摘 要：本（běn）文以VMC1000L立式加（jiā）工中心主軸箱為例（lì），運用有限元（yuán）方法和ANSYS軟件，從機理研究入手對主軸箱進行仿真分析，通過分析結果找出（chū）零件的薄（báo）弱環節，並結合企業生產的實際需求對零件的薄弱位置進行設計改（gǎi）進，最終獲得（dé）最大變形減小9.1%，且前四階（jiē）模態固有頻率均有改善的設計（jì）改進方（fāng）案，在實現（xiàn）零件的結構改進的同時，也為類（lèi）似零件的設計改進提供了相應（yīng）的理論依據和技術途徑段。

      1 、前言
 
      隨（suí）著科學技（jì）術的（de）不斷進步，數值（zhí）模擬技術被廣泛應用（yòng）到土木、機（jī）械、電子等諸多領域，並對這些領域產（chǎn）生了深遠的影響。有限元方（fāng）法是數值計算方法中的一種，自1943年Courant首先嚐試用定義在三角形區域的分片連續函數和最小勢能原理求解St.Venant扭（niǔ）轉問題以來，如今有限元（yuán）方法已經成為現代機械產品研發（fā）、設計（jì）、優化的（de）重要參考依據之一，對（duì）縮短現新產品的研發周期、提高產品質量有重要影響。

      主軸箱是立式加工中心（xīn）的關鍵零部（bù）件之（zhī）一（本文以VMC1000L立式加工中心的主軸箱為例，該主軸箱簡化三維實體模（mó）型如圖1所示），主要起安裝、支承（chéng）主（zhǔ）軸係統的作用，其靜動態性能直接影響到機床的加工精度、精度穩（wěn）定性和抗（kàng）振性。鑒於在現實生產中主軸箱受重力和切削力的影響，導致其各部分發生變形，從而會在一定程度上降低機床整機的剛性和（hé）加工精度，並影響到機床整機的靜動態性（xìng）能。因此，本文運用有限元方法和ANSYS軟件，從機（jī）理研究入手對主軸箱進行仿真分析，通過分析結果找出零件的薄弱環節，並結（jié）合企業生產的實際需求對零件的（de）薄弱位置進行設計改進，以實現主軸箱的結構優化，並為穩定、提升機床整機（jī）的動靜態性能提供保障。

       2、 靜力（lì）結構分析

      對立（lì）式加工中心主軸箱（xiāng）的靜力學分析，主要是求解重力、 切削力等靜力載荷下引起（qǐ）的結構位移（yí）和應變，即通（tōng）過在ANSYS Workbench軟件中對該主軸箱的三維實（shí）體模型進行（háng）仿真分析來求解穩（wěn）定（dìng）外載荷（固定載（zǎi）荷和約束）所（suǒ）引起的係統或零部（bù）件的位移、應力、應變和作（zuò）用力。經分析，主軸箱的應力和變（biàn）形分布雲圖如（rú）圖2所示（材料為HT250，各向同性、介質均勻；密度為7300kg/ m3，彈性模量1.3e11Pa；泊鬆比0.25；采用（yòng）自（zì）動（dòng）生（shēng）成默認網格的方式將網格劃分（fèn）為10節點的四麵體單元solid187和20節點的六麵體單元solid186）。

     
  
      圖1 VMC1000L 立式加工中心主（zhǔ）軸箱

      圖2 主軸箱應力和變形分布雲（yún）圖

     
  
      圖3 主軸箱振型圖
   

     從應力分布雲圖可見，該主軸箱最大應力集中點位於主軸箱（xiāng）背麵與（yǔ）線軌滑塊連接的螺栓孔處，最大應力為4.13MPa（圖2應力分布雲圖中的紅（hóng）色（sè）位置）；其餘的應力主要集中在主軸箱兩側麵皮帶觀察孔和主軸（zhóu）箱下底麵與斜麵型體輪廓銜（xián）接（jiē）處等位置。

      從變形分布雲圖可見，該（gāi）主軸箱（xiāng）的（de）最大變形位於箱體右前方兩加強筋的端（duān）頭位置，最大變形量為0.0132mm（圖2變形分布雲圖中的中紅色位（wèi）置），變形方式為向下彎曲，主要是受箱體自身重量、主軸機構附屬零件的折算重力、主（zhǔ）軸重量和結構形式（shì）（頭部凸出）等的影響，會降低整機的靜態性能（如主（zhǔ）軸軸（zhóu）線和機床坐標（biāo）Z軸線運動間的（de）平行度，主軸錐孔的徑向跳動等）和零件的加工、裝配效率，需要對主軸箱的筋（jīn）腔結（jié）構進行加強。

      3 、模態分析

      模態分析主要是通過研究結構或機器部件的振動（dòng）特性，從而得（dé）到（dào）結構的固有頻率和振型，以避免在實際工（gōng）況中因共振因素造成結構的損壞 。經分析，該立式加工中心主軸箱一至四（sì）階（jiē）模態的固有頻率分別為269.11Hz（箱體頭部沿X方向左右擺動）、306.32Hz（箱體頭部沿Y方向上下（xià）擺動）、547.24Hz（箱體頭部繞Z軸扭轉）、818.4Hz（頭部右側兩筋板沿Y方向對角上（shàng）下翹動），對應的振型圖如圖3所示。

      從一到四階振型（xíng）圖可見，該主軸箱的端頭部分振（zhèn）動最大（dà）（圖3一階振型圖（tú）中紅色位置），主軸箱箱體與頭（tóu）部型（xíng）腔銜接處（圖（tú）3一階振型圖（tú）中藍色與青色相連接的顏色漸變位置）、皮帶觀察口（圖3二階振型圖中的大方孔）等為薄弱環節，振型主要表現為頭部的擺動和扭轉，主（zhǔ）要是箱體懸臂梁結構和內腔“井”字型布筋、皮帶觀察孔（kǒng）過大導致主（zhǔ）軸箱局部剛性不（bú）足等因素造成的。

      同時，雖（suī）然該主（zhǔ）軸箱自身的一階模態（tài）的固有頻率有269.11Hz，但是由（yóu）於它靠（kào）近（jìn）振源（主軸、主電機），所以仍需對其薄弱環節進（jìn）行適當的（de）結構優化和設計改進，以進一步提高機床的剛性（xìng）。

      4 、結構改進

     結構改進包括很多方麵，若構件本身的形狀允許改變，可以選擇構件的最好形狀；若幾何形狀已定，可以通過優化尋找最合適的結構尺寸。根據該立（lì）式加（jiā）工中心主（zhǔ）軸箱結構靜力學和模態（tài）分（fèn）析的結論，以不改變主軸箱與其周（zhōu）邊零（líng）部件的接口（kǒu）尺寸為原則，將原始主（zhǔ）軸箱上的“方形”皮帶觀察口由大方（fāng）孔改為（wéi）較小的圓孔，並在箱（xiāng）體頭（tóu）部的內（nèi）腔兩側（cè）各增加一組“太陽”筋，在箱體根部的內腔兩側各增加一組“交（jiāo）叉筋”，設計改（gǎi）進後（hòu）的主軸箱結構如圖4所（suǒ）示。

      圖4 新主軸箱結構圖

      圖5 改進後的新主軸箱應力和變形分布雲圖

   
      圖6 改進後的新主軸箱振型圖

      經分析，改進後的（de）立（lì）式加工中（zhōng）心新主（zhǔ）軸箱的最大應（yīng）力（lì）為5.208MPa（最大應力（lì）集中點的位置均與舊主軸箱一致），最大（dà）變形為0.0120mm（最大變形的位置和方向均與舊主軸箱一致），應力和變形分布（bù）雲圖（tú）如（rú）圖5所示。改進（jìn）後的新主軸箱一至四階模態的固有頻率分別為290.27Hz（箱體頭部（bù）沿X方（fāng）向左右擺動）、318.92Hz（箱體頭部沿Y方向上下擺動）、575.21Hz（箱體頭部繞Z軸扭轉）、841.12Hz（頭部右側兩筋板沿（yán）Y方向對角上下翹動），其對應振型圖如圖6所示。

      綜上，雖然經設計改進後的立式加工中心新主軸箱較之（zhī）舊主軸箱最大應力值略有增大（數值增大26.1%，但仍遠小於材料的許用（yòng）應力），但是在抗（kàng）彎曲變形的能力（最（zuì）大變形減（jiǎn）小9.1%）和前四階模態（tài）固有頻率上均有提升，設計改進（jìn）的效果（guǒ）明顯。

      結語

      本文在對立式加工中（zhōng）心（xīn）主軸箱結構分（fèn）析與改進課題的研究（jiū）工作（zuò）中，主要取（qǔ）得了如（rú）下成果：

     （ 1 ） 運用有限元方法（fǎ）和A N S Y SWorkbench軟件，以VMC1000L立式加工中心主軸箱為例，對該機床的主軸箱進行（háng）仿真分（fèn）析，並根據（jù）分析結果明確零（líng）件的薄弱環節（jiē）和結構改進的方向。

      （2）根據仿真分析結論，結合（hé）企業生產（chǎn）的實際需求對零件進行設計改進，從而建立了主軸箱結構改進後的新模型。

      （3）通過對結構改進後的新主軸箱

      進行仿真（zhēn）分析，驗證了（le）結構設計改進的（de）正確性，為（wéi）類似零件的結構分析與設計（jì）改進提供了有效的方法和手段（duàn）。