摘 要 以萬能外圓磨床為研究對象，設計一（yī）種適用於大規格砂輪磨削（xuē）工件的（de）砂輪架結構，包括內圓磨具支架。運用（yòng）有限元模型和ABAQUS 有限元分析軟件對砂輪架進行靜力學分析與模態（tài）分析，確定砂輪架結構的可靠性；為保證（zhèng）砂輪架主軸中心與內圓磨具中心的等高，對內圓磨具支架的設計進行了改進，並（bìng）結合理論計算方法對其進行強度驗證。仿真結果改進後的（de）結構是（shì）安（ān）全的，並把改進後的砂輪架結構應用於產品中，實踐證明是可（kě）行的。

      砂輪架是磨床的一個關鍵部件，而萬能外圓（yuán）磨床的砂輪架又比普通外圓磨床的砂輪架結構複（fù）雜，其特征（zhēng）包括兩個方（fāng）麵：一是上體殼可（kě）繞定位柱旋轉（zhuǎn）一定角度（dù），考慮到結（jié）構和行程問題，砂（shā）輪規格一般選擇小於500 mm；二是（shì）配有內圓磨具裝置，一般固（gù）定在砂輪架體殼頂麵，並繞固定（dìng）軸可上下翻轉。為滿足市場需求，以某型萬能外圓磨床為研究對象，設計一套砂輪規格為750 mm 的砂輪架結構，為保證（zhèng）內圓磨具中（zhōng）心與砂輪架主（zhǔ）軸中心（xīn）等高，對內圓磨具支架進行了改進。

      ABAQUS 有限元軟（ruǎn）件適合於（yú）分析（xī）模（mó）擬龐大複雜的結構（gòu）力學及固體力學（xué）模型，處理高（gāo）度非線性問題 。砂輪架結構複雜，為提高工作效率，縮短工作周期，利用ABAQUS 建立砂輪架的有（yǒu）限元（yuán）模型，對砂輪架殼體（tǐ）進行應力變（biàn）形分析和模態分析。

      1 、砂輪架結構設計

     1.1 殼體（tǐ）設（shè）計
 

      砂輪架（jià）中的主要零件包括殼體、主軸係統、皮帶輪等，砂（shā）輪主（zhǔ）軸係統的（de）結構直接（jiē）影響工（gōng）件的加工（gōng）質量，具有較高的回轉精（jīng）度、剛度、抗振性及耐磨性 。它是砂（shā）輪架部件中的關鍵結構，主要借用成熟結構，滿足於安裝規格（gé）大小為750 mm 的砂輪。

      砂輪架殼體是砂輪架（jià）的（de）基礎零件，砂輪（lún）主軸係統裝配於其中，按（àn）照砂輪架的使用性能（néng）要求以及其工作條件，殼體結構應滿足（zú）大的剛性（xìng），足夠的強度、抗振能（néng）力（lì）、精（jīng）度穩定、易加工等 。考（kǎo）慮安裝大規格砂輪（lún）主軸係（xì）統及內（nèi）圓磨（mó）具支架問（wèn）題，需（xū）對（duì）體殼進（jìn）行改進設計。在已（yǐ）有殼體的基礎上加大長度和寬度（dù），並（bìng）增加兩塊筋板以提高剛（gāng）度和強度，同時重新布（bù）置殼體內部（bù）的腔體，體殼長1 095 mm，寬660 mm，高375 mm。運用三維軟件SolidWorks 建立砂輪（lún）架三維模型。

      1.2 載荷分析

     為了獲得殼體的力（lì）學邊界條件，首先對其進行載荷分析。施加在殼體的載荷主要分為三部分。（1）體殼上驅動主軸旋轉（zhuǎn）的電機質量及其帶輪的張緊力（lì）引起的載荷。電機及墊板質量Gmotor1=176 Kg，帶輪張緊力引起的等（děng）效載荷T，如圖（tú）1 所示，設定皮帶輪預緊力T1=20 Kg，T=2T1=40 Kg。

                                 圖1 皮帶輪張緊力分布圖（tú）

     （2）體殼頂部的內圓（yuán）磨具質量及其（qí）彎矩引起的載荷。內圓磨具及支架質量為G2=160 Kg，內圓磨具質心（xīn）偏心引起的附加彎矩M=156.96 N·m。
     （3）主軸係統產生的（de）載荷。主軸上軸向載荷較小，可忽略不計，可將（jiāng）主軸處簡化為一簡支梁（liáng）係統如圖2 所示。圖中，F 為砂輪徑向進給力，設定為（wéi）50 Kg；G1 為砂輪（lún）及其附屬（shǔ）件質量（liàng），約為150 kg；G2 為主軸皮帶輪及其附屬件質量，約為33 kg；Tx 向張緊力分（fèn）力為378N；Ty 向（xiàng）張緊（jǐn）力分力為（wéi）102 N。根據力學公式1 計算，可得出滾動軸承1、2 處的支反力：F1x=-525.5 N，F1y=1776.2 N，F2x=-352.6 N，F2y=-82.9N。

      
  
                                圖2 主軸係統—簡支（zhī）梁圖

      1.3 參數設置

     殼體（tǐ）材料（liào）為HT250, 其力學性能參數（shù）：彈性模量E=138 GPa，泊鬆比μ=0.156，抗剪模量W=59.8GPa，抗壓強度σb=250 MPa。為減少有限元計算步驟，模型需要簡化，在不改變模型基本特征的基礎上，如簡化倒角、凸台、小孔（kǒng）、螺（luó）紋孔，對小斜（xié）麵的平麵化等（děng），以方便（biàn）後續網格的劃分，如（rú）圖3 所示。

      
  
                          圖3 簡化三維模型

      2、 ABAQUS 有（yǒu）限元分析

      2.1 網格劃分

      將SolidWorks 模型（xíng）轉成IGS 格（gé）式導入ABAQUS 中，對砂輪架殼（ké）體受力的關鍵部位進行網格細化（huà），劃分時，采（cǎi）用四麵體實體單（dān）元—Tet4 進行單元劃分，Approximate globalsize 設置為20 mm，即可以劃分（fèn）出滿足有限元分（fèn）析要求（qiú）的網格。砂輪架體殼的有（yǒu）限元模型共有23 383 個節點，103 147 個四（sì）麵（miàn）體單元，網格模型如圖4 所示（shì）。

       
  
                       圖4 網格劃分（fèn）模（mó）型

      2.2 邊界條件的定義

      1)位移邊界條（tiáo）件
 
     如圖5(a)所示，底部（bù）回轉定位孔限製x，z 兩個方向位移及轉動（dòng）；螺釘安裝孔限製x，y，z 三個方向位移及x，z 方向轉動；滑槽及底座限製y 向位（wèi）移及x，z 方向轉（zhuǎn）動。
 
      2)力邊界條件
 
     根據前述1.2 章節（jiē）載（zǎi）荷分析，在各點處施加載荷。對於集（jí）中力及彎矩的施加，利（lì）用Intercation 模（mó）塊中Constrain 命令定義（yì）coupling 約束，以定義載荷施加點與作用麵之間關係，如圖5(b)所示；另考慮到集中載荷直接（jiē）加載到作用麵上會造成（chéng）應力集（jí）中，這樣做也可（kě）以有效避（bì）免這種情況。

                                圖5 邊界條（tiáo）件的定義

      2.3 靜力學分析結果

  
      通過建（jiàn）立（lì）三（sān）維模型、劃分網格、賦予（yǔ）截麵材料、施加（jiā）靜載荷（hé）和邊（biān）界條件、執行分析作業等有限（xiàn）元分析步驟，在後處理模（mó）塊中可以觀察到殼體的應力雲圖。根據圖6(a)、6(b)可知，殼體底（dǐ）部螺栓連接處所受應力（lì）較大，最大Mises 應力約為16 MPa，遠小於HT250 材（cái）料的許用應力250 MPa，故該殼體滿足強度要求。位（wèi）移雲圖見圖6(c)、6(d)，顯示（shì）最大位移發生在主軸靠近（jìn）砂輪處，約為（wéi）1~2 μm。這說明在磨（mó）削工件時，殼體形變小，可實現較高的裝配精度（如主軸工作時與軸承（chéng）之間保持在8~10 μm間隙），有利於高精度加工（gōng）。

                                      圖6 殼體應力與位移圖

      2.4 模態分析

      在工程應用中，一般低階模態對結構振動係統影響較（jiào）大，所以對砂輪架殼體的模態分析隻需求（qiú）解出前4 階的固有頻率即可。通過分（fèn）析軟件分析可得前四階固有頻率、振型如圖7(a)、(b)、(c)、(d)所示。結果顯示：該殼體的各階（jiē）固有（yǒu）頻率至少在400 Hz以上，而該磨床砂輪驅動電機額定轉（zhuǎn）速（sù）為1 500 r/min，砂輪轉速為886 r/min，頭架主軸轉（zhuǎn）速為15~250 r/min，磨床各振源的頻率遠（yuǎn）小（xiǎo）於400 Hz，因機構固（gù）有頻率大於幹擾頻率的1.414 倍時（shí），不（bú）會發生共振[4]。所以不（bú）會產生共振。

                                 圖7 固有頻（pín）率與振型（xíng）圖

      3 、內圓磨具支架強度（dù）驗證

      3.1 結（jié）構設計

      內圓磨具支架成水平放置（zhì）如圖8。為保（bǎo）證內圓磨具中心與砂輪架中心等高，內圓（yuán）磨具中心與支撐架中心之間的垂直距離加大到436 mm，並對磨架體頂部（bù）相（xiàng）對水平方向（xiàng）傾斜10°的角度。當需要使用時（shí），拉（lā）出（chū）拔銷，磨架即翻下，銷子1 上的凸輪也隨（suí）之繞軸轉一角度，使銷子2 右移，行程開關被接通並發訊號，電磁（cí）鐵鎖緊砂（shā）輪（lún）架快速進退手柄。當工作完畢，內圓磨架上翻至一定高度（dù）時，拔銷受彈簧的作用會（huì）自動插入（rù），其伸出的凸緣卡住（zhù）銷子頂部，磨具支架便得到固定。此時（shí），銷（xiāo）子在彈簧作用下左移，行程（chéng）開關（guān）複位，如圖8 所示。

       
  
                            圖8 內（nèi）圓磨具支架結構圖

      3.2 參數設置

      內（nèi）圓磨具支架體質量m1=57 kg；支（zhī）點（diǎn）到磨架體心的垂直距離（lí）l1=203 mm； 內圓模具質量m2=50 kg；支點到內圓磨磨具質心的垂直距離l2=436 mm；電機質量m3=24 kg；支點到電機質心的（de）垂直距離l3=180 mm；支點到撐杆質心（xīn）的垂（chuí）直（zhí）距離l=64.5 mm；其餘零件（jiàn）的（de）力矩影響不（bú）大，故質量忽略不計。撐杆和拉銷的（de）材料皆為45 鋼，其許用壓應（yīng）力：

        4 、結語

      應（yīng）用SolidWorks 軟件建立砂（shā）輪架整個裝配模型，采用ABAQUS 有限元分析（xī）軟件對（duì）砂輪架殼體進行應力分析與模態分析，並應用理論計算方法對內圓磨具支（zhī）架進行強度驗證。結果表明：砂（shā）輪架殼體和內圓磨具支架設計是合（hé）理的。並且砂輪架已在成熟產品上應用，工件加工精度都滿足用戶的要求，故結構設計（jì）合（hé）理、可靠。