THEORETICAL AND EXPERIMENTAL STUDY OF ... - DiVA portal

5 downloads 0 Views 10MB Size Report
Boring tools are often encountered as rotating tools in machining centres or as ..... The clear advantage of the active damping approach is the perfect ... π π δ eq.2. 2 http://www2.coromant.sandvik.com/coromant/pdf/Silent_tools/Silent_tools.pdf.
      THEORETICAL AND EXPERIMENTAL STUDY OF TOOLING SYSTEMS    ‐ PASSIVE CONTROL OF MACHINING VIBRATION ‐ 

                    Lorenzo Daghini  Licentiate Thesis                School of Industrial Engineering and Management  Department of Production Engineering  The Royal Institute of Technology, Stockholm  JUNE 2008 

                                                            TRITA‐IIP‐08‐04  ISSN 1650‐1888  Copyright © Lorenzo Daghini  Department of Production Engineering  The Royal Institute of Technology  S‐100 44 Stockholm 

 

                          “Nissuna  umana  investigazione  si  pò  dimandare  vera  scienzia  s'essa  non  passa per le matematiche dimostrazioni, e se tu dirai che le scienzie, che  principiano e finiscono nella mente, abbiano verità, questo non si concede,  ma  si  niega,  per  molte  ragioni,  e  prima,  che  in  tali  discorsi  mentali  non  accade esperienzia, sanza la quale nulla dà di sé certezza”.    No human investigation can be called true science without going through  the  mathematical  tests…  the  sciences  which  begin  and  end  in  the  mind  cannot be considered to contain truth either, because such discourses lack  experience, without which nothing reveals itself with certainty.    Leonardo da Vinci  

 

 

Abstract    Vibration control has been and still remains a subject of primary importance in  modern manufacturing industry. To be able to remove high volumes of material  in  shorter  time  as  well  as  to  be  able  to  get  the  right  quality  of  the  parts  at  the  first time are goals that many shops would like to achieve. Tooling systems, and  especially  cantilever  tools,  and  cantilever  structural  units  of  machine  tools  are  the least rigid components of machining systems and therefore the most prone   to  vibration.  Boring  tools  are  often  encountered  as  rotating  tools  in  machining  centres  or  as  stationary  tools  in  internal  turning.  In  this  thesis  the  focus  is  on  internal  turning.  Internal  turning  is  widely  known  as  a  very  delicate  operation  and  it  is  often  carried  out  with  cutting  parameters  far  from  optimal,  from  a  productivity point of view, due to limitations imposed by vibration. Another type  of tooling system whose functionality is impaired by vibration  is the parting‐off  tool.  The  design  of  damped  parting‐off  tool  is  one  of  the  focus  of  this  thesis  as  well.  Vibration control has the purpose to achieve an efficient energy dissipation of a  vibrational  system.  Basically  this  is  achieved  by  controlling  the  damping  of  the  system.  Since  damping  involves  the  conversion  of  energy  associated  with  a  vibration to other forms, there are several mechanisms to remove energy from a  vibrating system. Typically these mechanisms are divided in two classes:  1. Mechanisms  that  convert  mechanical  energy  to  heat,  i.e.  passive  damping.  2. Mechanisms  that  transport  energy  away  from  vibrating  systems,  i.e.  active damping.  Both  these  techniques  have  been  used  during  the  years  and  both  have  been  giving  excellent  results.  The  active  vibration  control  mechanisms  are  more  expensive and not suitable for machining due to the cables they necessitate that  could interfere with the machining operation.   This  work  proposes  an  original  approach  to  vibration  damping  in  machining  systems, the objects of vibration dissipation being the structural components on  the link between turret and cutting insert. The idea is to use composite materials  to  create  damping  interfaces  between  and  within  the  different  structural  components. Different clamping system designs are being compared in order to  see how these influence the performance of the machining system and different  cutting inserts have been compared for machining hardened steel.  The  newly  designed  components  have  been  going  through  both  extensive  off‐ line  (modal  analysis)  and  on‐line  dynamic  testing  (machining  test)  and  the  results  show  that  the  new  tool  holders  used  in  combination  with  hydrostatic  clamping system are the most optimal solution among the tested ones.  The new design for the turret has been giving promising results and more can be  achieved by bringing minor changes to it, these changes are being implemented  at the time of writing this thesis.   

I   

 

Acknowledgments  This work would have not been possible without the precious participation and  help  of  Mircona,  who  provided  the  specially  designed  tools,  Spirex‐tools  with  their  hydraulic  clamping  devices  and  the  work  on  the  turret,  and  SSAB  who  supplied the necessary material for running the machining tests.  A  special  thank  goes  to  my  supervisor,  prof.  Cornel‐Mihai  Nicolescu,  for  the  invaluable support and help in all the different phases of this work, as well as to  my  colleagues  Anders  Berglund,  Andreas  Archenti  and  Mathias  Werner  for  the  continuous  and  intensive  exchanges  of  opinions.  To  be  not  forgotten  are  the  technicians  at  the  production  engineering  department,  Jan  Stamer  and  Leif  Nilsson,  for  their  patient  and  precious  help  in  handling  the  machines  in  the  laboratory.    This  work  was  financed  by  EUREKA  program  within  the  Dampcomat  project  (project  nr.  25953‐1),  through  VINNOVA  (Swedish  Governmental  Agency  for  Innovation Systems).   

III   

 

Table of contents  1 

INTRODUCTION __________________________________________________ 1  1.1  1.2 



BACKGROUND _________________________________________________ 1  THESIS STRUCTURE ______________________________________________ 2 

DESIGN OF DAMPED COMPONENTS _________________________________ 3  2.1  STATE OF THE ART ______________________________________________ 3  2.1.1  Active damping  ___________________________________________ 3  2.1.2  Passive damping ___________________________________________ 4  2.2  CONCEPT ____________________________________________________ 5  2.3  DESIGN DETAILS  _______________________________________________ 9  2.3.1  Boring bar ________________________________________________ 9  2.3.2  Parting‐off and grooving tool  _______________________________ 12  2.3.3  Turret __________________________________________________ 12 



PERFORMANCE EVALUATION  _____________________________________ 15  3.1  BORING BAR _________________________________________________ 15  3.1.1  Modal Analysis ___________________________________________ 15  3.1.2  Machining tests  __________________________________________ 19  3.2  PARTING‐OFF TOOL  ____________________________________________ 35  3.2.1  Modal Analysis ___________________________________________ 35  3.2.2  Machining tests  __________________________________________ 39  3.3  TURRET ____________________________________________________ 47  3.3.1  Modal analysis ___________________________________________ 47 



CONCLUSIONS AND FUTURE WORK  ________________________________ 49  4.1  4.2  4.3  4.4 

BORING BAR _________________________________________________ 49  PARTING‐OFF TOOL  ____________________________________________ 49  TURRET ____________________________________________________ 49  FUTURE WORK  _______________________________________________ 50 

REFERENCES ________________________________________________________ 53  PAPERS ____________________________________________________________ 55  PAPER I ____________________________________________________________ A  PAPER II ___________________________________________________________ O  PAPER III __________________________________________________________ EE 

  V   

 

Table of figures  Figure 1‐1 Machine tool components taken in consideration in the Dampcomat project. __ 2  Figure 2‐1 Solid model view of the active tool adaptor (4).  __________________________ 3  Figure 2‐2 Sandvik Coromant Silent tool boring bar. The pre‐tuning system of the tuned bar  consists mainly of a heavy tuning body (A) with a certain inertia mass, suspended in  two rubber bushes (B), one at each end of the tuning body. The tuning body is  surrounded by a special oily liquid (C). If vibration tendencies should arise during the  machining process using a tuned bar, the damping system will immediately come into  force, and the movement‐energy of the bar will be absorbed into the tuning system.  5  Figure 2‐3 Hydrostatic clamp(left) and screw clamp (right). __________________________ 6  Figure 2‐4 Comparison between screw (above) and hydrostatic clamp (below). The real  overhang for the tool clamped with screws (above) is longer than the measured one,  usually 12 mm longer, that is the distance between the outer face of the holder and  the first screw. _________________________________________________________ 7  Figure 2‐5 Parting‐off tool.  ____________________________________________________ 8  Figure 2‐6 Deflection of the workpiece due to the radial character of the cutting force and  the distance of the cutting area from the chuck. ______________________________ 8  Figure 2‐7 Energy propagation paths. If there is a metal‐to‐metal contact in the structure the  energy will prefer to follow that path instead of going through the damping material. 9  Figure 2‐8 Damping ring, front view (right) and axonometric view (left).  ______________ 10  Figure 2‐9 Channels for the glue flow.  __________________________________________ 10  Figure 2‐10 Specially shaped ring for allowing the coolant flow through the tool.  _______ 10  Figure 2‐11 Section of the damping structure. In yellow the tool body, in green the damping  material and in blue the protective discs. In the detail bubble is shown how the  protective disc does not touch the collet. ___________________________________ 11  Figure 2‐12 CAD view of the boring bar. _________________________________________ 11  Figure 2‐13 CAD model of the parting‐off tool. (a) Exploded view. (b) view of the assembled  tool. (c) View of the back of the tool. ______________________________________ 12  Figure 2‐14 On the left a standard turret with VDI system. On the right the new turret, front  view. The available tool‐holder sizes are: two ∅42, one ∅12, one ∅16, one ∅25 and  one ∅32 mm. _________________________________________________________ 13  Figure 3‐1 Tightening order.  __________________________________________________ 15  Figure 3‐2 Measuring configuration. The figure shows the accelerometers position and the  excitation point. _______________________________________________________ 16  Figure 3‐3 Modal analysis result. The tools were clamped on the conventional turret with a  VDI adapter with screws. ________________________________________________ 17  Figure 3‐4 Result of the modal analysis: compliance. In dark green the damped tool in VDI  adapter for Hydrostatic clamp. In black the damped tool in the Hydrostatic turret. In  pink the damped tool in VDI with screws. In red the conventional tool in VDI adapter  for hydrostatic clamp. In light green the conventional tool in hydrostatic turret. ___ 18  Figure 3‐5 How to read the waterfall diagram. On the vertical axis the signal amplitude, on  the horizontal the frequency and on the third axis is the time. Since cutting speed has 

VII   

  been increased in every recording, the time indicates the increase of the speed as  well. _________________________________________________________________ 21  Figure 3‐6 How to read the time record diagram. Here only time and signal amplitude are  represented. The cutting speed increases from left (40 m/min) to right (80 m/min).  21  Figure 3‐7 Time record of noise generated during machining at vc = 40 to 80 m/min f = 0.15  mm/rev and ap = 1 mm. In red the conventional tool and in green the damped one.  22  Figure 3‐8 Frequency content of the signal produced when machining at vc = 40 to 80 m/min  f=0.15 mm/rev and ap = 1 mm. On the left the conventional tool, on the right the  damped one. __________________________________________________________ 22  Figure 3‐9 Time record of noise generated during machining at vc = 40 to 80 m/min f = 0.15  mm/rev and ap = 2 mm. In red the conventional tool and in green the damped one.  23  Figure 3‐10 Frequency content of the signal produced when machining at vc = 40 to 80  m/min f = 0.15 mm/rev and ap = 2 mm. On the left the conventional tool, on the right  the damped one. _______________________________________________________ 23  Figure 3‐11 Time record of noise generated during machining at vc = 40 to 80 m/min f = 0.15  mm/rev and ap = 0.5 mm. In red the conventional tool and in green the damped one.  _____________________________________________________________________ 24  Figure 3‐12 Frequency content of the signal produced when machining at vc = 40 to 80  m/min f=0.15 mm/rev and ap=0.5 mm. On the left the conventional tool, on the right  the damped one. _______________________________________________________ 24  Figure 3‐13 Time record of noise generated during machining at vc = 40 to 80 m/min f=0.15  mm/rev and ap = 1 mm. In red the conventional tool and in green the damped one.  25  Figure 3‐14 Frequency content of the signal produced when machining at vc = 40 to 80  m/min f=0.15 mm/rev and ap = 1 mm. On the left the conventional tool, on the right  the damped one. _______________________________________________________ 25  Figure 3‐15 Time record of noise generated during machining at vc = 40 to 80 m/min f = 0.15  mm/rev and ap = 1.5 mm. In red the conventional tool and in green the damped one.  _____________________________________________________________________ 26  Figure 3‐16 Frequency content of the signal produced when machining at vc = 40 to 80  m/min f=0.15 mm/rev and ap = 1.5 mm. On the left the conventional tool, on the right  the damped one. _______________________________________________________ 26  Figure 3‐17 Time record of noise generated during machining at vc = 40 to 80 m/min  f=0.3mm/rev and ap = 1 mm. In red the conventional tool and in green the damped  one.  _________________________________________________________________ 27  Figure 3‐18 Frequency content of the signal produced when machining at vc = 40 to 80  m/min f= 0.3 mm/rev and ap = 1 mm. On the left the conventional tool, on the right  the damped one. _______________________________________________________ 27  Figure 3‐19 Time record of noise generated during machining at vc = 40 to 80 m/min  f=0.15mm/rev and ap = 2 mm. In red the conventional tool and in green the damped  one.  _________________________________________________________________ 28  Figure 3‐20 Frequency content of the signal produced when machining at vc = 40 to 80  m/min f= 0.15 mm/rev and ap = 2 mm. On the left the conventional tool, on the right  the damped one. _______________________________________________________ 28 

 

  Figure 3‐21 Time record of noise generated during machining at vc = 40 to 80 m/min  f=0.15mm/rev and ap = 0.5 mm. In red the conventional tool and in green the damped  one. _________________________________________________________________ 29  Figure 3‐22 Frequency content of the signal produced when machining at vc = 40 to 80  m/min f=0.15 mm/rev and ap = 0.5 mm. On the left the conventional tool, on the right  the damped one.  ______________________________________________________ 29  Figure 3‐23 Time record of noise generated during machining at vc = 40 to 80 m/min  f=0.3mm/rev and ap = 0.5 mm. In red the conventional tool and in green the damped  one. _________________________________________________________________ 30  Figure 3‐24 Frequency content of the signal produced when machining at vc = 40 to 80  m/min f=0.3 mm/rev and ap = 0.5 mm. On the left the conventional tool, on the right  the damped one.  ______________________________________________________ 30  Figure 3‐25 Time record of noise generated during machining at vc = 40 to 80 m/min and  ap=0.5 mm. In red the conventional tool at f=0.15 mm/rev and in green the damped  one at f=0.3mm/rev.  ___________________________________________________ 31  Figure 3‐26 Time record of noise generated during machining at vc = 40 to 80 m/min  f=0.3mm/rev and ap = 1 mm. In red the conventional tool and in green the damped  one. _________________________________________________________________ 31  Figure 3‐27 Frequency content of the signal produced when machining at vc = 40 to 80  m/min f= 0.3 mm/rev and ap = 1 mm. On the left the conventional tool, on the right  the damped one.  ______________________________________________________ 32  Figure 3‐28 Time record of noise generated during machining at vc = 40 to 80 m/min  f=0.15mm/rev and ap = 1 mm. In green the conventional tool clamped in Hydrostatic  turret, in red in VDI with screws and in blue in VDI with hydrostatic clamp. _______ 32  Figure 3‐29 Time record of noise generated during machining at vc = 40 to 80 m/min  f=0.15mm/rev and ap = 1 mm on hydrostatic turret (green) and ap = 2 mm on  hydrostatic VE turret (red). ______________________________________________ 33  Figure 3‐30 Time record of noise generated during machining at vc = 40 to 80 m/min  f=0.15mm/rev and ap = 1 mm. In green the damped tool clamped in Hydrostatic  turret, in red in VDI with screws in blue in hydrostatic VE turret and in purple in VDI  with hydrostatic clamp. _________________________________________________ 34  Figure 3‐31 Left: Time record of noise generated during machining at vc = 40 to 80 m/min  f=0.15 mm/rev and ap = 1.5 mm. In green the damped tool clamped in Hydrostatic  turret, in red in VDI with screws in blue in hydrostatic VE turret and in purple in VDI  adapter for hydrostatic clamp. Right: enlarged view of the initial part of the diagram.   ____________________________________________________________________ 35  Figure 3‐32 Modal analysis measuring configuration. In orange the accelerometers and in  green the excitation point.  ______________________________________________ 36  Figure 3‐33 Modal analysis result: compliance. In red the parting‐off v1 clamped on the   hanging hydrostatic VE turret, in green the parting‐off v2 clamped on the hanging  hydrostatic VEv2 turret. _________________________________________________ 37  Figure 3‐34 Comparison between the shaft sections of the two parting‐off tools (v1 on the  left and v2 on the right).  ________________________________________________ 37 

IX   

  Figure 3‐35 Modal analysis result: compliance. The parting‐off v2 tool is clamped in the  turret mounted in the machine tool (same scale as figure 3‐34).  ________________ 38  Figure 3‐36 Simulation of the first mode shape. Point 1,2 and 3 represents the  accelerometers on the tool and 4,5 and 6 on the turret (see also figure 3‐32).  _____ 38  Figure 3‐37 Simulation of the second mode shape. Point 1,2 and 3 represents the  accelerometers on the tool and 4,5 and 6 on the turret (see also figure 3‐32).  _____ 38  Figure 3‐38 Simulation of the third mode shape. Point 1,2 and 3 represents the  accelerometers on the tool and 4,5 and 6 on the turret (see also figure 3‐32).  _____ 39  Figure 3‐39 Machining configuration. After every groove was machined, the workpiece was  moved 14mm out of the chuck. ___________________________________________ 40  Figure 3‐40 Time record of noise generated during machining at vc=105 m/min and feed  f=0.1mm/rev (red), f = 0.15mm/rev (green) and f=0.2 (blue). ___________________ 41  Figure 3‐41 Frequency content of the signal produced when machining at vc = 105 m/min  f=0.1mm/rev (left), f=0.15 mm/rev (center) and f=0.2mm/rev (right). ____________ 41  Figure 3‐42 Surface produced when machining at vc=105m/min and f=0.1mm/rev and  f=0.15mm/rev.  ________________________________________________________ 42  Figure 3‐43 Time record of noise generated during machining at vc=150 m/min and feed  f=0.1mm/rev (red), and f=0.2 (green). ______________________________________ 42  Figure 3‐44 Frequency content of the signal produced when machining at vc=150 m/min  f=0.1mm/rev (left) and f=0.2mm/rev (right).  ________________________________ 43  Figure 3‐45 Surface produced when machining at vc=150 m/min and f=0.1mm/rev and  f=0.2mm/rev.  _________________________________________________________ 43  Figure 3‐46 Time record of noise generated during machining at vc = 200 m/min and feed  f=0.1mm/rev (red), f = 0.15mm/rev (green) and f=0.2 (blue). ___________________ 44  Figure 3‐47 Frequency content of the signal produced when machining at vc = 200 m/min  f=0.1mm/rev (left), f=0.15mm/rev (center) and f=0.2mm/rev (right).  ____________ 44  Figure 3‐48 Surface produced when machining at vc=200 m/min and f=0.15mm/rev and  f=0.2mm/rev.  _________________________________________________________ 45  Figure 3‐49 Surface produced when machining at vc=200 m/min and f=0.1mm/rev. ______ 45  Figure 3‐50 Effect of excessive vibration. The tool broke after barely two seconds of  machining. ____________________________________________________________ 45  Figure 3‐51 Even when using the tailstock the conventional parting‐off tool did not manage  to produce a smooth surface. _____________________________________________ 46  Figure 3‐52 Time record of noise generated during machining at vc = 105 m/min and feed  f=0.1mm/rev. In red the conventional tool and in green the parting‐off v2 tool. ____ 46  Figure 3‐53 Modal analysis measuring configuration. In orange the accelerometers and in  green the excitation point. _______________________________________________ 47  Figure 3‐54 Modal analysis result: compliance. In green the standard turret, in blue the  hydrostatic VE and in purple the hydrostatic VEv2 turret. ______________________ 48  Figure 4‐1 Simple representation of the VDI adapter for hydrostatic clamp (left) and the  hydrostatic turret (right). The VDI adapter is composed of joints, one that couples the  adapter with the tool and one with the turret. The clamping system on the 

 

  conventional turret for fastening the VDI adapter is as well composed of further  joints, while the hydrostatic turret is simply one joint. ________________________ 50  Figure 4‐2 Influence of joints on damping. The damping ratio increases with the number of  joints (10). ____________________________________________________________ 50     

XI   

 

1 Introduction 

1.1 Background  In later years environmental and productivity issues have been demanding more  and  more  from  manufacturing  industries.  Stricter  rules  on  emissions  from  combustion engines for example have caused the leading vehicle manufacturing  industries  to  invest  in  research  for  new  materials  for  their  engines.  These  materials are usually harder to machine. In order to save energy by skipping the  heat  treatment,  a  workshop  could  decide  to  work  on  already  hardened  steel  instead.  These  materials  are  already  on  the  market  and  they  are  machinable,  according to their  manufacturers.  To  machine  a  hardened  tooling  steel  such  as  Toolox® 44 (~45HRC) is possible but it requires some precautions. This kind of  steel  does  not  require  heat  treatment  and  this  ensures  energy  and  investment  savings for the workshop, and, of course, it minimizes the risks for deformation  and subsequent correction of the workpiece. This does not come without a price  to  pay  though.  The  harder  the  material  the  more  difficult  problem  arise  in  machining  with  respect  to  dynamic  instability,  this  means  that  cutting  parameters  must  be  reduced.  Due  to  the  high  grade  of  hardness  it  would  be  almost impossible to raise the cutting speed enough to get rid of the instability,  the  insert  would  wear  very  fast  with  an  increase  of  cutting  speed.  Therefore  a  different  approach  has  to  be  taken  in  consideration.  The  machine  tool  elastic  structure  becomes  important,  in  all  its  parts:  insert,  tool  holder,  turret,  bed,  workpiece fixture and workpiece. If all the parts are optimized, a higher level of  productivity  can  be  achieved.  Therefore  nearly  every  tool  supplier  has  in  its  product range a “vibration damping” or “silent” tool holders. Usually these tools  are  a  lot  more  expensive  than  the  conventional  ones,  but  the  cost  is  easily  compensated (and justified) by being able to machine at higher removal rates in  stable  conditions,  the  work  presented  here  takes  in  consideration  not  only  the  tool but other components within the machine tool elastic structure, such as the  turret and the cutting insert.      Basically,  there  are  two  main  categories  of  vibration  damping  systems:  active  and passive. Active damping requires sensors, processors and actuators in order  to  sample  the  vibrations  frequency  and  amplitude  and  compensate  for  those.  Such tools  need  cables  for data  and  energy transfer that  can  interfere  with  the  machining  process  (and  therefore  not  suitable),  and  usually  are  considerably  expensive.  Such  an  approach  has  been  giving  good  results  but  its  industrial  application has not been welcomed by the end‐users due to the complexity of the  hardware.  The  passive  damping  technique  does  not  need  any  complicated  hardware;  the  end‐user  does  not  need  to  change  her/his  routines  too  much.  Implementations of passive damping in tooling equipment are already available 

1   

 

 

on  the  market  and  have  been  welcomed  by  the  user  community  although  the  considerably higher price compared to conventional tools.    In this thesis are proposed several designs of machine tool components based on  passive damping technique. 

1.2 Thesis structure  This thesis is based on the Dampcomat1 project results. The scope of the project  was  to  develop  machine  tool  components  for  vibration  control  in  machining  operations (see figure 1‐1). 

Figure 1‐1 Machine tool components taken in consideration in the Dampcomat project. 

 

This work presents the thought solutions for boring bar, grooving and parting‐ off  tool,  turret,  tool  adapter  (tool  clamping  device)  and  cutting  tool  (insert).  Three papers have been produced based on this research, they are presented at  the  end  of  this  thesis.  The  first  two  papers  are  essentially  excerpts  from  this  thesis, where the design and validation process for the boring bar and the turret  are  described.  The  third  paper  describes  how  the  right  insert  substrate  and  coating for machining hardened steel was chosen among a selection of specially  designed inserts.    After  this  introductory  chapter  this  thesis  is  divided  in  three  more  chapters.  Chapter  2  presents  the  state  of  the  art  in  vibration  control  as  well  as  detailed  description  of  the  tooling  system  design  proposed  and  tested  in  this  work.  Chapter  3  describes  the  different  tests  and  their  results  and  chapter  4  summarizes this research discussing the developments achieved and the future  steps of this research.      

                                                             1

Dampcomat project (project nr. 25953-1) within the EUREKA program.

2   

 

2 Design of damped components 

2.1 State of the art  As  stated  above,  two  are  the  main  categories  of  vibration  damping  systems:  active  and  passive.  The  following  chapters  present  how  these  techniques  have  been applied in the tooling field. 

2.1.1

Active damping 

The  principle  of  active  damping  is  to  analyze  in  real  time  the  signal  emitted  during machining, recognize instability (chatter) and compensate for it. For this  purpose  different  techniques  can  be  used.  One  way  is  to  change  the  cutting  speed  (spindle  rotation)  when  chatter  arises.  A  first  strategy  for  automatic  chatter recognition and online modification of the cutting speed to a stable area  was proposed by Weck et al (1). This idea has been further developed by Tlusty  et al. (2), (3), where the signal emitted by the cutting process is sensed and used  to recognize chatter, the cutting speed is modified thereafter. Another approach  for  active  damping  is  to  compensate  in  real  time  for  the  dynamic  forces  that  arise  during  the  cutting  process.  Harms  et  al.  (4)  suggest  a  tool  design  with  piezoelectric  actuators  and  force  sensors  with  interchangeable  tool  head,  see  figure 2‐1.   

Figure 2‐1 Solid model view of the active tool adaptor (4). 

 

 

3   

 

 

Browning  et  al  (5)  propose  an  active  control  system  for  boring  bars  using  accelerometers on the tool for providing the controller with both reference and  error  signal.  The  signals  are  processed  and  sent  eventually  to  the  actuators  located in the tool clamp, which compensates by providing dynamic forces to the  boring  bar.  The  clear  advantage  of  the  active  damping  approach  is  the  perfect  adaptability; all the above mentioned techniques are based on online adaptation  to the ongoing process to ensure stability. The downside of this approach is the  required  calculation  power  and  hardware:  the  system  has  to  process  the  acquired signal for chatter recognition in real time, and the amount of data can  be massive.  

2.1.2

Passive damping 

The  principle  of  passive  damping  is  to  enhance  the  damping  ability  of  the  tool  without  actively  compensating  for  the  upcoming  vibrations.  A  common  way  to  achieve  passive  damping  is  by  using  viscoelastic  materials  to  dissipate  the  energy  that  causes  vibration.  The  use  of  viscoelastic  materials  for  damping  purposes  is  quite  common,  this  technique  has  been  used  in  other  fields  of  application,  such  as  automotive  and  aeronautics  (6).  In  fact  it  is  possible  to  acquire  already  prepared  damping  foils  of  different  shapes  and  thicknesses  on  the market, such is the popularity of these materials. Viscoelastic materials are  used for damping enhancement generically in three different ways: as free‐layer  dampers  (FLD),  as  constrained‐layer  dampers  (CLD)  and  in  tuned  viscoelastic  dampers  (TVD)  (6).  An  example  of  TVD  are  the  dynamic  vibration  absorbers  (DVA) with inertia mass. The basic principle of this technique  is to add a mass  residing  on  a  spring  and  a  viscous  damper  at  the  point  of  maximum  displacement.  The  viscous  damper  is  usually  implemented  using  viscoelastic  materials.  This  additional  single  degree  of  freedom  (SDOF)  system  must  have  approximately  the  same  natural  frequency  of  the  boring  bar  in  order  to  obtain  large  relative  displacements,  and  if  the  viscous  damper  is  properly  designed  it  will dissipate the mechanical energy (7). A solution in this direction is proposed  by Rivin et al. (8) where the inertia weight is integrated in the tool, hanging on  rubber  rings.  The  absorber  is  tuned  by  changing  the  stiffness  of  the  additional  system. Another example of application of DVA principle is proposed by Lee et  al.  (9),  the  DVA  is,  in  this  work,  tuned  by  changing  the  inertia  mass.  This  technique  has  been  presented  even  for  milling  operations  by  Rashid (10).  DVA  technique is already successfully used in several successful commercial products  such as Sandvik Silent tool product range (see figure 2‐2).   

4   

Design of damped components 

 

 

Figure  2‐2  Sandvik  Coromant  Silent  tool  boring  bar.  The  pre‐tuning  system  of  the  tuned  bar  consists  mainly  of  a  heavy  tuning  body  (A)  with  a  certain  inertia  mass,  suspended  in  two  rubber  bushes  (B),  one  at  each  end  of  the  tuning  body.  The  tuning  body  is  surrounded  by  a  special oily liquid (C). If vibration tendencies should arise during the machining process using a  tuned bar, the damping system will immediately come into force, and the movement‐energy  of the bar will be absorbed into the tuning system2. 

Rashid  (10)  presents  as  well  a  solution  with  integrated  damping  interface  applied  to  workholding  systems  for  milling  operations.  When  implementing  such a solution it is of vital importance for the success of the design to properly  locate the viscoelastic layer in the structure  since viscoelastic materials give the  best results through shear deformation (11).    

2.2 Concept  Vibration  in  machining  is  a  problem  for  all  sorts  of  processes  but  the  most  exposed are certainly internal turning and grooving operations. Internal turning  is  very  sensitive  to  vibration  due  to  the  geometry  of  the  boring  bar,  which  behaves  just  like  a  cantilever  beam.  The  deflection  of  a  cantilever  beam  is  strongly  dependent  on  the  overhang    and  the  cross‐section  as  shown  in   equation 1:     F ⋅ L3             eq.1  δ= 3⋅ E ⋅ I   Where  F  is  the  load,  L  the  overhang,  E  the  Young  module  and  I  the  moment  of  inertia. When expressing the moment of inertia for a round section beam (as the  common boring bars have) the equation becomes:   

δ=

64 ⋅ F ⋅ L3 3⋅ E ⋅π ⋅ d 4

3

=

64 ⋅ F ⎛ L ⎞ ⋅⎜ ⎟     3⋅ E ⋅π ⋅ d ⎝ d ⎠

 

 

eq.2 

 

                                                             2

http://www2.coromant.sandvik.com/coromant/pdf/Silent_tools/Silent_tools.pdf.

5   

 

 

Where  d  is  the  beam  section  diameter.  Equation  2  puts  in  evidence  the  importance  of  the  ratio  between  the  overhang  and  the  section  diameter.  If,  for  example,  a  boring  bar  with  section  diameter  of  25  mm  is  clamped  with  an  overhang of 120 mm and another one with 132 mm overhang, the ratio will be  4.80 for the first one and 5.28 for the second. If the deflection is calculated for  both  cases  according  to  equation  2,  considering  same  load  and  Young  module,  the result is:    δ = K ⋅ 4.803 ≈ K ⋅ 111     δ = K ⋅ 5.283 ≈ K ⋅ 147     Where    64 ⋅ F   K= 3⋅ E ⋅π ⋅ d   The  deflection  calculated  for  an  overhang  of  120  mm  is  nearly  the  75%  of  the  one calculated for 132 mm overhang. This means the vibration amplitude can be  drastically  decreased  by  minimizing  the  overhang.  Practically  this  can  be  done  by using hydrostatic clamp instead of the conventional screw clamp (see figure  2‐3).   

 

Figure 2‐3 Hydrostatic clamp(left) and screw clamp (right). 

 

It is in fact common knowledge that the overhang has to be measured from the  outmost fixed point, that is the first screw on the conventional VDI adapter with  screws, and the outmost face on the hydrostatic clamp (see figure 2‐4).   

6   

Design of damped components 

  Real overhang 

Measured  overhang

Screws 

Real overhang 

Measured  overhang

                                               Figure  2‐4  Comparison  between  screw  (above)  and  hydrostatic  clamp  (below).  The  real overhang for the tool clamped with screws (above) is longer than the measured one, usually 12 mm longer, that is the distance between the outer face of the holder and the first screw. 

  This  solution  helps  indeed  to  minimize  vibration  amplitude  but  it  does  not  create any vibration dissipation; what is achieved with such clamping technique  is  an  enhancement of  the static stiffness.  This means  that  it  is  more  difficult  to  excite the system tool‐clamp at its natural frequency but when  that is done the  system  will  not  oppose  resistance.  Therefore  dissipation  of  the  mechanical  energy  deriving  from  vibration  is  necessary  as  well.  To  achieve  this,  there  are  several techniques, as mentioned in the previous chapters, and the choice fell on  implementing viscoelastic material layers in the tool. The reason for this choice  is due to two main aspects:    1. Tool production cost.  2. End‐users reluctance in changing their routines    The  effectiveness  of  viscoelastic  material  for  vibration  damping  purposes  has  been proved already in several fields of application (see section 2.1.2) and there  is a wide range of products already available on the market at reasonable prices.  The  integration  of  the  material  in  the  tool,  as  it  will  be  explained  in  the  next  section, does not necessarily imply high production cost such as active damping  or DVA solutions. For what it concerns the end‐user attitude to new routines, the  use of passive damping technique insures that, first of all, the new tool does not  differs  too  much  from  the  traditional  one  in  terms  of  look,  and  secondly  that  there will not be any additional hardware (cables and computers) and software  that an actively damped tool would need.    For  what  it  concerns  parting‐off  operation  the  problem  lays  both  in  the  geometry  of  the  tool  and  the  peculiar  disposition  of  the  cutting  force.  The  parting‐off  tool  has  a  slender  protrusion,  like  a  blade,  where  the  cutting  edge  resides, see figure 2‐5. The longer and thinner this protrusion the easier is to get  unstable cutting conditions. The dimension of the tool is though constrained by  the  feature  it has to create on  the  workpiece,  this  means  that  most of the  time  the tool geometry is not negotiable. 

7   

 

 

 

Figure 2‐5 Parting‐off tool.  

 

The other major issue in parting‐off or grooving operations is the disposition of  the  cutting  forces.  The  feed  direction  is  radial,  therefore  the  longitudinal  component of the force is null and the radial is very high, while in longitudinal  turning the radial component is almost negligible if compared to the longitudinal  one  (feed  force).  This  means  that  vibration  can  be  due  to  the  deflection  workpiece  as  well  if  the  cutting  operation  is  carried  out  far  away  from  the  spindle, see figure 2‐6.   

 

Figure 2‐6 Deflection of the workpiece due to the radial character of the cutting force and the  distance of the cutting area from the chuck. 

Even in the case of parting‐off operations it is possible to minimize vibration by  using  proper  clamping  systems  and  by  implementing  passive  damping  enhancement  as  for  internal  turning.  The  key  is  to  dissipate  the  mechanical  energy as near as possible the source, therefore the hydrostatic clamping system  is most suitable since it allows to shorten the overhang of the tool and place the  damper as near as possible the tool blade (see section 2.3.2). 

8   

Design of damped components 

    A  general  issue  to  think  about  when  designing  dampers  with  viscoelastic  material  is  how  the  mechanical  energy  flows  through  the  structure.  It  is  important  that  most  of  the  energy  (if  not  all)  flows  through  the  damper.  If  the  energy has an alternative way of propagation than the damper, the energy will  by‐pass  the  damper  for  the  easier  way  (12).  For  this  reason  the  damping  interface should not be by‐passed, see figure 2‐7, .    Damping material Insert

Tool Energy propagation path

Metal supports Damping material Clamp

Tool Energy propagation path

Insert

Metal supports

Clamp

 

Figure 2‐7 Energy propagation paths. If there is a metal‐to‐metal contact in the structure the  energy will prefer to follow that path instead of going through the damping material. 

The  use  of  hydrostatic  clamps  helps  in  this  matter  as  well,  since  the  contact  surface  is  much  larger  than  the  one  obtained  with  the  conventional  screw  clamps, and the clamping force is evenly distributed over the whole surface. This  makes the energy spread through the whole damping material homogeneously,  while when using screw clamps the energy would concentrate in a small contact  area. 

2.3 Design details  2.3.1

Boring bar 

The  boring  bar  used  in  this  work  has  a  diameter  25  mm  with  milled  faces  for  clamping  on  common  VDI  adapter  with  screws.  The  damped  tool  has  been  produced  by  adding  damping  rings  especially  formed  to  avoid  any  possible  rotation  around  the  tool  (see  figure  2‐8).  These  rings  are  made  of  composite  material composed of an aluminum foil 0.26 mm thick and viscoelastic material  0.12 mm thick. Their external diameter is 40 mm. 

9   

 

 

  Figure 2‐8 Damping ring, front view (right) and axonometric view (left). 

Three  protective  steel  rings  have  been  shaped  likewise.  Their  thickness  is  of  5  mm and the external diameter is 38 mm. The function of these rings is to avoid  possible  bending  of  the  damping  rings.  Two  of  the  protective  rings  are  positioned at the extremities of the damping structure while the third is in the  middle  (see  figure  2‐11).  The  damping  structure  has  been  glued  on  the  tool,  where  small  channels  have  been  produced  in  order  to  let  glue  cover  the  area  homogeneously (see figure 2‐9). 

 

  Figure 2‐9 Channels for the glue flow. 

To protect the damping structure from the coolant, a specially  shaped ring has  been screwed at the bottom where channels have been milled to let the coolant  flow through the tool and not around it (see figure 2‐10). The screw is provided  with a coolant channel as well. 

  Figure 2‐10 Specially shaped ring for allowing the coolant flow through the tool. 

10   

Design of damped components 

  A  collet  with  an  external  diameter  of  42  mm  is  glued  on  top  of  the  whole  structure.  This  design  allows  the  clamping  to  be  completely  isolated  from  the  tool, i.e. all the energy produced during the cutting process propagates through  the  damping  material  (12)  (see  figure  2‐11).  The  complete  tool  is  shown  in  figure 2‐12 

 

  Figure 2‐11 Section of the damping structure. In yellow the tool  body, in green the damping  material and in blue the protective discs. In the detail bubble is shown how the protective disc  does not touch the collet.   

  Figure 2‐12 CAD view of the boring bar. 

11   

 

 

  2.3.2

Parting­off and grooving tool 

To  design  the  parting‐off  tool  the  same  technique  used  for  the  design  of  the  boring bar has been used. The tool has been produced with a shaft shaped like  the boring bar (see previous chapter for more details) instead of the traditional  square one, in order to be able to glue the damping structure on it, see figure 2‐ 13.   

 

Figure  2‐13  CAD  model  of  the  parting‐off  tool.  (a)  Exploded  view.  (b)  view  of  the  assembled  tool. (c) View of the back of the tool. 

This  solution  is  designed  for  being  clamped  in  a  diameter  42  mm  hydrostatic  clamp. A version for diameter 32 mm clamp has been produced previously, the  tool shaft was reduced from 25 mm to 16 mm diameter, and the damping rings  were shaped likewise but with reduced dimensions. In this work the tool will be  addressed as it follows:  • Parting‐off v1, the one for 32 mm diameter clamp.  • Parting‐off v2, the one for 42 mm diameter clamp. 

2.3.3

Turret 

An important, but often forgotten, part of the machine tool system is the turret,  where the different tools are clamped. The turret has to be able to rotate around  its  center  for  tool  change  operation  without  interfering  with  the  machining  operations, and therefore special consideration must be regarded for the design.    

12   

Design of damped components 

  A special turret has been designed and manufactured using composite material  for vibration damping and cast‐iron for the body. The choice of the material for  the turret is for exploring the possibility of using the slightly higher loss factor of  cast‐iron.  For  what  it  concerns  the  tool‐holding  system,  the  turret  has  been  designed for use with Hydrofix® holders (hydrostatic holders) in different sizes  (see figure 2‐14). Hydrostatic clamping system ensures a uniformly distributed  force  over  the  contact  surface,  as  it  is  suggested  by  tooling  companies  as  first  measure of vibration control. 

 

  Figure 2‐14 On the left a standard turret with VDI system. On the right the new turret, front  view. The available tool‐holder sizes are: two ∅42, one ∅12, one ∅16, one ∅25 and one ∅32  mm. 

The composite material layer is located on the interface between the turret and  the machine‐tool. This design guarantees the absence of by‐passes between the  turret  and  the  machine‐tool,  in  order  to  maximize  the  effect  of  the  composite  material layers.    The  most  evident  advantage  of  using  the  new  turret  is  the  reduced  number  of  components, minimizing  the  possibility  positioning  error.  This  gives  as  well  an  increased  working  space  in  the  machine,  since  no  adapters  are  required.  Two  versions  of  this  turret  have  been  tested  in  machining,  one  with  integrated  composite  layers  and  one  without.  To avoid  misunderstanding,  the  turrets  will  be called as follows:    • Hydrostatic VE turret, the one with viscoelastic material layers  • Hydrostatic turret, the one without viscoelastic material layers.     The  Hydrostatic  VE  turret  has  been  further  improved  by  manufacturing  the  turret’s  core  in  aluminum  and  adding  more  composite  foil  on  the  interface  between  the  core  and  the  turret.  This  turret  will  be  addressed  as  Hydrostatic  VEv2. 

13   

 

3 Performance evaluation 

3.1 Boring bar  3.1.1

Modal Analysis  

Experimental Set­up  The  modal  analysis  has  been  carried  out  in  three  different  setups:  the  tools  clamped  in  the  standard  turret  through  a  conventional  VDI  adapter  (with  screws), through a Hydrostatic clamp VDI adapter and in the hydrostatic turret. 

Clamped boring bar in conventional VDI­adapter with screws  The tools have been clamped in the turret using a VDI adapter with screws. The  specification for the holders are the following:  • VDI  o ∅25 mm for conventional  o ∅42 mm for the damped tool 

 

Tool 3

Figure 3‐1 Tightening order.

2

1

T UT U RR RR EE T 

 

The  screws  where  tightened  with  20  Nm  torque  each,  in  the  order  shown  in  figure  3‐1.  In  both  cases  the  measuring  configuration,  that  is  the  hitting  point  and the accelerometer position, was the one showed in figure 3‐2. 

  15   

 

 

  Figure  3‐2  Measuring  configuration.  The  figure  shows  the  accelerometers  position  and  the  excitation point.   

In both cases the overhang was 123 mm. 

Clamped tools in hydrostatic holder (on standard turret)  The tools have been clamped in VDI adapter for hydrostatic holder type Hydrofix  NBE  42/50‐62.  This  holder  is  designed  for  ∅42  mm  bars,  therefore  the  conventional  tool  has  been  clamped  with  a  collet  (∅25  to  ∅42  mm).  The  measuring configuration and the overhang was the same as previously.  

Clamped tools in Hydrostatic and Hydrostatic VE turret  The tools have been clamped in hydrostatic holder type Hydrofix NBC 42/50‐62.  This  holder  is  designed  for  ∅42  mm  bars,  therefore  the  conventional  tool  has  been clamped with a collet (∅25 to ∅42 mm). The measuring configuration and  the overhang was the same as previously.  

16   

Performance evaluation 

  Results  The conventional and the damped tool show almost the same natural frequency  when clamped on conventional VDI adapter with screws. The conventional tool  has  a  higher  compliance  magnitude  (lower  dynamic  stiffness).  The  result  is  though  not  satisfactory  enough.  In  fact,  the  light  green  curve  (damped  tool  in  figure  3‐3)  has  a  sharp  peak  as  the  dark  green  one  (conventional  tool),  this  means that there is not much difference in damping ratio. 

 

  Figure 3‐3 Modal analysis result. The tools were clamped on the conventional turret with a VDI  adapter with screws. 

The most interesting result comes from the comparison of the different clamping  systems. Figure 3‐4 shows a comparison of the two tools in the different holders  and turrets. 

17   

 

 

Conventional tool in hydrostatic turet Conventional tool in VDI

Damped tool in VDI

Conventional tool in VDI adpter for  hydrostatic clamp

Damped tool in VDI adapter  for hydrostatic clamp Damped tool in hydrostatic  turret

  Figure  3‐4  Result  of  the  modal  analysis:  compliance.  In  dark  green  the  damped  tool  in  VDI  adapter for Hydrostatic clamp. In black the damped tool in the Hydrostatic turret. In pink the  damped  tool  in  VDI  with  screws.  In  red  the  conventional  tool  in  VDI  adapter  for  hydrostatic  clamp. In light green the conventional tool in hydrostatic turret. 

The damped tool has the highest dynamic stiffness and damping ratio (the curve  is round at the top) when clamped in a hydrostatic clamp, it does not make much  difference if it is on the conventional or the hydrostatic turret. The conventional  tool  improves  its  dynamic  stiffness  (but  not  the  damping  ratio)  when  clamped  on  VDI  adapter  for  hydrostatic  clamp,  but  when  mounted  on  the  Hydrostatic  turret the situation changes for the worse. 

18   

Performance evaluation 

    3.1.2

Machining tests 

Experimental Set­up  The  objective  of  these  tests  is  to  compare  not  only  the  two  tools  but  how  the  tools’ behavior changes when the different clamping systems are used and if the  results  reflect  the  ones  obtained  in  modal  analysis.  The  tools  have  been  tested  clamped in the same configurations as they underwent the modal analysis. The  workpiece was a cylinder of diameter 150 mm and height 170 mm. The material  was  TOOLOX®  44  (see  following  section).  The  operation  was  internal  turning  and  the  starting  inner  diameter  was  48  mm.  The  tests  were  carried  out  at  different cutting parameters, as shown in table 1.    Table 1 Cutting parameters. 

Cutting  speed  (vc)  Feed (f) [mm/rev] Depth of cut (ap) [mm]  [m/min]  40 – 60 – 80   0.15 0.5 40 – 60 – 80 0.3 0.5 40 – 60 – 80 0.15 1 40 – 60 – 80 0.3 1 40 – 60 – 80 0.15 1.5 40 – 60 – 80  0.15 23   In the machining tests the sound emitted during the process was recorded and  processed  using  LMS  Test.Lab®.  Sound  is  easy  to  work  with,  since  the  microphone  has  to  be  positioned  away  from  the  sound  source  (the  cutting  process area) and cables are not needed in delicate areas. The cutting speed was  increased  while  recording  from  40  to  80  m/min,  in  order  to  fully  use  the  available test material.   

Material – Toolox ®44  Toolox is a pre‐hardened tool steel with a hardness between 410 and 475 HBW  (corresponds  approximately  to  41  –  47  HRC)4.  The  chemical  composition  is  shown in table 2 and table 3 shows the mechanical properties. 

                                                             3

Not always possible 4 Data from http://www.toolox.com/Pages/English/Main%20Frame_eng.htm

19   

 

 

   

Table 2 Chemical composition  of TOOLOX 44 (typical values)5. 

Element C   Si  Mn  P, max  S, max Cr  Ni  Mo V   CEV (IIW)  CET  

Quantity  0.31% 0.60% 0.90% 100 ppm 40 ppm 1.35% 0.70% 0.80% 0.145% 0.96 0.57

Table 3 Mechanical properties of TOOLOX 44 (typical values).5 

Temp  °C  20  200 

Rm    [MPa]  1450  1380

Rp0,2  [MPa]  1300  1200

Elongation  A5  Impact  [%]  toughness [J]  13  30 10

  TOOLOX  44  has  a  compressive  strength  (Rc0,2)  of  about  1040  MPa  after  the  material has been kept at 400°C for 175 minutes and impact toughness of 85 J  when the has been heated up at 400° C6.   

Results  Two kinds of diagram are used to show the results, a time record diagram and a  waterfall diagram. The time record shows the signal amplitude in time and the  waterfall shows the frequency content of the signal and how does it changes (in  terms of amplitude and frequency) with time. The recording was made at three  different cutting speed settings; therefore the diagrams have to be interpreted as  follows (see figures 3‐5 and 3‐6). 

                                                             5 6

Data from http://www.toolox.com/PDF/English/ENG_Anvdndning_T44.pdf Courtesy of Dr. Per Hansson, Senior Research Metallurgist at SSAB Oxelösund AB, Sweden.

20   

Performance evaluation 

   

80 m/min

Time/Increasing Cutting Speed 

40 m/min

  Figure 3‐5 How to read the waterfall diagram. On the vertical axis the signal amplitude, on the  horizontal  the  frequency  and  on  the  third  axis  is  the  time.  Since  cutting  speed  has  been  increased in every recording, the time indicates the increase of the speed as well. 

Time/Increasing speed

Time/Icreasing cutting speed  40 m/min 

80 m/min 

 

Figure 3‐6 How to read the time record diagram. Here only time and signal amplitude are  represented. The cutting speed increases from left (40 m/min) to right (80 m/min). 

21   

 

 

Conventional vs. damped tool in VDI with screws  Figure  3‐7  shows  the  time  record  of  the  signal  obtained  when  machining  with  depth  of  cut  ap=1  mm  and  feed  f=0.15  mm/rev.  The  signal  emitted  by  the  damped  tool  (green)  never  reached  the  amplitude  of  the  one  emitted  by  the  conventional  one  (red),  showing  a  more  stable  behavior  with  respect  to  changing  cutting  speed.  When  looking  at  the  frequency  content  of  the  two  signals  it  appears  evident  the  effect  of  the  damped  tool  (figure  3‐8).  The  frequency  content  is the  same  but the  amplitude of the  signal  produced  by the  damped  tool  is  considerably  lower,  although  both  signals  show  signs  of  instability,  i.e.  the  frequency  content  is  composed  by  the  tools  natural  frequencies and the harmonics.   

  Time/Increasing speed Time/Icreasing cutting speed

40 m/min 

80 m/min 

 

Figure 3‐7 Time record of noise generated during machining at vc = 40 to 80 m/min f = 0.15  mm/rev and ap = 1 mm. In red the conventional tool and in green the damped one. 

Figure 3‐8 Frequency content of the signal produced when machining at vc = 40 to 80 m/min  f=0.15 mm/rev and ap = 1 mm. On the left the conventional tool, on the right the damped one. 

22   

Performance evaluation 

  Figure 3‐9 shows the time record obtained when machining with a p=2 mm and  f=0.15 mm/rev. Even with these parameters the amplitude of the signal emitted  by  the  damped  tool  never  exceeded  the  one  of  the  conventional  tool.  The  frequency  content  shown  in  figure  3‐10  confirms  once  more  this  result.  The  frequency content is the same for both the tools but the amplitudes are different,  showing the advantage of the damped tool.    

  Time/Increasing speed Time/Icreasing cutting speed

40 m/min 

80 m/min 

 

Figure 3‐9 Time record of noise generated during machining at vc = 40 to 80 m/min f = 0.15  mm/rev and ap = 2 mm. In red the conventional tool and in green the damped one. 

 

 

Figure 3‐10 Frequency content of the signal produced when machining at vc = 40 to 80 m/min f  = 0.15 mm/rev and ap = 2 mm. On the left the conventional tool, on the right the damped one. 

23   

 

 

  Conventional vs. damped tool in VDI adapter for hydrostatic clamp  Figure  3‐11  shows  the  signal  recorded  when  machining  with  ap  =  0.5  mm  and  f=0.15 mm/rev. There is a slight difference in amplitude at the beginning of the  test (when machining at 40 m/min). The frequency contents of the two signals  are  shown  in  figure  3‐12  where  it  can  be  observed  that  signal  emitted  by  the  conventional tool contains the tool’s natural frequency and its harmonics, while  for  the  damped  tool  is  only  visible  a  higher  frequency  range,  related  to  the  interaction tool‐workpiece.    

  Time/Increasing speed Time/Icreasing cutting speed 40 m/min

80 m/min

 

Figure 3‐11 Time record of noise generated during machining at vc = 40 to 80 m/min f = 0.15  mm/rev and ap = 0.5 mm. In red the conventional tool and in green the damped one. 

  Figure 3‐12 Frequency content of the signal produced when machining at vc = 40 to 80 m/min  f=0.15  mm/rev  and  ap=0.5  mm.  On  the  left  the  conventional  tool,  on  the  right  the  damped  one. 

24   

Performance evaluation 

  Figure 3‐13 shows the signal when machining with a depth of cut of 1 mm and  feed of 0.15mm/rev. Once more the damped tool shows lower amplitude and a  much more stable signal. The frequency content confirms the result, see figure 3‐ 14.   

  Time/Increasing speed

Time/Icreasing cutting speed 40 m/min 

80 m/min 

 

Figure 3‐13 Time record of noise generated during machining  at vc = 40 to 80 m/min f=0.15  mm/rev and ap = 1 mm. In red the conventional tool and in green the damped one. 

  Figure 3‐14 Frequency content of the signal produced when machining at vc = 40 to 80 m/min  f=0.15 mm/rev and ap = 1 mm. On the left the conventional tool, on the right the damped one. 

When  increasing  the  depth  of  cut  the  difference  between  the  conventional  and  the damped tool is still evident. The signal from the conventional tool increases  its amplitude with the speed while the damped tool shows signs of stabilization  when cutting at higher speed. The frequency content diagram shows this result  from another point of view (see figures 3‐15 and 3‐16). 

25   

 

 

  Time/Increasing speed Time/Icreasing cutting speed

40 m/min 

80 m/min 

 

Figure 3‐15 Time record of noise generated during machining at vc = 40 to 80 m/min f = 0.15  mm/rev and ap = 1.5 mm. In red the conventional tool and in green the damped one. 

 

Figure 3‐16 Frequency content of the signal produced when machining at vc = 40 to 80 m/min  f=0.15 mm/rev and ap = 1.5 mm. On the left the conventional tool, on the right the damped  one. 

The frequency content of the signal is composed of the tool’s natural frequency  and its harmonics in both cases, but the amplitude is considerably lower in the  signal produced by the damped tool. 

26   

Performance evaluation 

    When  machining  at  depth  of  cut  ap=0.5  mm  and  feed  f=0.3  mm/rev  the  comparison gives the same result, the conventional tool produces higher signal  amplitude and of much more unstable character than the damped one, as shown  in figure 3‐17.    

  Time/Increasing speed Time/Icreasing cutting speed 

40 m/min

80 m/min

 

Figure  3‐17  Time  record  of  noise  generated  during  machining  at  vc  =  40  to  80  m/min  f=0.3mm/rev and ap = 1 mm. In red the conventional tool and in green the damped one.   

 

Figure 3‐18 Frequency content of the signal produced when machining at vc = 40 to 80 m/min  f= 0.3 mm/rev and ap = 1 mm. On the left the conventional tool, on the right the damped one. 

Figure  3‐18  shows  as  well  the  unstable  behaviour  of  the  conventional  tool  if  compared with the damped one. The signal contains the tool’s natural frequency  and its harmonics when machining at 40 and 60 m/min. When machining at 80  m/min the unstable character disappears. 

27   

 

 

The two tools have been tested at a depth of cut of 2 mm and feed 0.15 mm/rev  as well. The result is shown in figure 3‐19.The conventional tool was working in  very  unstable  conditions,  while  the  damped  one  managed  to  contain  the  instability.  The  frequency  content  of  the  signals  is  shown  in  figure  3‐20.  Both  tools  show  signs  of  instability  (the  signal  contains  the  tool’s  natural  frequency  and the harmonics) but the signal emitted by the damped tool has a much lower  amplitude throughout the cutting speed range.   

  Time/Increasing speed Time/Icreasing cutting speed

40 m/min 

80 m/min 

 

Figure  3‐19  Time  record  of  noise  generated  during  machining  at  vc  =  40  to  80  m/min  f=0.15mm/rev and ap = 2 mm. In red the conventional tool and in green the damped one. 

 

 

Figure 3‐20 Frequency content of the signal produced when machining at vc = 40 to 80 m/min  f= 0.15 mm/rev and ap = 2 mm. On the left the conventional tool, on the right the damped one. 

Conventional vs. damped tool in Hydrostatic turret  In  figure  3‐21,  where  it  is  shown  the  machining  at  ap  =  0.5  mm  and  f  =  0.15  mm/rev,  it  is  evident  that  the  damped  tool  kept  emitting  constant  amplitude  signal even when increasing cutting speed, while the conventional did not. When 

28   

Performance evaluation 

  looking at the waterfall diagram of the two signals (figure 3‐22) it appears that  the  damped  tool  is  practically  “silent”  if  compared  with  the  conventional.  The  conventional tool showed deep signs of instability.   

  Time/Increasing speed Time/Icreasing cutting speed

40 m/min 

80 m/min 

 

Figure  3‐21  Time  record  of  noise  generated  during  machining  at  vc  =  40  to  80  m/min  f=0.15mm/rev and ap = 0.5 mm. In red the conventional tool and in green the damped one.   

 

Figure 3‐22 Frequency content of the signal produced when machining at vc = 40 to 80 m/min  f=0.15 mm/rev and ap = 0.5 mm. On the left the conventional tool, on the right the damped  one. 

The signal emitted when machining at ap = 0.5 mm and f = 0.3 mm/rev is shown  in figure 3‐23. The amplitude of the signal emitted by the conventional tool was  always higher than the one from the damped tool and, when machining at vc = 80  m/min  (towards  the  right  side  of  the  diagram)  the  conventional  tool  showed  evident  signs  of  instability,  while  the  damped  tool  contained  the  instability.  Figure  3‐24  shows  the  frequency  content  of  the  two  signals,  the  unstable  character of the conventional tool is evident. 

29   

 

 

  Time/Increasing speed Time/Icreasing cutting speed

40 m/min 

80 m/min 

 

Figure  3‐23  Time  record  of  noise  generated  during  machining  at  vc  =  40  to  80  m/min  f=0.3mm/rev and ap = 0.5 mm. In red the conventional tool and in green the damped one. 

 

Figure 3‐24 Frequency content of the signal produced when machining at vc = 40 to 80 m/min  f=0.3 mm/rev and ap = 0.5 mm. On the left the conventional tool, on the right the damped one. 

It  is  interesting  to  notice  that  the  signal  emitted  by  the  damped  tool  when  machining  at  f  =  0.3  mm/rev  has  still  lower  amplitude  and  much  more  stable  than the one from the conventional tool at half the feed (see figure 3‐25).   

30   

Performance evaluation 

 

  Time/Increasing speed Time/Icreasing cutting speed

40 m/min 

80 m/min 

 

Figure  3‐25  Time  record  of  noise  generated  during  machining  at  vc  =  40  to  80  m/min  and  ap=0.5  mm.  In  red  the  conventional  tool  at  f=0.15  mm/rev  and  in  green  the  damped  one  at  f=0.3mm/rev. 

When machining with a depth of cut of 1 mm (and feed 0.3 mm/rev) the damped  tool showed signs of instability at low cutting speed but as soon as the speed was  increased the signal stabilized. The conventional tool appeared to work in stable  conditions  at  lower  cutting  speed,  but  the  signal  was  composed  by  the  tool’s  natural frequency and its harmonics (see figures 3‐26 and 3‐27).   

  Time/Increasing speed Time/Icreasing cutting speed

40 m/min 

80 m/min 

 

Figure  3‐26  Time  record  of  noise  generated  during  machining  at  vc  =  40  to  80  m/min  f=0.3mm/rev and ap = 1 mm. In red the conventional tool and in green the damped one. 

31   

 

 

 

Figure 3‐27 Frequency content of the signal produced when machining at vc = 40 to 80 m/min  f= 0.3 mm/rev and ap = 1 mm. On the left the conventional tool, on the right the damped one. 

Comparison of the clamping systems – conventional boring bar  A  comparison  between  the  conventional  turret  with  screw  clamp,  the  hydrostatic  turret  and  the  conventional  again  but  with  hydrostatic  clamp  is  shown  in  figure  3‐28.  The  depth of cut was ap=1  mm,  feed  f=0.15  mm/rev  and  cutting speed vc=40 to 80 m/min.    

  Time/Increasing speed

Time/Icreasing cutting speed 40 m/min 

80 m/min 

 

Figure  3‐28 Time  record  of  noise  generated  during  machining  at  vc  =  40  to  80  m/min  f=0.15mm/rev and ap = 1 mm. In green the conventional tool clamped in Hydrostatic turret, in  red in VDI with screws and in blue in VDI with hydrostatic clamp. 

The screw clamp could not ensure stable machining at any of the cutting speed  tested,  while  the  VDI  adapter  for  hydrostatic  clamp  and  the  hydrostatic  turret  made  possible  to  machine  in  stable  conditions  at  certain  speeds  (40  and  80  m/min  for  hydrostatic  clamp  and  40  and  60  m/min  for  hydrostatic  turret).  An  interesting comparison is shown in figure 3‐29, where the hydrostatic turret is  compared with the hydrostatic VE turret. The graph shows that when using the 

32   

Performance evaluation 

  damped  version  it  was  possible  to  machine  in  more  stable  conditions  with  a  depth of cut ap=2 mm than with ap=1 mm using the simple hydrostatic turret.   

  Time/Increasing speed

Time/Icreasing cutting speed 40 m/min 

80 m/min 

 

Figure  3‐29  Time  record  of  noise  generated  during  machining  at  vc  =  40  to  80  m/min  f=0.15mm/rev and ap = 1 mm on hydrostatic turret (green) and ap  = 2 mm on hydrostatic VE  turret (red).  

33   

 

 

Comparison of the clamping systems – damped boring bar  The  damped  tool  behavior  was  likely  influenced  by  the  different  clamping  systems. Figure 3‐30 shows a comparison f the four systems when machining at  depth of cut ap=1 mm and feed f=0.15 mm/rev.   

  Time/Icreasing cutting speed 40 m/min 

80 m/min 

 

Figure  3‐30  Time  record  of  noise  generated  during  machining  at  vc  =  40  to  80  m/min  f=0.15mm/rev and ap = 1 mm. In green the damped tool clamped in Hydrostatic turret, in red  in VDI with screws in blue in hydrostatic VE turret and in purple in VDI with hydrostatic clamp. 

The graph shows that the damped tool holder performed stable machining at all  the tested cutting speed when clamped in VDI adapter for hydrostatic clamp and  hydrostatic  VE  turret  (the  VDI  adapter  gave  somewhat  lower  vibration  amplitude  than  the  hydrostatic  VE  turret).  Some  instability  was  recorded  at  lower  speed  when  the  damped  tool  was  clamped  with  screws  and  on  the  hydrostatic turret. Analogous result was obtained when increasing the depth of  cut to ap=1.5 mm, see figure 3‐31.   

34   

Performance evaluation 

 

      

  

 

Time/Increasing speed Time/Icreasing cutting speed 

40 m/min

80 m/min

 

Figure  3‐31  Left:  Time  record  of  noise  generated  during  machining  at  vc  =  40  to  80  m/min  f=0.15 mm/rev and ap = 1.5 mm. In green the damped tool clamped in Hydrostatic turret, in  red  in  VDI  with  screws  in  blue  in  hydrostatic  VE  turret  and  in  purple  in  VDI  adapter  for  hydrostatic clamp. Right: enlarged view of the initial part of the diagram.  

3.2 Parting­off tool  The two versions of the parting‐off tool have undergone modal analysis, but only  the parting‐off v2 underwent machining tests. The parting‐off v1 has been tested  on  the  hydrostatic  VE  turret  and  the  parting‐off  v2  has  been  tested  on  the  hydrostatic VEv2 turret. 

3.2.1

Modal Analysis 

Experimental setup  The tool underwent modal analysis in two different configurations:  • Clamped on the hanging turret.  • Clamped on the turret mounted in the machine tool.    Figure 3‐32 shows the position of the accelerometers and the excitation point. 

35   

 

 

Point 6 

Point 1 

  Figure  3‐32  Modal  analysis  measuring  configuration.  In  orange  the  accelerometers  and  in  green the excitation point. 

Results  Figure 3‐33 shows a comparison between the parting‐off v1 and v2 prototypes  when  clamped  respectively  on  hanging  hydrostatic  VE  turret  and  hydrostatic  VEv2 turret.   

36   

Performance evaluation 

 

Frequency

 

Figure  3‐33  Modal  analysis  result:  compliance.  In  red  the  parting‐off  v1  clamped  on  the   hanging hydrostatic VE turret, in green the parting‐off v2 clamped on the hanging hydrostatic  VEv2 turret. 

25

25

The improvement achieved can be explained by the fact that the  parting‐off v1  shaft diameter is much smaller than the parting‐off v2, see figure 3‐34.    

 

Figure 3‐34 Comparison between the shaft sections of the two parting‐off tools (v1 on the left  and v2 on the right). 

The diagram shows how low is the damping ratio at the first natural frequency  (the  curve  is  a  sharp  edge)  for  both  the  tools.  The  parting‐off  v2  has  a  much  higher static stiffness, as expected, and the damping ratio appears to be greater  at the second, third and fourth natural frequencies as well.   

37   

 

 

 

Figure 3‐35 Modal analysis result: compliance. The parting‐off v2 tool is clamped in the turret  mounted in the machine tool (same scale as figure 3‐34). 

The result of the modal analysis of the tool clamped on the turret mounted in the  machine  tool  is  shown  in  figure  3‐35.  The  graph  shows  that  the  natural  frequencies of the system are basically unchanged when the turret is mounted in  the  machine  tool.  The  first  mode  (around  1100  Hz)  shows  very  low  damping  ratio even in this configuration. By looking at a simulation based on this modal  analysis and at the results obtained when analyzing the turret independently, it  appears evident that the first mode depends on the turret, see figures 3‐36 to 3‐ 38.   

 

Figure 3‐36 Simulation of the first mode shape. Point 1,2 and 3 represents the accelerometers  on the tool and 4,5 and 6 on the turret (see also figure 3‐32). 

 

Figure  3‐37  Simulation  of  the  second  mode  shape.  Point  1,2  and  3  represents  the  accelerometers on the tool and 4,5 and 6 on the turret (see also figure 3‐32). 

38   

Performance evaluation 

 

 

Figure 3‐38 Simulation of the third mode shape. Point 1,2 and 3 represents the accelerometers  on the tool and 4,5 and 6 on the turret (see also figure 3‐32). 

At  the  first  mode  (figure  3‐36)  all  six  nodes  are  displaced  while  at  the  second  mode (figures 3‐37) only the first four nodes are out of place, i.e. the tool and the  hydrostatic collet. At the third mode (figure 3‐38) is the sole tool that oscillates,  since only the first three nodes are displaced. 

3.2.2

Machining tests 

Experimental setup  The machining tests have been carried out with the objective to establish if the  tool  (parting‐off  v2)  was  able  to  machine  in  stable  conditions  with  respect  to  changing  cutting  parameters.  The  tests  were  carried  out  on  the  hydrostatic  turret  VEv2,  therefore  a  direct  comparison  with  conventional  parting‐off  tools  was not possible since the turret is not designed for clamping such tools.    Table 4 Cutting parameters 

Cutting speed (vc) [m/min]  105 105 105 150 150 200 200 200

Feed (f) [mm/rev] 0.1 0.15 0.2 0.1 0.2 0.1 0.15 0.2

  The cutting parameters are summarized in table 4. All tests have been repeated  even on different workpieces. The workpiece material was SS2541 steel in form  of  300  mm  long  bars  with  ∅50  mm  diameter.  The  grooving  operation  was  carried out at a constant distance of 150 mm from the chuck, see figure 3‐39. The  workpiece was just held by the chuck, no tailstock was used.   

39   

 

 

150 mm

 

Figure  3‐39  Machining  configuration.  After  every  groove  was  machined,  the  workpiece  was  moved 14mm out of the chuck.  

The grooves machined were 4 mm wide and 10 mm deep. In the machining tests  the  sound  emitted  during  the  process  was  recorded  and  processed  using  LMS  Test.Lab®.   

40   

Performance evaluation 

  Results  Figure  3‐40  shows  the  time  record  of  the  signal  emitted  when  machining  at  a  cutting speed of 105 m/min and three different feed (f=0.1 – 0.15 – 0.2 mm/rev),  and in figure 3‐41 it is shown the frequency content of the three signals.    Tool engaged

Tool disengaged

 

Figure 3‐40 Time record of noise generated during machining at vc=105 m/min and feed  f=0.1mm/rev (red), f = 0.15mm/rev (green) and f=0.2 (blue). 

 

Figure  3‐41  Frequency  content  of  the  signal  produced  when  machining  at  vc  =  105  m/min  f=0.1mm/rev (left), f=0.15 mm/rev (center) and f=0.2mm/rev (right). 

The  frequency  content  of  the  three  signals  is  similar  in  all  cases,  i.e.  the  most  excited frequency is the same (around 4500 Hz) and it is not related to the tool’s  natural  frequencies.  In  all  three  cases  the  surface  produced  on  the  workpiece  was  of  excellent  quality,  when  inspected  with  naked  eyes,  see  figure  3‐42.  The  waterfall diagrams (figure 3‐41) show another important result, i.e. the signals  are  not  concentrated  in  one  distinctive  frequency  but  it  is  distributed  over  a  range of frequencies.   

41   

 

 

f=0.15 mm/rev 

f=0.1 mm/rev 

Figure 3‐42 Surface produced when machining at vc=105m/min and f=0.1mm/rev and  f=0.15mm/rev. 

 

Figure  3‐43  shows  the  time  record  of  the  sound  recorded  when  machining  at  vc=150 m/min and f=0.1 – 0.2 mm/rev, and figure 3‐44 the frequency content of  the two signals.   

 

Figure  3‐43  Time  record  of  noise  generated  during  machining  at  vc=150  m/min  and  feed  f=0.1mm/rev (red), and f=0.2 (green). 

42   

Performance evaluation 

 

 

 

Figure  3‐44  Frequency  content  of  the  signal  produced  when  machining  at  vc=150  m/min  f=0.1mm/rev (left) and f=0.2mm/rev (right). 

The amplitudes of the signals are comparable to each other and are close to the  ones  of  the  signals  emitted  when  machining  at  lower  cutting  speed,  but  the  frequencies  differs,  at  low  feed  the  signal  frequency  is  around  9500  Hz  and  at  high feed the signal frequency is around 7500 Hz. The signals are once more not  concentrated in only one frequency but they are distributed over a range. Even  in these cases no sign of instability was noticeable in the frequency content or on  the workpiece, see figure 3‐45.    

f=0.2 mm/rev  f=0.1 mm/rev 

 

Figure  3‐45  Surface  produced  when  machining  at  vc=150  m/min  and  f=0.1mm/rev  and  f=0.2mm/rev. 

Figure  3‐46  shows  the  time  record  of  the  sound  emitted  when  machining  at  a  cutting speed of 200 m/min and three different feed (f=0.1 – 0.15 – 0.2 mm/rev).   

43   

 

 

 

Figure  3‐46  Time  record  of  noise  generated  during  machining  at  vc  =  200  m/min  and  feed  f=0.1mm/rev (red), f = 0.15mm/rev (green) and f=0.2 (blue). 

 

Figure  3‐47  Frequency  content  of  the  signal  produced  when  machining  at  vc  =  200  m/min  f=0.1mm/rev (left), f=0.15mm/rev (center) and f=0.2mm/rev (right). 

Figure  3‐47  shows  the  frequency  content  of  the  signals.  The  amplitude  of  the  three  signals  is  very  low,  even  lower  than  the  one  of  the  signals  emitted  when  machining  at  lower  cutting  speeds.  The  surface  produced  on  the  workpiece  is  shown in figures 3‐48 and 3‐49.  

44   

Performance evaluation 

 

f=0.2 mm/rev 

f=0.2 mm/rev 

f=0.15 mm/rev 

 

Figure  3‐48  Surface  produced  when  machining  at  vc=200  m/min  and  f=0.15mm/rev  and  f=0.2mm/rev. 

f=0.1 mm/rev 

Figure 3‐49 Surface produced when machining at vc=200 m/min and f=0.1mm/rev. 

 

  The  same  operation  was  carried  out  on  a  different  lathe,  using  a  conventional  parting‐off  tool.  When  machining  with  cutting  speed  vc=105  m/min  and  feed  f=0.1 mm/rev with the workpiece held only by the chuck, the operation had to  be aborted due excessive vibration that led to tool breakage. Figure 3‐50 shows  the effect on the workpiece.   

 

Figure 3‐50 Effect of excessive vibration. The tool broke after barely two seconds of machining. 

45   

 

 

When the tailstock was engaged the result improved but was never near the one  achieved by the parting‐off v2 prototype. In figure 3‐51 it is  shown the surface  produced on the workpiece.   

 

Figure 3‐51 Even when using the tailstock the conventional parting‐off tool did not manage to  produce a smooth surface.  

Figure  3‐52  shows  the  comparison  of  the  recorded  noise  between  the  conventional  tool  and  the  parting‐off  v2  tool;  the  cutting  parameters  are  the  same  for  both:  vc=105  m/min  and  f=0.1  mm/rev.  The  graph  shows  the  superiority of the parting‐off v2 tool.   

 

Figure  3‐52  Time  record  of  noise  generated  during  machining  at  vc  =  105  m/min  and  feed  f=0.1mm/rev. In red the conventional tool and in green the parting‐off v2 tool. 

46   

Performance evaluation 

 

3.3 Turret  In  this  section  the  different  turrets  (standard,  hydrostatic  VE  and  VEv2)  are  compared with modal analysis. 

3.3.1

Modal analysis 

Experimental setup  The  modal  analysis  on  the  turrets  have  been  carried  out  in  hanging  configuration, the accelerometers position and the excitation point are shown in  figure 3‐49.   

 

Figure 3‐53 Modal analysis measuring configuration. In orange the accelerometers and in  green the excitation point. 

Results  The result of the modal analysis is shown in figure 3‐50, where the three turrets  are compared. The improvement introduced with the hydrostatic VE and VEv2  turrets  is  visible  on  the  first  and  the  second  natural  frequency.  The  standard  turret appears to have a lower compliance at the third natural frequency though. 

47   

 

 

Frequency

 

Figure  3‐54  Modal  analysis  result:  compliance.  In  green  the  standard  turret,  in  blue  the  hydrostatic VE and in purple the hydrostatic VEv2 turret. 

It  is  interesting  to  notice  that  the  first  natural  frequency  of  the  turrets  is  noticeable in the compliance diagram of the parting‐off tool as well (see figure 3‐ 33).  This  explains  why  no  improvement  in  damping  could  be  noticed  when  comparing the parting‐off tools at that specific frequency, that frequency is not  directly related to the tool but comes from the turret.     

48   

 

4 Conclusions and Future work 

4.1 Boring bar  By  looking  at  the  modal  analysis  results  it  is  evident  that  this  design  for  the  damped boring bars gives very good damping. To unleash this characteristic is  though recommended to use hydrostatic clamping systems. The machining tests  confirm all this. The damped tool gave better results in all the tested conditions  when compared with the conventional one. 

4.2 Parting­off tool  The modal analysis shows that a considerable improvement has been made from  parting‐off v1 to v2. The machining tests covered a quite large range of cutting  parameters  considering  the  application,  and  in  none  of  the  cases  was  detected  instability.  The  surfaces  produced  were  impeccable  (at  naked  eye  inspection)  and  the  noise  emitted  was  never  uncomfortable,  in  some  cases  it  was  almost  indistinguishable from the noise produced by the spindle engine. When the same  operation was attempted using a conventional tool, it was impossible to carry it  out  completely,  the  insert  broke  after  barely  two  seconds  of  engagement.  The  use of tailstock was necessary but did not give as good results as the parting‐off  v2 prototype did without tailstock. 

4.3 Turret  The results of both modal analysis and machining tests show that the clamping  system  plays  a  very  important  role  in  vibration  control.  The  conventional  solution  with  screws  has  been  proven  to  be  completely  inadequate,  not  only  it  gave the worst results in machining but almost damaged the damped boring bar.  The  hydrostatic  clamp  integrated  in  the  turret  (hydrostatic  turret)  has  been  showing  slightly  better  results  than  the  conventional  solution,  but  not  comparable with the hydrostatic VDI adapter solution specially  in combination  with the damped boring bar. An explanation of this behavior can be attributed to  the  fact  that  the  VDI  adapter  is  a  built‐up  structure  more  complex  than  the  hydrostatic  turret  (see  figure  4‐1).  The  damping  ratio  of  a  structure  increases  with the number of joints that compose the structure itself (10), see figure 4‐2.  

49   

 

 

 

 

Figure  4‐1  Simple  representation  of  the  VDI  adapter  for  hydrostatic  clamp  (left)  and  the  hydrostatic turret (right). The VDI adapter is composed of joints, one that couples the adapter  with  the  tool  and  one  with  the  turret.  The  clamping  system  on  the  conventional  turret  for  fastening the VDI adapter is as well composed of further joints, while the hydrostatic turret is  simply one joint. 

 

Figure  4‐2  Influence  of  joints  on  damping.  The  damping  ratio  increases  with  the  number  of  joints (10). 

For  this  reason  it  was  decided  to  implement  a  composite  damping  layer  in  the  hydrostatic turret (VE and VEv2 turret) as described in section 2.2.2. Both modal  analysis  and  machining  tests  have  been  showing  considerable  improvements  when passing from hydrostatic turret to hydrostatic VE and finally to hydrostatic  VEv2.  

4.4 Future work  This work can be considered as a starting point for this kind of approach. All the  prototypes  underwent  a  copious  number  of  tests  but,  in  order  to  have  a  wider  validation, they should be tested in real applications in different workshops. The  next step in this research will be to manufacture more of these prototypes and  send them to willing workshops and/or research institutes to have them further  tested.     The turret still has room for improvements, for example a lighter design should  be implemented in order to further decrease the oscillating mass and therefore  diminish  vibration  amplitude.  The  surface  where  the  composite  material  lays  can be increased to achieve higher damping ratio.    

50   

Conclusions and future work 

  The parting‐off tool was tested only clamped in the hydrostatic VEv2 turret and  therefore it would be interesting to run a series of tests with the tool clamped on  a  standard  turret,  as  well  as  testing  a  standard  tool  on  the  hydrostatic  VEv2  turret. These tests should show how much of the improvement is  related to the  single  component  and  how  much  is  related  to  the  combination  of  the  damped  components. This has not been possible yet because special adapters are needed  for clamping the tools on the turrets.    The  boring  bar  is,  among  the  proposed  prototypes,  the  one  that  is  nearer  to  become  a  product.  The  assembly  process  for  this  prototype  was  basically  manual,  therefore,  a  manufacturing  process  cycle  should  be  designed  and  implemented.   

51   

 

References 

 

1. Weck, M, Verhaag, E , Gather, M. Adaptive control for face‐milling  operations with strategies for avoiding chatter vibrations and for automatic  cut distribution. Annals of the CIRP. 1975, Vol. 24, pp. 405–409.  2. Delio, T, Tlusty, J and Smith, S. Use of audio signals for chatter detection  and control. ASME Journal of Engineering for Industry. 1992, 114, pp. 146‐ 157.  3. Smith, S and Tlusty, J. Stabilizing chatter by automatic spindle speed  regulation. Annals of the CIRP. 1992, Vol. 41, pp. 433–436.  4. Tool adaptor for active vibration control in turning operation. Harms, A,  Denkena, B and Lhermet, N. Bremen : u.n., 2004. ACTUATOR 2004, 9th  International Conference on New Actuators.  5. Active chatter control system for long‐overhang boring bars. Browning, D  R, Golioto, I and Thompson, N B. 1997. Proceedings of the SPIE. Vol. 3044,  pp. 270‐280.  6. Rao, M D. Recent Applications of Viscoelastic Damping for Noise Control  in Automobiles and Commercial Airplanes. Journal of Sound and Vibration.  2003, Vol. 262, 3, pp. 457‐474.  7. Rüdinger, F. Tuned mass damper with fractional derivative damping.  Engineering Structures. 2006, Vol. 28, pp. 1774‐1779.  8. Rivin, E I, Kang, H. Enhancement of dynamic stability of cantilever tooling  structures. Intl. Journal of Machine Tool Manufacture. 1992, Vol. 32, 4, pp.  539‐561. 

53   

 

 

9. Lee, E C, Nian, C Y and Tarng, Y S. Design of a dynamic vibration absorber  against vibrations in turning operations. Journal of Materials Processing  Technology. 2001, Vol. 108, 3, pp. 278‐285.  10. Rashid, A. On passive and active control of machinig system dynamics.  Stockholm : The Royal Institute of Technology, 2005. ISSN 1650‐1888/ ISBN  91‐7178‐232‐X.  11. Butler, N D, Ojadiji, S O. Transmissibility characteristics of stiffned  profiles for designed‐in viscoelastic damping pockets in beams. Computer &  Structures. 2007, doi:10.1016.compstruct.2007.02.003.  12. Daghini, L. Konstruktion av vibrationsdämpande avstickningsverktyg.  Dept. of Production engineering, KTH ‐ Royal Institute of Technology. 2005.  MSc. Thesis.   

54   

 

Papers 

    PAPER I. PAPER II. PAPER III.

COMPUTATION  OF  DYNAMIC  CHARACTERISTICS  AND  STABILITY  ANALYSIS  OF  TOOLING  SYSTEMS  WITH  ENHANCED DAMPING  DESIGN OF COMPACT VIBRATION DAMPING TURRET WITH  HYDROSTATIC CLAMPING SYSTEM FOR HARD TO MACHINE  MATERIALS  INFLUENCE  OF  INSERTS  COATING  AND  SUBSTRATE  ON  TOOLOX®44 MACHINING 

 

55