式盤式削片機(jī)的設(shè)計(jì)參數(shù)，進(jìn)料傾斜角ε可以在30°～45°調(diào)整。為了驗(yàn)證切削力最大情況下刀盤與主軸振動(dòng)的情況，取切削力最大時(shí)的進(jìn)料傾斜角，為反映Frx對(duì)ε的變化情況，將式（3）用MATLAB軟件，將各常數(shù)帶入公式后以ε為變量得到水平方向上單位切削分力的圖像，如圖5所示，根據(jù)圖像得到Frx在ε=45°時(shí)取得最大值65 769.4 N/m。

水平方向上單位切削力Frx與主軸系統(tǒng)的軸向載荷Fa之間的關(guān)系見式（4）。當(dāng)切削最大直徑為0.16 m的原木時(shí)，軸承上的軸向載荷Fa為1 052.3 N，代入式（1）中，求出前軸承組軸向剛度Ja1=45 258.3 N/mm、后軸承組軸向剛度Ja2=39 375.3 N/mm。

Fa=Frx×b。 （4）

軸承組的徑向剛度（Jr）根據(jù)式（5）計(jì)算。

Jr=Jr1+Jr2

Jr1=（2κ-1）·m2/3·Jr（κ）·F1/3aK1·Ja（κ）·tan2λ

Jr2=（2κ-1）·n2/3·Jr（κ）·F1/3aK2·Ja（κ）·tan2λ。（5）

式中：κ為載荷分布系數(shù)；Jr為徑向載荷分布系數(shù)；Ja為軸向載荷分布系數(shù)。在徑向載荷Fr、軸向載荷Fa和實(shí)際接觸角已知的條件下，可根據(jù)Fr·tanλ/Fa的計(jì)算值，查表3得到κ、Jr （κ）和Ja （κ），若數(shù)值介于表中計(jì)算值之間時(shí)，允許通過線性插值法進(jìn)行計(jì)算[11]。

主軸上的徑向載荷Fr在削片機(jī)生產(chǎn)過程中隨切削力不斷變化，在軸承徑向剛度計(jì)算時(shí)取最大值，主要為前刀面對(duì)原木的徑向切削分力，以直徑160 mm的楊木為例，F(xiàn)rx約為1 729 N。求出Fr·tanλ/Fa為0.766 2，在表3中介于0.783 5～0.742 7，采用拉格朗日插值法計(jì)算其對(duì)應(yīng)的κ、Jr （κ）、Ja（κ），設(shè)Fr·tanλ/Fa為x。

ε=0.742 7-x-0.040 8·0.6+x-0.783 5-0.040 8·0.7。（6）

Jr（ε）=0.742 7-x-0.040 8·0.241 6+x-0.783 5-0.040 8·0.250 5。（7）

Ja（ε）=0.742 7-x-0.040 8·0.380 4+x-0.783 5-0.040 8·0.337 4。（8）

將x=0.766 2代入上述公式，分別計(jì)算出κ=0.642 4、 Jr（κ）=0.245 4、Ja（κ）=0.362 2，再將計(jì)算出的值代入式（5），m、n均為2，κ=25°，K1=1.07×10-3，K2=1.23×10-3，求出前軸承組徑向剛度Jr1=13 390.9 N/mm與后軸承組徑向剛度Jr2=11 649.0 N/mm。將得到的前后軸承徑向與軸向剛度輸入到ADAMS中，并設(shè)置預(yù)載荷。

1.3切削情況分析

切削力的添加在飛刀刀刃位置，由于飛刀在切削時(shí)切削力隨刀刃與木材接觸面積不斷變化，且切削力F與接觸長(zhǎng)度b成正比，其關(guān)系式見式（9）。刀盤在額定轉(zhuǎn)速情況下飛刀刀刃與原木的接觸長(zhǎng)度（s）與時(shí)間（t）是一個(gè)有規(guī)律的周期性函數(shù)，將切削力函數(shù)添加入ADAMS中仿真出剛性主軸與刀盤在連續(xù)切削下的振動(dòng)情況。

F=F′×b。（9）

式中：F為切削力，N；F′單位切削力，N/m；b為刀刃與原木接觸寬度，m。

由于實(shí)際生產(chǎn)過程中原木直徑不一致并且其存在枝丫彎曲等情況，無法完全模擬出切削力的真實(shí)情況，因此在對(duì)切削力變化分析時(shí)，為了模擬出主軸與刀盤在切削時(shí)可能的最大振幅，以160 mm最大直徑的小徑木作為對(duì)象進(jìn)行分析。在分析切削力變化過程時(shí)需要假設(shè)剝完皮后的小徑木通體圓直，其橫截面為標(biāo)準(zhǔn)圓，且以一把飛刀連續(xù)切削為例進(jìn)行切削力模擬。

為了驗(yàn)證刀盤與主軸的振動(dòng)情況，原木以一定傾斜角度進(jìn)料，切削力在進(jìn)料傾斜角ε為45°時(shí)取到最大，因此選取進(jìn)料傾斜角為45°，由圖6（a）可知，當(dāng)直徑d=160 mm時(shí)，斜切的實(shí)際原木截面為橢圓，其橢圓短半軸a1=80 mm與長(zhǎng)半軸b1=113 mm。實(shí)際切削時(shí)，原木在飛刀的切削分力的作用下會(huì)緊緊抵住進(jìn)料口底刀與側(cè)底刀位置，原木橢圓截面與飛刀的相對(duì)位置如圖6（b）所示。圖6中進(jìn)料口與刀盤中心相對(duì)位置標(biāo)出，為了方便表示各點(diǎn)的位置，以刀盤回轉(zhuǎn)中心為原點(diǎn)建立坐標(biāo)系。

圖6中A、B 為飛刀與橢圓接觸點(diǎn)，2點(diǎn)之間的距離即飛刀刀刃與原木接觸寬度。為方便計(jì)算飛刀一次切削的周期，C、D 為飛刀恰好切入與切出點(diǎn)，根據(jù)切削裝置三維模型中的距離，可以得到2點(diǎn)坐標(biāo)分別為（-176，-198）與（54，-209），橢圓中心點(diǎn)坐標(biāo)E為（-60，-215）。當(dāng)?shù)侗P以額定轉(zhuǎn)速630 r/min轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，飛刀刀刃相對(duì)于刀盤回轉(zhuǎn)中心的角速度ω=3 780°/s。根據(jù)圖中C點(diǎn)與D點(diǎn)坐標(biāo)可得出∠COD=56.1°，由此可以算出每把飛刀一次切削與原木接觸時(shí)間周期為0.014 84 s。

設(shè)計(jì)的飛刀刀刃對(duì)刀盤回轉(zhuǎn)中心有10°偏轉(zhuǎn)角，A、B 連線所在的直線相對(duì)于坐標(biāo)原點(diǎn)O的斜率以及與X軸、Y軸的接觸點(diǎn)均隨刀盤轉(zhuǎn)動(dòng)而變化。若采用直線方程與橢圓方程聯(lián)立求解的方法來解析接觸寬度隨時(shí)間變化的方程，經(jīng)過嘗試后發(fā)現(xiàn)直線方程表達(dá)式變化過于復(fù)雜，且當(dāng)直線AB與Y軸平行位置處方程不連續(xù)，不易通過解析法實(shí)現(xiàn)。

采用線性回歸的方法獲取接觸寬度關(guān)于角度的函數(shù)關(guān)系，由于在SOLIDWORKS三維圖中可以通過測(cè)量2點(diǎn)距離得到在各角度下AB連線的長(zhǎng)度，可以獲得足夠多的樣本點(diǎn)進(jìn)行擬合，當(dāng)樣本點(diǎn)足夠多時(shí)擬合方程表達(dá)出的切削規(guī)律與真實(shí)情況誤差較小。

樣本點(diǎn)的數(shù)據(jù)測(cè)量是在SOLIDWORKS草圖中根據(jù)飛刀與進(jìn)料口的坐標(biāo)位置，按照飛刀從C點(diǎn)切入到D點(diǎn)切出時(shí)的軌跡，獲取飛刀與原木橢圓截面相交部分的長(zhǎng)度，為了獲得盡可能準(zhǔn)確的擬合曲線，在圓弧CD軌跡中均勻選取50個(gè)樣本點(diǎn)。以C點(diǎn)為起始點(diǎn)，每個(gè)樣本點(diǎn)的刀刃相對(duì)于上一個(gè)樣本點(diǎn)繞刀盤回轉(zhuǎn)中心O轉(zhuǎn)過1.112°，一共轉(zhuǎn)過56.1°到達(dá)D點(diǎn)，樣本點(diǎn)選取方式如圖7所示。

測(cè)量過樣本點(diǎn)后數(shù)據(jù)擬合出四階回歸曲線方程為

φ（x）=-0.000 2x4+0.023 4x3-1.055 6x2+

20.446 x+25.695 。（10）

進(jìn)行線性回歸時(shí)，R2為回歸平方和與總離差平方和的比值，這一比值越大，表示總離差平方和中可以由回歸平方和解釋的比例越大，模型越精確，回歸效果越顯著。從數(shù)值上說，R2介于0、1之間，越接近1，回歸擬合效果越好，一般認(rèn)為超過0.8的模型擬合優(yōu)度比較高[12]。該回歸模型中的殘差平方和R2為0.985 4，接近于1，該擬合曲線回歸方程的準(zhǔn)確度滿足切削力規(guī)律需要，樣本點(diǎn)回歸曲線如圖8所示。

將刀刃與原木接觸寬度隨角度變化函數(shù)轉(zhuǎn)化為切削力隨時(shí)間變化的關(guān)系式，上式中變量角度（x）替換為角速度（ω）與時(shí)間（t）的乘積，并且角速度（ω）已知為3 780°/s，轉(zhuǎn)化后的關(guān)系式為式（11）。一個(gè)切削周期飛刀經(jīng)過的時(shí)間t為0.014 84 s，切削力在刀盤上引起刀盤與主軸振動(dòng)主要是來自前刀面在豎直方向上的分力，模擬振動(dòng)情況在刀盤上施加徑向載荷，在上文中計(jì)算的飛刀前刀面在切削45°楊木的單位切削力 為65.769 4 N/mm。

F=65.769 4·（-40 831 674 910t4+1 263

837 557t3-15 082 835t2+77 285.88t+

25.695），t∈（0，0.014 84）。（11）

式中：F為切削力，N；t為一把飛刀切削周期內(nèi)的時(shí)間，s。為了更直觀反映切削力周期變化的趨勢(shì)與極值，將式（11）代入MATLAB中作出切削力在周期內(nèi)的變化曲線，生成的曲線如圖9所示。

根據(jù)圖9中的切削力圖像，可以看出飛刀進(jìn)入切削的瞬間切削力增加到1 786 N，隨著刀盤轉(zhuǎn)動(dòng)切削力的增速逐漸放緩，最大切削力達(dá)到11 022.5 N，隨著刀刃逐漸切出原木，切削力逐漸降低。將圖9中切削力變化規(guī)律添加到ADAMS中，為了在ADAMS中體現(xiàn)出切削力變化周期，將切削力變化趨勢(shì)分解為多段step函數(shù)，采用ADAMS中mod求余函數(shù)實(shí)現(xiàn)以0.014 84 s的周期循環(huán)，周期函數(shù)與切削力添加圖像如圖10所示。

1.4主軸系統(tǒng)剛性體動(dòng)力學(xué)仿真

創(chuàng)建零件在裝配體中的運(yùn)動(dòng)副與約束，主軸與刀盤之間通過鍵連接同步轉(zhuǎn)動(dòng)兩者位置與運(yùn)動(dòng)情況一致，主軸通過平鍵與刀盤連接，因此在ADAMS中在鍵連接位置處添加固定副；同理在主軸與大帶輪以及制動(dòng)輪的鍵連接處也添加固定副；主軸系統(tǒng)通過帶輪驅(qū)動(dòng)，因此帶輪作為系統(tǒng)的主動(dòng)件在其與地面之間添加轉(zhuǎn)動(dòng)副，在轉(zhuǎn)動(dòng)副上添加轉(zhuǎn)速630 r/min經(jīng)過單位轉(zhuǎn)換后的3 780°/s的旋轉(zhuǎn)驅(qū)動(dòng);添加向下的重力加速度9.8 N/kg；最后將計(jì)算出的切削力隨時(shí)間周期性變化規(guī)律，通過設(shè)置函數(shù)添加到刀盤上飛刀刀刃中心位置，施加過載荷與驅(qū)動(dòng)的模型如圖11所示。

對(duì)施加過載荷與約束的多剛體模型求解，獲取刀盤在切削情況下剛性主軸與振幅情況，為柔性主軸分析提供參照。刀盤振動(dòng)會(huì)影響木片切削效果，因此測(cè)量點(diǎn)選擇刀盤與主軸連接處，仿真結(jié)果如圖12與圖13所示。由于剛性主軸在軸向上有角接觸球軸承限制，因此X方向幾乎不存在軸向振動(dòng)；其軸承支承點(diǎn)受到切削力徑向分力導(dǎo)致測(cè)量點(diǎn)在Y方向上與Z方向上測(cè)量點(diǎn)均有振動(dòng)，分別朝Y軸負(fù)方向和Z軸的正方向偏移，其位移幅度控制在30 μm以內(nèi)。

參考國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)《旋轉(zhuǎn)徑向振動(dòng)的測(cè)量和評(píng)定（GB/T 11348.1—1999）》，最大位移峰值S（p-p）max根據(jù)式（12）進(jìn)行計(jì)算。

S（p-p）max=（Sy（p-p））2+（Sz（p-p））2 。（12）

式中：S（p-p）max為最大位移峰峰值；Sy（p-p）為Y向位移峰峰；Sz（p-p）為Z向位移峰峰值，將圖13中的位移幅度30 μm代入，得到剛體動(dòng)力學(xué)仿真結(jié)果刀盤與主軸連接點(diǎn)位移幅度為42.5 μm。

2建立剛?cè)狁詈夏Ｐ?/p>

把模型當(dāng)作剛性系統(tǒng)來處理時(shí)，僅將軸承柔性化，振動(dòng)時(shí)剛性主軸變形不明顯，為了更準(zhǔn)確地求出刀盤與主軸連接處的振動(dòng)情況，需要將主軸進(jìn)行柔性化處理。利用有限元軟件ANSYS將構(gòu)件劃分網(wǎng)格并進(jìn)行模態(tài)計(jì)算，利用ANSYS與ADAMS雙向數(shù)據(jù)接口可以處理柔性部件的替換，使ADAMS軟件中在相同條件下仿真得到更為真實(shí)的切削振動(dòng)情況。

柔性化步驟[13-16]

（1）將主軸模型導(dǎo)入ANSYS。

（2）設(shè)置單元類型與材料屬性。

（3）網(wǎng)格劃分，劃分后的網(wǎng)格如圖14所示。

（4）在軸承支撐位置創(chuàng)建剛性節(jié)點(diǎn)。

（5）求解模態(tài)生成結(jié)果文件。

在ANSYS中求解出主軸六階模態(tài)頻率，把結(jié)果文件保存成mnf格式。ADAMS中導(dǎo)入柔性體文件為mnf格式，該文件格式包含了主軸模態(tài)信息[17-18]，是柔性零件替換的中性文件，替換后的剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型如圖15所示。

3剛?cè)狁詈戏抡娼Y(jié)果分析

將剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型進(jìn)行求解，仍然以刀盤與主軸連接點(diǎn)為測(cè)量點(diǎn)，這次得到測(cè)量點(diǎn)在X軸方向上由于主軸的柔性變形產(chǎn)生了一定振動(dòng)，軸向上最大位移幅度達(dá)到190 μm，振幅隨時(shí)間變化逐漸減小，可能的原因是剛開始切削時(shí)主軸受到?jīng)_擊力，軸向上產(chǎn)生了彈性變形，隨后周期性的切削力主要是沿徑向作用，因此主軸軸向的振動(dòng)被軸承與彈性變形吸收振幅逐漸減弱。

測(cè)量點(diǎn)在Y、Z軸上的振幅，與剛體動(dòng)力學(xué)模型仿真結(jié)果相比更大，也反映了主軸的彈性變形增加了刀盤的振動(dòng)，其Y向最大位移幅度約在150 μm，Z向最大位移幅度約在90 μm，將結(jié)果帶入式（12）求出S（p-p）max為175 μm。將剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)仿真結(jié)果與剛體動(dòng)力學(xué)仿真結(jié)果相比，將主軸柔性化后得出的振幅更大，且軸向也出現(xiàn)小幅振動(dòng)，剛?cè)狁詈虾蟮恼穹Y(jié)果更接近真實(shí)狀態(tài)。

依據(jù)GB/T 11348.3—2011對(duì)振幅情況評(píng)價(jià)，其中將旋轉(zhuǎn)軸的振動(dòng)情況分為4個(gè)評(píng)價(jià)區(qū)域A、B、C、D，當(dāng)振幅介于A、B兩級(jí)內(nèi)認(rèn)為振動(dòng)是可接受并能無限制長(zhǎng)期運(yùn)行的；當(dāng)振動(dòng)幅度處于C區(qū)域時(shí)，可以有限運(yùn)行一段時(shí)間，但對(duì)于長(zhǎng)期運(yùn)行的機(jī)器是不合格的；D區(qū)域則可認(rèn)為無法平穩(wěn)運(yùn)行。區(qū)域劃分邊界的推薦值與主軸的轉(zhuǎn)速有關(guān)，區(qū)域邊界計(jì)算見式（13）

SAB（P-P）=4 800/n

SBC（P-P）=9 000/n

SCD（P-P）=13 200/n。? （13）

將削片機(jī)額定轉(zhuǎn)速630 r/min代入式（13），求解出AB區(qū)域界限為191 μm，削片機(jī)徑向振幅175 μm小于AB區(qū)域分界線的191 μm，介于區(qū)域A內(nèi)，因此得出削片機(jī)在工作時(shí)主軸系統(tǒng)能滿足使用條件可以長(zhǎng)期運(yùn)行。

4結(jié)論

本研究針對(duì)一款尚處于設(shè)計(jì)中的新型的林間剩余物可調(diào)式斜進(jìn)料盤式削片機(jī)的主軸安裝形式進(jìn)行分析，通過計(jì)算添加周期性切削力載荷模擬出切削過程中刀盤上飛刀的受力情況，建立相對(duì)真實(shí)的動(dòng)力學(xué)模型后，得出以下結(jié)論。

1）將盤式削片機(jī)主軸系統(tǒng)的剛性體與剛?cè)狁詈虾蟮膭?dòng)力學(xué)模型仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，發(fā)現(xiàn)主軸為柔性時(shí)刀盤與主軸連接處的振動(dòng)情況更符合實(shí)際切削效果。

2）對(duì)剛?cè)狁詈戏抡娼Y(jié)果按照國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行振幅評(píng)價(jià)，結(jié)果顯示該機(jī)型的主軸系統(tǒng)能滿足長(zhǎng)期使用條件。

3）經(jīng)過本研究對(duì)主軸系統(tǒng)的剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)仿真分析，為新型削片機(jī)主軸系統(tǒng)的合理性提供了驗(yàn)證，并為以后削片機(jī)主軸系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)改進(jìn)提供了參考依據(jù)。

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