狹窄空間薄壁件機(jī)器人砂帶磨拋振動(dòng)抑制方法

關(guān)鍵詞機(jī)器人砂帶磨拋；振動(dòng)抑制；薄壁件；參數(shù)優(yōu)化；整體葉輪

中圖分類號(hào) TH161;TG580文獻(xiàn)標(biāo)志碼A

文章編號(hào) 1006-852X（2025）04-0561-08

DOI碼 10.13394/j.cnki.jgszz.2024.0119

收稿日期 2024-07-24 修回日期2024-08-26

隨著現(xiàn)代科學(xué)技術(shù)的飛速發(fā)展，整體葉盤、葉輪等薄壁零件因其質(zhì)量輕、比強(qiáng)度高等優(yōu)點(diǎn)，已在航空領(lǐng)域得到廣泛應(yīng)用[1-4]。此類零件葉片間通道深且窄、開敞性差，普通磨拋工具磨拋時(shí)很容易發(fā)生干涉[45]。同時(shí)，由于工作條件惡劣，這類零件通常有較高的輪廓精度和表面質(zhì)量要求。然而，薄壁零件和砂帶磨拋工具的剛度較弱，在機(jī)器人磨拋加工薄壁件時(shí)很容易出現(xiàn)強(qiáng)烈振動(dòng)，致使工件表面出現(xiàn)振紋，嚴(yán)重時(shí)甚至出現(xiàn)不可逆的加工損傷[69]。因此在機(jī)器人砂帶磨拋過程中，實(shí)現(xiàn)加工過程中的振動(dòng)抑制是提升航空薄壁零件表面質(zhì)量的關(guān)鍵。目前，機(jī)器人磨拋加工中的振動(dòng)抑制方法主要有切削參數(shù)優(yōu)化、主動(dòng)振動(dòng)控制和被動(dòng)振動(dòng)控制[10-11]

被動(dòng)振動(dòng)控制的優(yōu)勢(shì)是不需要外部能量輸入，只需添加或調(diào)整系統(tǒng)結(jié)構(gòu)即可實(shí)現(xiàn)振動(dòng)抑制。近年來，隨著國內(nèi)外學(xué)者對(duì)被動(dòng)振動(dòng)控制技術(shù)的深入研究，該技術(shù)已逐步應(yīng)用于機(jī)器人磨拋加工領(lǐng)域[]。HUANG等[12]設(shè)計(jì)了一種被動(dòng)柔順工具以抑制渦輪葉片修復(fù)過程中的振動(dòng)，結(jié)果表明，經(jīng)機(jī)器人磨拋后，葉片具有較高的輪廓精度和表面質(zhì)量。匡興民[11針對(duì)傳統(tǒng)磨拋機(jī)在力控中的缺陷，設(shè)計(jì)出基于PID閉環(huán)控制的彈性氣缸控制回路和阻尼氣缸控制回路，實(shí)現(xiàn)了基于被動(dòng)力控制的葉片磨拋振動(dòng)抑制。CHEN等[13]設(shè)計(jì)了2種新型渦流阻尼調(diào)諧質(zhì)量阻尼器（ECDs），并將其集成至智能末端執(zhí)行器后進(jìn)行拋光實(shí)驗(yàn)，結(jié)果表明，安裝ECDs后，主軸 x 方向和 y 方向加速度降低 60% ，并且拋光后葉片表面質(zhì)量明顯改善。張義澤14對(duì)機(jī)器人砂帶磨拋過程中不同的振動(dòng)形式進(jìn)行分析，提出了基于被動(dòng)柔順機(jī)構(gòu)的振動(dòng)抑制方案。通過對(duì)比實(shí)驗(yàn)，該方案降低了 50% 超調(diào)量，并確保磨拋過程中接觸力在 ±1N 內(nèi)波動(dòng)。然而，以上方案只適用于開敞性良好的工件。對(duì)于航空發(fā)動(dòng)機(jī)七級(jí)整體葉盤、葉輪等狹窄空間薄壁件，由于其尺寸小、厚度薄、相鄰葉片間空間極窄，對(duì)磨拋工具的可達(dá)性提出了更高的要求。因此，設(shè)計(jì)一種可達(dá)性高、抑振性能良好的磨拋工具十分必要。

基于工業(yè)機(jī)器人砂帶磨拋系統(tǒng)，通過建立機(jī)器人砂帶磨拋過程動(dòng)力學(xué)模型，研究其振動(dòng)機(jī)理并分析影響振動(dòng)的主要因素，進(jìn)而提出一種基于被動(dòng)振動(dòng)控制的機(jī)器人砂帶磨拋振動(dòng)抑制方法。同時(shí)，對(duì)現(xiàn)有機(jī)器人末端執(zhí)行器進(jìn)行改進(jìn)。最后，選用與航空葉片相同材質(zhì)的鈦合金薄壁試件進(jìn)行砂帶磨拋實(shí)驗(yàn)，通過正交試驗(yàn)優(yōu)化工藝參數(shù)，并使用優(yōu)化后的砂帶機(jī)磨拋整體葉輪葉片，驗(yàn)證抑振方法的有效性。

1機(jī)器人砂帶磨拋動(dòng)力學(xué)模型

1.1振型耦合顫振建模

為實(shí)現(xiàn)狹窄空間薄壁件的磨拋加工，本研究中采用細(xì)長(zhǎng)支撐臂。在機(jī)器人磨拋過程中，機(jī)器人振動(dòng)系統(tǒng)在2個(gè)方向上的剛度相近，導(dǎo)致2個(gè)固有振型接近，從而引起振型耦合顫振[3。為建立機(jī)器人砂帶磨拋的振動(dòng)模型，首先對(duì)實(shí)際磨拋系統(tǒng)進(jìn)行抽象簡(jiǎn)化：將葉片等薄壁件簡(jiǎn)化為厚度均勻的懸臂薄板，支撐臂簡(jiǎn)化為矩形截面細(xì)長(zhǎng)桿，砂帶簡(jiǎn)化為接觸輪表面的磨粒層，接觸輪簡(jiǎn)化為規(guī)則圓柱體。簡(jiǎn)化后的模型如圖1所示。設(shè)定砂帶繞接觸輪順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)，磨拋方式為順磨。

圖1磨拋系統(tǒng)簡(jiǎn)化模型[15]

Fig.1 Simplified model of grinding and polishing system [1

以工件被磨拋表面的法向?yàn)?y 軸，進(jìn)給方向?yàn)閤 軸，建立坐標(biāo)系xoy;以支撐臂軸線方向?yàn)?u 軸，垂直于軸線方向?yàn)?u 軸，建立坐標(biāo)系uov，如圖1所示。

設(shè)接觸桿在 u，ν 方向上的等效剛度分別為 k_gu，k_gν. 號(hào)其中 k_gugν 。考慮磨拋力的作用，采用時(shí)域法建立系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)方程：

式中： m_ge 為接觸桿連同接觸輪、接觸輪軸的等效質(zhì)量； c_gu 小 c_gν 分別為支撐臂在 u 、 u 方向上的結(jié)構(gòu)阻尼;ζ 為磨拋力方向和 y 軸正方向的夾角， ζ=π/2-α;? 為接

觸桿軸線方向和 x 軸正方向的夾角，即接觸角； P 為接觸輪所受的磨拋力，可表示為：

式中： U_s 為磨削比能， V_b 為砂帶線速度， V_g 為進(jìn)給速度， b 為磨削寬度， δ 為磨削深度。接觸力與磨拋力之間的關(guān)系為：

F=Pcosζ

由三重弱剛度理論[15]，砂帶磨拋過程中的穩(wěn)定性判別條件為：

由式（4）可知，機(jī)器人磨拋系統(tǒng)的振動(dòng)穩(wěn)定性與砂帶線速度 V_b 、進(jìn)給速度 V_g 、接觸角 ? 、接觸力 F 、支撐臂剛度 k_g 均有關(guān)。

1.2 強(qiáng)迫振動(dòng)建模

砂帶接口硬度較大導(dǎo)致砂帶繞過小接觸輪時(shí)接觸輪受力不均，以及接觸輪偏心等因素，均會(huì)引起磨拋系統(tǒng)強(qiáng)迫振動(dòng)。由材料力學(xué)理論可知，砂帶繞經(jīng)接觸輪時(shí)產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力 σ_b 為：

式中： E 為砂帶材料的彈性模量， MPa;h 為砂帶厚度， mm;d 為接觸輪直徑， mm 。

由式（5）可知，由于砂帶接口襯片與砂帶磨料背基材料不同，且通常情況下襯片的彈性模量要大于背基，因此二者在接觸輪處產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力也不同，這種應(yīng)力會(huì)在接觸點(diǎn)以周期 T=l/ν 變化，從而導(dǎo)致磨拋系統(tǒng)振動(dòng)加劇。

接觸輪偏心產(chǎn)生的偏心力會(huì)影響機(jī)器人砂帶磨拋時(shí)的穩(wěn)定性。因此，可以選用接口質(zhì)地較軟的砂帶、在保證可達(dá)性的基礎(chǔ)上適當(dāng)增大接觸輪直徑，或在加工之前使砂帶機(jī)空轉(zhuǎn)一段時(shí)間，以抑制磨拋過程中的振動(dòng)。

接觸輪偏心和砂帶接口軟硬不均會(huì)產(chǎn)生激振力，導(dǎo)致接觸輪沿接觸表面法向振動(dòng)。本研究中將此激振力視為諧波激振力，因此可將機(jī)器人砂帶磨拋系統(tǒng)的振動(dòng)視為單自由度系統(tǒng)在諧波激振下的強(qiáng)迫振動(dòng)。基于此，建立機(jī)器人磨拋系統(tǒng)在工件接觸表面法向的單自由度振動(dòng)模型，如圖2所示。

圖2磨拋系統(tǒng)單自由度振動(dòng)模型

Fig.2Singledegreeof freedomvibrationmodel of grinding and polishing system

以接觸輪的靜態(tài)平衡位置為原點(diǎn)，沿工件接觸表面法向建立機(jī)器人磨拋系統(tǒng)的振動(dòng)微分方程：

式中： m_e 為工件與支撐臂/輪的等效質(zhì)量， m_e= m_e1+m_e2 ，其中 m_el 為支撐臂/輪等效質(zhì)量（由于振動(dòng)最大點(diǎn)在接觸輪處，故將支撐臂/輪的質(zhì)量集中等效到接觸輪處）， m_e2 為工件等效質(zhì)量； c_e 為工件與支撐臂/輪的等效阻尼， c_e=c_e1+c_e2 ，其中 c_el 為支撐臂/輪等效阻尼，c_e2 為工件等效阻尼； k_e 為工件與支撐臂/輪的等效剛度，k_e=k_e1k_e2/（k_e1+k_e2） ，其中 k_el 為支撐臂/輪等效剛度， k_e2 為工件等效剛度； x（t） 為接觸輪在 F（t） 作用下沿接觸表面產(chǎn)生的位移； F（t） 為由接觸輪偏心和砂帶接口軟硬不均造成的諧波激振力，可通過式（7）計(jì)算。

F（t）=F₀e^iωt=k_ese^iωt

式中： s 為與激振力 F₀ 相等恒力作用下接觸輪的靜位移， s=F₀/k_e ： ω 為接觸輪運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的角速度。對(duì)于支撐臂/輪組成的砂帶機(jī)系統(tǒng)，其固有參數(shù)存在以下關(guān)系：

式中： ω_n 為機(jī)器人磨拋系統(tǒng)的固有頻率， ξ 為機(jī)器人磨拋系統(tǒng)的阻尼比。

將式（7）～式（8）代入式（6），可得到：

式（9）是一個(gè)二階線性非齊次微分方程，其通解由齊次方程通解與非齊次方程特解 X（t） 組成。由于砂

帶磨拋過程中存在振動(dòng)，磨拋系統(tǒng)處于欠阻尼狀態(tài)，故阻尼比 0lt;ξlt;1 ，此時(shí)微分方程有2個(gè)虛根，其解可表示為：

在機(jī)器人磨拋過程中，砂帶機(jī)以初始速度 u₀ 靠近工件，最終完成磨拋。因此，初始條件 x（0）=0 ， 則 C₁ 、 C₂ 可表示為：

將式（11）代入（10）中并拆分，可得到：

式（12）由3部分構(gòu)成：第一部分為初始條件引起的自由振動(dòng)，隨著振動(dòng)時(shí)間的延長(zhǎng)而衰減，其與機(jī)器人磨拋系統(tǒng)的初始條件及系統(tǒng)參數(shù)有關(guān)，可通過選取平穩(wěn)的切人速度來抑制；第二部分反映激勵(lì)與自由振動(dòng)的相互影響，是穩(wěn)態(tài)響應(yīng)與瞬態(tài)響應(yīng)的疊加，經(jīng)過一段時(shí)間后僅保留穩(wěn)態(tài)響應(yīng)；第三部分為激勵(lì)引起的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)，在持續(xù)激勵(lì)下將長(zhǎng)期存在，由激勵(lì)和系統(tǒng)參數(shù)決定。由此可見，后兩部分均與外部激勵(lì)引起的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)有關(guān)，因此研究方程特解 X（t） 至關(guān)重要。根據(jù)文獻(xiàn)[16]， X（t） 可表示為：

由式（13）可以看出，簡(jiǎn)諧激勵(lì)下的穩(wěn)態(tài)響應(yīng)仍為簡(jiǎn)諧形式，其幅值為靜位移 s 的 β 倍，且存在相位差 φ 。其中， λ 為頻率比， λ=ω/ω_n ： β 為放大因子， β= 。據(jù)此，可以繪制不同阻尼比和頻率比下的幅頻特性曲線，如圖3所示。

由圖3可知，當(dāng) 時(shí)，放大因子 β 對(duì)應(yīng)靜力狀態(tài)（ β≈1 ），此后 β 隨著 λ 的增大而增加，當(dāng) λ=1 時(shí)達(dá)到最大值，之后逐漸減小并趨于平緩。由于磨拋系統(tǒng)處于欠阻尼狀態(tài)，故阻尼比 0lt;ξlt;1 。在共振頻率附近（ λ≈1 ），阻尼對(duì)振幅的抑制作用非常明顯，增加磨拋系統(tǒng)阻尼可以有效減小共振區(qū)的振動(dòng)強(qiáng)度。

圖3不同阻尼比和頻率比下的放大因子Fig.3Amplification factors for different dampingratiosand frequencyratios

2機(jī)器人砂帶磨拋工具優(yōu)化

在狹窄空間薄壁件加工過程中，首先通過離線編程軟件進(jìn)行路徑規(guī)劃，生成機(jī)器人可識(shí)別的軌跡程序文件，再將其導(dǎo)入機(jī)器人控制器中，最后通過機(jī)器人末端夾持砂帶機(jī)完成葉片型面加工。

圖4a為使用主動(dòng)力控制實(shí)現(xiàn)恒力磨拋的傳統(tǒng)砂帶機(jī)，圖4b為使用被動(dòng)振動(dòng)控制的抑振砂帶機(jī)。抑振砂帶機(jī)通過彈簧阻尼器為支撐臂提供阻尼，并且接觸輪采用一層柔軟的橡膠包裹，從而起到提高砂帶磨拋系統(tǒng)阻尼、抑制機(jī)器人砂帶磨拋過程中振動(dòng)的作用，其工作原理示意簡(jiǎn)圖如圖5所示。加工前，可以通過預(yù)緊力調(diào)節(jié)旋鈕和接觸輪沿接觸點(diǎn)法向位移量調(diào)節(jié)接觸力的大小，接觸輪與工件的接觸力可以表示為：

式中： k 為彈性系數(shù)， Δl₀ 為彈簧預(yù)壓縮長(zhǎng)度， Δl 為接觸輪偏移導(dǎo)致的彈簧長(zhǎng)度變化量， ∣c∣ 為阻尼系數(shù)， Δt 為時(shí)間步長(zhǎng)。通過調(diào)節(jié)阻尼系數(shù)，可以有效抑制加工中的振動(dòng)。此外，由于支撐臂細(xì)長(zhǎng)，尺寸很小，且接觸輪寬度只有 6mm ，抑振砂帶機(jī)可以進(jìn)入空間狹小的區(qū)域而不發(fā)生干涉，具有優(yōu)異的可達(dá)性。

圖4砂帶機(jī)實(shí)物圖

Fig.4Physical picture of abrasive belt machine

圖5抑振砂帶機(jī)工作原理Fig.5Workingprincipleofvibrationsuppression abrasivebeltmachine

3機(jī)器人砂帶磨拋實(shí)驗(yàn)

3.1實(shí)驗(yàn)設(shè)備與實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)

實(shí)驗(yàn)平臺(tái)主體由6個(gè)部分構(gòu)成，如圖6所示。KUKA機(jī)器人型號(hào)為KR22R1610-2，重復(fù)定位精度 ±0.04mm 利用振動(dòng)測(cè)試儀獲取加工過程中的振動(dòng)信號(hào)，壓電傳感器靈敏度為 2.49pc/（m/s²） ；試件采用 100mm×150mm× 1.5mm 的TC4鈦合金薄板，并劃分為9個(gè)區(qū)域（每個(gè)區(qū)域?qū)?100mm 、長(zhǎng) 10mm ），其下半部分為夾持區(qū)域，如圖6左側(cè)所示。

圖6振動(dòng)測(cè)試實(shí)驗(yàn)平臺(tái)

Fig.6Vibration testingexperimental platform

小尺寸薄壁件機(jī)器人砂帶磨拋的振動(dòng)穩(wěn)定性受多種工藝參數(shù)影響，因此采用正交試驗(yàn)法重點(diǎn)分析接觸力 F_ν 砂帶線速度 V_b 、砂帶類型 T_? 進(jìn)給速度 V_g 對(duì)磨拋振動(dòng)穩(wěn)定性的影響。本實(shí)驗(yàn)采用4因素3水平的L₉（3⁴） 正交表，具體因素設(shè)計(jì)表如表1所示。砂帶類型為A16金字塔型砂帶，其中1#接口最軟，3#接口最硬。機(jī)器人砂帶磨拋其他參數(shù)見表2。

表1正交試驗(yàn)設(shè)計(jì)表

Tab.1 Orthogonal experimental design table

表2機(jī)器人砂帶磨拋其他參數(shù)Tab.2Otherparameters of robot abrasive belt grinding and polishing

根據(jù)表1和表2的工藝參數(shù)，分別使用傳統(tǒng)砂帶機(jī)和抑振砂帶機(jī)對(duì)鈦合金板進(jìn)行磨拋。將壓電傳感器固定在砂帶機(jī)支撐臂上，利用動(dòng)態(tài)信號(hào)分析儀采集2種砂帶機(jī)加工過程中的振動(dòng)信號(hào)。最后基于正交試驗(yàn)得到的優(yōu)化參數(shù)對(duì)整體葉輪葉片進(jìn)行磨拋，并使用北京時(shí)代公司生產(chǎn)的TR200粗糙度儀測(cè)定磨拋前后葉片表面粗糙度。

3.2實(shí)驗(yàn)結(jié)果與討論

表3正交試驗(yàn)結(jié)果分析表

Tab.3Analysistableof orthogonal experiment results

采用振動(dòng)加速度的標(biāo)準(zhǔn)差來衡量磨拋過程的振動(dòng)穩(wěn)定性。設(shè)加速度的均值為 ，則 n 組實(shí)驗(yàn)的加速度標(biāo)準(zhǔn)差為：

s 越大，表明機(jī)器人砂帶磨拋過程中振動(dòng)越劇烈，磨拋過程越不穩(wěn)定；反之則越穩(wěn)定。正交試驗(yàn)結(jié)果如表3所示，其中 S₁，S₂ 分別為傳統(tǒng)砂帶機(jī)和抑振砂帶機(jī)的標(biāo)準(zhǔn)差; K₁ 、 K₂ 、 K₃ 為 S₂ 各因素水平指標(biāo)均值。

由表3、圖7、圖8可以看出，使用抑振砂帶機(jī)磨拋后試件振紋明顯比傳統(tǒng)砂帶機(jī)少，且抑振砂帶機(jī)振動(dòng)加速度標(biāo)準(zhǔn)差顯著低于傳統(tǒng)砂帶機(jī)，最大降幅達(dá) 53.6% 平均降幅為 38.8% 。這表明抑振砂帶機(jī)磨拋時(shí)的振動(dòng)穩(wěn)定性更好，增大系統(tǒng)阻尼是抑制振動(dòng)的有效方法。

圖9為機(jī)器人砂帶磨拋正交試驗(yàn)均值分析結(jié)果，可以看出：砂帶線速度、砂帶類型與振動(dòng)穩(wěn)定性呈負(fù)相關(guān)，振動(dòng)穩(wěn)定性隨接觸力、進(jìn)給速度的增大呈先減小后增大的趨勢(shì)。由于抑振砂帶機(jī)拋光去除量很少，因此可以使用較低的砂帶線速度和接觸力，配合較軟的接口砂帶和較小的進(jìn)給速度，以進(jìn)一步抑制磨拋過程中的振動(dòng)。由圖中也能看出：砂帶線速度 V_b 第1水平對(duì)應(yīng)的均值最小，因此取砂帶線速度 V_b 為 8m/s 最佳；以此類推，其他3種因素最佳參數(shù)為進(jìn)給速度 6mm/s 接觸力 2N， 接口最軟的砂帶。為對(duì)實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行驗(yàn)證，采用該工藝參數(shù)對(duì)鈦合金板進(jìn)行磨拋，測(cè)得振動(dòng)加速度標(biāo)準(zhǔn)差 S=1.57g ，比表3中 S₂ 的各工況均更小，證明采用該工藝參數(shù)加工時(shí)抑振效果較好。

圖7不同砂帶機(jī)磨拋后試件

Fig.7Workpiecesprocessedby different abrasive

圖8正交試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)差分析

Fig.8Analysisofstandarddeviationinorthogonalexperiment

圖9各因素在不同水平下的 ∣S₂∣ 平均值Fig.9 S_z"averagevaluesof each factoratdifferentlevels

由圖10可以看出，進(jìn)給速度和砂帶線速度對(duì)抑振砂帶機(jī)的振動(dòng)穩(wěn)定性有較大影響，接觸力的影響不大。

圖10不同因素下 S₂ 的極差值

Fig.10 Rangevaluesof S_z underdifferent experimental factors

為驗(yàn)證參數(shù)優(yōu)化和抑振砂帶機(jī)的抑振效果，采用優(yōu)化后的工藝參數(shù)，即砂帶線速度 V_b=8m/s， 進(jìn)給速度 V_g=6mm/s 、接觸力 F=2N， 砂帶類型為1#（最軟接口），使用抑振砂帶機(jī)對(duì)整體葉輪葉片進(jìn)行磨拋。

通過離線編程規(guī)劃加工路徑后進(jìn)行磨拋實(shí)驗(yàn)，磨拋后表面粗糙度 R_a 由 0.8μm 左右降至 0.4μm 以下；圖11顯示，加工表面未出現(xiàn)振紋。實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，采用抑振砂帶機(jī)和優(yōu)化工藝參數(shù)后，工件表面質(zhì)量得到改善，振動(dòng)得到抑制。

圖11整體葉輪砂帶磨拋表面

Fig.11Overall impeller abrasive belt polishing surface

4結(jié)論

（1）航空薄壁件機(jī)器人砂帶磨拋加工穩(wěn)定性受到進(jìn)給速度、砂帶線速度、砂帶接口軟硬程度、接觸力、接觸角度、磨拋系統(tǒng)阻尼等多種工藝參數(shù)的影響。

（2）通過增大砂帶機(jī)阻尼的方式對(duì)砂帶機(jī)進(jìn)行優(yōu)化，結(jié)果表明：相比傳統(tǒng)砂帶機(jī)，抑振砂帶機(jī)磨拋時(shí)振幅降低 38.8% ；在參數(shù)優(yōu)化后，抑振砂帶機(jī)加工的葉輪表面粗糙度 R_a 降至 0.4μm 以下，葉輪表面質(zhì)量得到改善，振動(dòng)得到有效抑制。

（3）薄壁件機(jī)器人砂帶磨拋實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，抑振砂帶機(jī)的進(jìn)給速度、砂帶線速度對(duì)振動(dòng)穩(wěn)定性影響較大，可以適當(dāng)降低砂帶線速度和進(jìn)給速度、采用接口較軟的砂帶，以進(jìn)一步抑制磨拋過程中的振動(dòng)。

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作者簡(jiǎn)介

通信作者：魏錦輝，男，1999年生，助理工程師、機(jī)械碩士。主要研究方向：機(jī)器人制造與工藝數(shù)字化。

E-mail：jinhui202507@163.com

通信作者：朱光，男，1991年生，副研究員、工學(xué)博士。主要研究方向：機(jī)器人制造與工藝數(shù)字化。

E-mail： gzhusdu@outlook.com

（編輯：趙興昊）

Vibration suppression method for robot abrasive belt polishing of narrow space parts

LI Weigang12， WEI Jinhui'， WANG Yang1， ZHAO Jibin1，LI Lun1， ZHU Guang' （1. Shenyang Institute of Automation， Chinese Academy of Sciences， Shenyang 11oo16， China） （2.School ofMechanical Engineering， UniversityofScience and Technology Liaoning， Anshan114051，Liaoning，China）

AbstractObjectives： With the rapid development ofthe aviation industry，the surface quality requirements for critical aero-engine components such as integrally bladed disks and integrally bladed rotors have increased.These componentshave narrow blade passages and poor accessibility，making traditional grinding tools prone to interference. Moreover，the weak stiffness of thin-walled parts and the grinding system can cause severe vibrations during robotic grinding，leading tosurfacedefectsand irreversibledamage，thus limiting procesingquality.This study proposes avibration suppresson methodfor thin-walled parts in confined spaces to reduce grinding vibrations and improve surface quality and stability.Methods： Acombinedapproachof theoretical modeling，toloptimization，and experimental validation is used.First，adynamic model of robotic grinding forthin-walled parts is established，considering bothfluter andforced vibrations，to identifykeyprocessparametersafecting vibration stability.Apassvevibrationcontrol method is thenappliedbyaddingaspring damper to the traditionalbelt grinder to increase system dampingand bydownsizing thetoolforbetter accessibility.Finally，orthogonal experimentsare designed tooptimizekeyprocess parameters and validate the vibration suppresson effectof the optimized belt grinder.Results：The dynamic model indicates thatcontact force，belt speed，feed rate，andsystem damping signficantlyafect vibrationstability.Analysisof the forced vibration model shows that damping efectively reduces vibration amplitude near resonance frequencies.Experimental vibration signals shows that the optimized belt grinder reduces vibration amplitude by approximately 38.8% compared to the traditional one.Mean analysisof vibration experiments reveals thatbelt speed andbelt joint stifess negativelycorrelate withvibrationstability，whilecontact forceand feedrate showadecreasing-increasing trend.Range analysis indicates that belt speed and feedrate have the greatest impact onvibration stability，suggesting these parameters should be closely controled during grinding.After grinding with the optimized belt grinder，the blade surface issmooth and free of vibration marks， with surface roughness R_a reduced to below 0.4μm ， meeting technical requirements. Conclusions： Passve vibration control and parameter optimization are used to suppressvibrations during robotic grindingofthin-walledparts.Thevibration-suppessingbeltgrinder，withincreaseddampingandadownsizeddesigneffectivelyreduces grinding vibrations，enabling interference-free grinding in confined spacesand achieving high surface quality. Orthogonal experiments shows that feedrateand belt speed significantlyafect vibration stability.Reducing belt speed and feed rate and using softer belt joints can further suppress vibrations during grinding.

Key wordsrobot abrasivebelt polishing;vibration suppresson; thin-walled workpieces; parameter optimization; integral impeller