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CK61200車床的關鍵結構設計及（jí）其主軸有限元分析術

2016-10-28 來（lái）源：江蘇大學機械工程學院作者：顧寄南，熊偉（wěi），陳功（gōng），劉家博

摘要：論文先簡要介紹自行設計的CK61200係列(32t)重型數控車床的關鍵結構，包括雙刀架及（jí）其控製係統和主軸，然後以該車床主軸（zhóu）為重點研究對象，在考慮加工工件自身重力的工況下（xià），基於（yú）有限元理論。運用ANSYS Workbench軟件對其進行靜態、模態（tài）分析。在產品設計階段，分析得出主軸的最大變形和（hé）最（zuì）大應力，以此可以判斷剛度是否足夠；分析得出其固有（yǒu）頻率和（hé）振型，以此可以避（bì）開共振（zhèn）區域。而上述求得的主軸動靜態參數均在合理範圍內，驗證了主軸設計的合理性，為後續進行機床的（de）整機有限元分析及優化設計奠定基礎。

關鍵詞：CK61200車床；關鍵結構；有限（xiàn）元分析

0.引言

數（shù）控機床的（de）高速化（huà）和高精密化是其主要發展趨勢之一（yī）。而主軸係統（tǒng）是（shì）數控機床的關鍵部件，其靜態、動態性能的（de）好（hǎo）壞直接影響到機（jī）床的最終加工質（zhì）量和切削效率?。隨著機床加工速度和精度的不斷提高，對其主軸部件也提出了更高的（de）設計和加工製造要求。因此，國內外眾多研（yán）究機構和科研（yán）院所對主軸部件的動靜態特性展開了廣泛、深入的研究（jiū）¨1。

現階段對（duì）機床主軸的結（jié）構力學分析研究主要有以下兩點不足之處：①將主軸（zhóu）孤立的進行分析，很少考（kǎo）慮在加工過程中，加工工件自身的重力對主軸的影響。這種分析方法隻適用於小型機床。但是（shì）對於本研究中的重型機床而言，由於加工工件本身的質量很大，對主（zhǔ）軸性能（néng）的影響也非常大，故工件自身重力不能忽（hū）略p J。②多利用（yòng）經驗公式對主軸進行計算，其結果精度難（nán）以保（bǎo）證。而有限元法具有很多傳統（tǒng）方法無法比擬的優點，如精度高，適應（yīng）性強以及計（jì）算格式規範等，尤其在分析大型複雜零部件（jiàn）時，優勢更加明顯。利用有限（xiàn）元法可以（yǐ）進行靜力（lì）學分析和模態（tài）分析，如果能夠很好的簡化處理幾何模型，選擇合適的單（dān）元類型，以（yǐ）及控製好邊（biān）界條件，那麽計（jì）算效率及結果精度都會大大地提（tí）剮引。

1.機床的關鍵結構設計

圖1為自行設計的CK61200雙刀架臥式重型數控車床的結構（gòu）簡圖，該車床的總質量約150t，其加工工件的最大質量可達60t，最大加工工（gōng）件長度為6m，按照係譜的（de）規定，最大長度可增加到8m，10m，14m三種規格。主要用來對不同材料的大直徑軸類零件、盤（pán）狀和圓筒形零件進行高（gāo）速車外圓（yuán）、切槽、切斷、端麵、鏜孔等半（bàn）精加工和精加工，也可用於大型（xíng）軋輥（gǔn）類零件的（de）高速加工。兩個數控刀架分別安（ān）裝在兩個滑板上，縱向(z軸)滑板和橫（héng）向(x軸)滑（huá）板。在伺服電機的驅動下，橫向滑板分別由兩個滾珠絲杠帶動，縱向（xiàng）滑板則由齒輪齒條傳動。兩個刀架均為（wéi）四工位自動（dòng）回轉（zhuǎn）刀架，位於主軸的同一側，可同時進行2軸或4軸聯動（dòng）加（jiā）工。

與普通機床相比，雙刀（dāo）架數控機床可多刀同時加工，能（néng）極大的提高工作（zuò）效率，但（dàn）是，目前雙刀架數控（kòng）機床仍沒有得到廣泛的應用，其（qí）中一個主要的原因是傳統的雙刀架數控機床大多采用兩個獨立的控製係統”J，由於兩個刀架的（de）數據（jù）和加工狀態相互獨立，不能及時交換，因而兩刀不（bú）能（néng）進行相互協（xié）調，零件（jiàn）的（de）加工精度很難得到保證（zhèng），也容易引起加（jiā）工故障。本機床采（cǎi）用西門子（zǐ）840D雙通道、雙方式組（zǔ）控製係統，雙刀（dāo）架係統連接簡圖如圖2所（suǒ）示。該係統配（pèi）置了一個主軸（zhóu）模塊MSD和兩個雙軸驅動模塊FDD。每個刀架分別配置了一個手持單元，兩個伺服電機，共用一個（gè）OP010、一個PCU20和一個操（cāo）作麵板MCP。PLC為（wéi）該係統自帶的（de）$7-300。通道1(第一方式組)包括：車床主軸SP、左刀架坐標軸Xl和Z1；通（tōng）道2(第二方式組)包括：車床主軸sP、右（yòu）刀架坐標軸（zhóu）胞和z2。由於共用一個係統。上述（shù）問題得到了很好的解決，兩個刀架（jià）可以相互協（xié）調加工，極大（dà）的提高（gāo）了（le）加工的（de）效率（lǜ）和精確性。另外，由於采用了統一的（de）標準，使得編程和操作更為簡潔（jié）方便。此（cǐ）外，為了（le）保（bǎo）證該雙刀架機床的安全（quán）可靠性，還設置了硬限位(數控機床的硬件限位)和（hé）軟限位(依據機床數據限定)雙重安全保護（hù）措施舊1。

CK61200機床主軸係統的結構如圖3所示。主軸部（bù）件可實現分段無級（jí）變速，設計的轉速範圍：500—10000r／min。該（gāi）機床主軸采用雙支撐（chēng）結構，均采用NSK高精度陶瓷球軸（zhóu）承。主軸前（qián）支撐采（cǎi）用雙圓柱滾子軸（zhóu）承來（lái）承（chéng）受徑（jìng）向力，可（kě）以提高機床（chuáng）主軸徑向剛度及主軸的回（huí）轉精度，同時還采用了（le）背（bèi）靠背安裝的角接觸球軸承來承受主軸的軸向力以及降低主軸軸向（xiàng）竄（cuàn）動量，提高軸向剛度；後支撐（chēng）選用帶內錐孔的圓柱滾子（zǐ）軸承來承受主軸徑向力。

圖1 CK61200車床結（jié）構簡圖

圖2雙刀架係統連接簡圖

圖3主軸結（jié）構簡圖（tú）

2.主軸所受載荷分析與計算

在加工過程中，主軸（zhóu）在低速傳動全功率的時候力學性能最差，傳遞全功率的最低轉速稱為計算轉速_7l。為分析主軸的（de）最大變形和應力，現計算在低速（sù）重載工況下的受力參數。電（diàn）動機通過一係列的齒輪傳動將（jiāng）動力傳（chuán）到主軸，帶動其轉動（dòng）。查閱相關技（jì）術資料（liào）後可知，CK61200機床計算轉速／7,。=150r／min電動機功（gōng）率P=80KW,工作效率為0.8，由公（gōng）式：

取d=200，得到轉矩T=5093．3N·m，求出（chū）主軸在（zài）齒輪處所受到的圓周力（lì）F=15160N，徑向力F，=5518N。根據設計要（yào）求，強力切削時被切削材料為45鋼，車刀（dāo）進給速度K=240mm／min；背吃刀量％=5mm；進給量．廠=1．6mm／r，在切削加工過程中，車刀所受的切削總力，可以（yǐ）分解為三（sān）個互相垂直的分力：進給力t，背向力F，和主切削力t。同時，主軸受（shòu）到車刀相應的反作用力。根據切削力的指數公式：

式中：C肌Cn、C凡取決（jué）於被加工材料和切削條件的有關係數；戈¨Y¨nt、戈-、YFf、np戈小yf、凡f分（fèn）別為0P六啡的指數；K，、KF、K，為受切削（xuē）速度、刀（dāo）具幾何（hé）參數、刀具磨損（sǔn）等因素影響的修正（zhèng）係數。以上係數均可通過查表得到，有上述公式可計（jì）算（suàn）到：

3. 主軸有限元模型（xíng）的（de）建立（lì）和邊界條件的設定

現以該車（chē）床（chuáng）主軸為分析對（duì）象，采（cǎi）用三維實體（tǐ）造型軟件SolidWorks和有限元分析軟件ANSYS Workbench分別完成主軸有限元模型的建立和邊界條件的設定。先（xiān）在SolidWorks中建立主軸的三維實體模（mó）型然後導入到ANSYS Workbench中，選用solid45單元類型（xíng），自由網格（gé）劃分（fèn）完成對（duì）主軸三維（wéi）模（mó）型的網格劃分，如圖4所示。材料選擇45鋼，其材料屬性：彈性模量2．09E+11N／m2，泊鬆比0．269．密度7．89E+03kg／m3．網（wǎng）格劃分結束後，對（duì）主軸施加（jiā）約束（shù）以及載荷。

根據工況，在（zài）前支撐的節（jiē）點上施加（jiā）圓柱麵約束限製菇，Y和z方向上的平移，在後支撐上（shàng）約束Y和z方向上的平移，由此位移約束施加完畢．齒輪（lún）和主軸連接傳動部分的節點（diǎn）加（jiā）載E和F，，主（zhǔ）軸前端部施加切削力。根據機床設計參數（shù），能加工的工件（jiàn）最大質量為（wéi）60t，根據（jù）此工況，在主（zhǔ）軸的右（yòu）端中心部位加載一個集中力，大小為最大工件重力的一半。這樣整個主軸的載（zǎi）荷設置結束。

圖4主軸有限元模型

4.主（zhǔ）軸靜力學分析

主軸（zhóu）的靜力分析主要包括強度和剛度的計算。對主軸（zhóu）進行靜力學分析後，得到了其應力圖（tú）和變形圖。主軸的應力雲圖如圖5所示，它（tā）反映了主軸上各個（gè）單元的受力情況‘81。從圖中（zhōng）可以看出（chū），主軸上的最大應力（lì）為9．8x106Pa，小於材料45鋼的許用（yòng）應。力，最大應力出現在主軸（zhóu）與軸肩端麵（miàn）相交（jiāo）的截麵上，此處受力最大。主軸的變形圖如（rú）圖6所示，它反映了主軸受力後的變形情況。從圖中可（kě）以看出，最大變形（xíng）量為1．247×10～mm，最大變形處位於右端端麵處。

圖5主軸等效應力圖

根據上述分析得出的結（jié）果，主軸（zhóu）上受到的最大應力要小於45鋼材料的許用應（yīng）力；主軸的最大變形量為1．247×10一mm，也小於機床設計手（shǒu）冊推（tuī）薦的值，由此可以判斷（duàn）機床主軸的強度和剛度是滿足工作要求的。

圖6主軸總變形圖

5.主軸（zhóu）模（mó）態分析

根（gēn）據有限元理論，主軸的動力學方程如下：

(1)式中[M]、[K]、[c]分別為主軸質量（liàng），剛度（dù），阻尼矩陣，{戈(t)}、b(t)}、{菇(t)}分別為節點的位移、速度和加速度矢量，{F(t)}為節點所受合外力矢量。固有頻率隻與係（xì）統本身的（de）特性有關，模態分析即是（shì）求解振動係統的（de）固有頻率和振型【9】，當彈性體的動力學基本方程中的合外力向量{F(t))=0時，忽略阻尼便可得到係統的自由振動方程（chéng）和位移方程：

結構的振動可以視為（wéi）各（gè）階振型的線性疊加，而低階振型（xíng）比高階振型對結構的振動影響大，低階振型對（duì）結構（gòu）的（de）動態（tài）特性起決定作（zuò）用，結構的振動（dòng）特（tè）性（xìng）分析通常取（qǔ）前5階（jiē）¨1|，對主軸進行模態分析後，得到了其前4階模態分析結（jié）果，見圖7～圖10和表1。

圖7一階振型

圖8二階振型

圖9三階振型

圖lO四階振型（xíng）

表1主軸模態分析結果

當主軸以臨界轉速轉動時，軸的撓度將達到最大值，到達“I臨界”狀態，主軸將產生強烈振動，導致軸的壽命（mìng）下降，甚至破壞軸，根據模（mó）態分析得到的固有頻率由式(6)可以計算出主軸各階臨界轉速（sù），見表2。

式（shì）中（zhōng）：n一（yī）臨界轉速(r／min)f--固有（yǒu）頻率(Hz)

表2主軸各階臨界轉速（sù）

主軸的最高工（gōng）作轉速為10000 r／min，遠（yuǎn）遠小於臨界轉（zhuǎn）速。因此（cǐ）該主軸設計合（hé）理，能（néng）有效地避開共振區域，保證主軸的加工精度。

6. 結論（lùn）

雙刀架數控機床（chuáng）可多刀同（tóng）時加工，能極大的提高工作效率，本機床采用的（de）西門子840D雙通道、雙方式組控製係統，由（yóu）於共用一個係統，很好（hǎo）地解決（jué）了兩個刀架協調加工地難題，極（jí）大的提高了加（jiā）工的效率和精確（què）性，另外，由於采用了統一的標準（zhǔn），使得編（biān）程和操作更為簡潔方便。此外，為了保證該雙刀架機床工作時的（de）安全可（kě）靠性，還設置了硬限位和軟限位雙重安全保護措施。以車床（chuáng）主軸為重點研究對象，利用（yòng）ANSYS Work—bench有限元分析軟件建立了主軸模型，對其進行了靜力分析和模態分析，在考慮工件重力的工況下，得到更精確的分析結果。驗證了主軸設（shè）計的合理性，在設計階段就對機（jī）床的性能作出預判，縮短產品的研發周期，提（tí）高效率，節省成本，增加企業的市場競（jìng）爭力。同時該機整機有限元分析及優化設計（jì）奠定了基礎（chǔ）。

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