工程技术发展的实践证明，传统的静态设计和经验设计方法已经远远满足不了现代工程技术发展的需要。在飞机、火箭、车辆、船舶、化工、兵器和各种机床的研究和设计过程中，许多技术问题均与它们的动态特性有关，因为它们处在动态载荷工作环境中，因此必须研究它们的动态特性，预示其动力响应，对它们进行动态分析和动态设计。

对机床结构进行动态分析，首先必须建立足够精确的动力学模型。目前工程技术人员广泛采用有限元方法作为建模和分析计算的有效工具。但是，由于实际机械结构比较复杂，阻尼特性及边界条件的处理比较困难，建模时必不可少地加入人为的主观因素，如对结构的理解和经验等，使所建立的有限元模型具有不确定性，常常要辅之于试验进行验证。模态分析技术是验证和修改有限元模型的主要手段，在机床结构的动态分析和动态设计中，模态分析技术已被工程技术人员采用。

1 试验方法及试验装置 1.1 试验方法 1.1.1 试验场地与样机

场地选在牡丹江木工机械厂装配车间，其各种电器设备都齐全。样机选用牡丹江木工机械厂生产的MJC1125型精密裁板锯。考虑到为了研究整机动态特性，采用了接地支持(现场支持)形式来进行试验。

由于引起精密裁板锯运转时产生振动的原因很多，如电机、皮带、锯轴、主锯片、划线锯片、轴承等(李志仁，1990)，所有这些部件的振动互相合成和干涉，再加上机床的安装部件，这些振动必然要传到固定工作台表面及双滚轮式移动滑台表面，而且其振动特点对加工件表面的加工质量影响极大。由此选定固定工作台、双滚轮式移动滑台表面作试验模态分析，主要考查有价值的Z方向，从而来研究整个机床的动态特性。

1.1.2 测点布置与测振方法

本试验对固定工作台布置了84个测点，如图 1所示，对双滚轮式移动滑台布置了54个测点，如图 2所示。由于固定工作台和双滚轮式移动滑台是一种阻尼小的整体结构，用力锤作冲击激振，能够满足测量精度要求，同时也能缩短测量传递函数的时间。锤击法的主要缺点是激振能量小，信噪比低，为了保证测量精度，减小误差，得到较宽的频谱，我们选用了钢质锤头，每个激励点敲击30次。为了减少输入及输出端噪声的影响，使频响函数(传递函数)和相干函数都得到改善，所以，每次测量的测次平均为10次(陈守谦，1992)。

1.2 试验设备和试验过程

试验采用的仪器设备有PCB力锤、4384加速度计、2635电荷放大器、XR-510C磁带机、HP3562A动态信号分析仪、HP9000计算机、HP7550绘图机、SMS3.0模态分析软件、325示波器、2932A打印机。

试验时采用XR-510C磁带机把信号记录下来，然后用HP3562A动态信号分析仪进行分析处理。测试系统如图 3所示。

试验前检查试验仪器设备是否正常，测试装置是否存在振动，仪器接线是否正确，加速度传感器灵敏度和电荷放大器是否相适，检查完毕后就可进行试验。试验开始时，把加速度传感器固定在测试面上，然后用力锤各点依次敲击，采用熟练的手法控制敲击力的大小，使电荷放大器和磁带机既不过载又有较大的幅值(信号)。将各测点的响应信号及相应的力信号通过磁带机记录在磁带上。每次测量完后均应将磁带回放，通过示波器观察通道的响应及力信号，如果响应及力信号波形较好，能量(幅值)较大，则可继续敲击下一点，否则重新敲击该点，直到响应及力信号达到要求为止。

1.3 信号处理

信号分析处理框图如图 4所示。

通过XR-510C磁带机将测量的力信号和响应信号送入HP3562A动态信号分析仪，该分析仪首先对力信号和响应信号进行模拟抗混低通滤波，目的是去掉分析频率范围以外的高频成份，同时也避免信号采样时出现频率混迭。加力窗抑制输入信号噪声，加指数窗抑制响应信号噪声。然后根据采样定理对力信号和响应信号进行采样，将模拟信号转换数字信号，通过FFT变换，求得信号的自功率谱和互功率谱，进而求得频响函数。对频响函数采用估计，采用总体平均的办法可有效地消除或降低随机噪声产生的统计误差(采用了10次平均)，如果H(f)的共振峰值相干函数在0.9以上，即认为该频响函数数据可靠，遂存入主机，留作模态分析之用。如果相干函数达不到要求，可采用增加平均次数，选择平均区段等办法来使其达到要求。所有测点的频响函数存入主机后，即可调用主机的模态分析程序SMS3.0进行模态分析。SMS3.0提供了丰富的模态参数识别方法，由于把系统看成为多自由度系统，因此，须用MDOF法。我们选用了MDOF拟合方法中的正交多项式法。求出固定工作台、双滚轮式滑台的各阶模态参数后，可在屏幕上实现动态显示，如图 5所示。然后用打印机、绘图机将各阶模态参数及动画图形打印绘制出来。

2 数据处理结果分析

通过模态参数识别，获得了前7阶固定工作台和双滚轮式移动滑台的模态参数。对已识别出的振型，SMS3.0模态分析软件还提供了模态安全判据MAC精度检验。

模态安全判据MAC是两个模态向量{Ψ₁}和{Ψ₂}的相关系数，它是介于0和1之间的数值。其原理是：结构不同模态的振型是相互正交的，其相关系数很小。因此求得的MAC相关矩阵中若对角线元素为1，非对角元素很小，则表明该曲线的拟合精度很高(Allemang，1984；汪凤泉等，1988)。

固定工作台识别出来的模态参数见表 1(前7阶)。

双滚轮式移动滑台识别出来的模态参数见表 2(前7阶)精密裁板锯整机识别出来的模态参数见表 3(前4阶)。

根据前面的数据和振型图，以及频响函数及相干函数对于固定工作台，第1~6阶都为弯曲振型。对于双滚轮式移动滑台，第1阶振型为扭转振型，第2阶振型为扭转和弯曲耦合振型，第3、4阶振型为弯曲和扭转耦合振型，第5、6、7阶振型为弯曲振型。对于精密裁板锯整机，床身受迫振动，对固定工作台及滑台都有影响。

3 结论

通过试验分析研究，精密裁板锯的整机振动固有频率为137.16 Hz、207.34 Hz、366.40 Hz、410.98 Hz它们与工频(50~100 Hz)相差较大，因此该机不会产生共振现象。从这个意义上讲，MJC1125精密裁板锯的动态特性还是较好的。

模态分析表明，固定工作台第(28)点处，双滚轮式移动滑台中部的第(7)点处振动量最大，因此应对这两处地方进行动态修改，以减小振动量。由于振动量最大的两点均在电机附近，所以本文提出3点动态修改建议：加固电机；增加传动稳定性；减小锯片轴径向跳动。

通过试验模态分析，该机刚度较大，能够满足使用要求。

对于精密裁板锯来说，采用单点多次锤击激振，固定工作台1点测得的加速度响应值来研究其动态特性是行之有效的。同时也为动态设计精密裁板锯提供了可靠的试验数据。