為機床工具企業提供深度市場分析                     

用戶名:   密碼(mǎ):         免費注冊(cè)  |   申請VIP  |  

English  |   German  |   Japanese  |   添加(jiā)收藏  |  
磨床

車床 銑床 鑽床 數控係統 加工中心 鍛壓(yā)機床 刨插拉床 螺紋加(jiā)工機(jī)床 齒(chǐ)輪加工機床
磨床(chuáng) 鏜床 刀具 功能(néng)部(bù)件 配件附(fù)件 檢驗測量 機床電器 特種加工 機器人

磨床

電工(gōng)電力 工程機械 航空航天 汽車 模具
儀器(qì)儀表 通用機械 軌道(dào)交通 船舶

搜索(suǒ)
熱門關鍵字:

數控機床

 | 數控車床 | 數控係統 | 滾(gǔn)齒機 | 數控銑床 | 銑刀 | 主軸 | 立式加工中心 | 機器人
您現在的位置:磨床網> 技術前沿>磨(mó)床主軸箱有限元分析及(jí)優化(huà)設計’
磨床主軸箱(xiāng)有限元分析及優化(huà)設計’
2016-8-31  來源:武漢理工大(dà)學機電工程學院  作者: 黃繼雄 趙黎明 晏少(shǎo)亞(yà)

  
      摘要:以某專用磨床主軸箱為(wéi)研究對(duì)象,采用Solidworks建立(lì)主軸箱的參數化模型,利用Workbench對主軸箱原模型進行靜力(lì)分析和(hé)模態分析。根據分析結果初選12個尺寸參數作為設計變量,並對其進行靈敏度分析,篩選出對主軸箱主軸孑L部位變形影響(xiǎng)最大的(de)六個參數。在此基礎上進行多參數多目標優化,並對優化結果予以(yǐ)校驗。最終實現在保證主軸箱靜動態特性的前提下,降低(dī)主軸箱質量,提高優化(huà)效率。
  
      關鍵詞主軸箱;靜力(lì)分(fèn)析;模態分析;靈敏度分析;優化設計
  
      1、引言
  
      主軸箱用以支撐並傳動主軸(zhóu),是機床的關鍵零部件。主軸箱的靜動態特性直(zhí)接(jiē)影響到磨床的加工精度、機床的可靠性[1~2]、抗震性能等(děng),對主軸箱進行動靜態特性分析變得越來越(yuè)重要。周孜亮[3]等對高速立(lì)式(shì)加工中心進行有限元分析(xī),並據此對主軸箱實現多目標多尺寸優化,顯著提(tí)高主軸箱的靜動態特性。王禹林[4]等對某大型旋風銑(xǐ)床主軸箱進(jìn)行模態分析找(zhǎo)出薄弱環節,利用力熱耦合分析進行綜(zōng)合優化(huà),提高了主軸箱動靜剛度。牛穎‘53等人對HDBS-63高速臥式加工中心主軸(zhóu)箱進行靜動態特性分析,選取優化參數,進行優化設計,提高了主軸箱(xiāng)剛度,降低(dī)了質量(liàng)。
  
      2、有限元模型
  
      2.1箱(xiāng)體結構
  
      某專用磨床主軸箱分為前後兩個部分。前箱體主要用來安裝自動夾緊裝(zhuāng)置,與主軸卡盤一起實現對工件的(de)定位夾緊;後箱體定位、安裝在轉塔頭上,其內部的傳動元件構成主運動傳動鏈,實現主軸傳動。前後箱壁上的主軸孔(kǒng)實現(xiàn)對(duì)主軸的定位與支撐。
    
   
      圖l主軸箱裝酉B圖
  
      2.2有限元模型
  
      網格質(zhì)量的好壞直接(jiē)決定分析(xī)計算的效(xiào)率和結果的可靠性[3]。因(yīn)此在有限元建模時須對箱體模型(xíng)進行必要的簡化(huà),去除模型中的倒(dǎo)角、圓角、小尺寸孔等。另外主軸部件的軸向位移是由主軸箱前箱壁(bì)和前端蓋限製的,主軸(zhóu)部件和自動夾緊裝置對主軸箱(xiāng)前後箱壁的剛度影響不大,故有限元模型中去除主軸部件和自(zì)動夾緊裝置。將(jiāng)實體模型導人ANSYS Workbench,進行網格劃分,最終生(shēng)成74261個網格,節點數(shù)為339061。
  
      主軸箱(xiāng)毛胚采用鑄造成型技術,材料為HT200,密(mì)度為7200kg/m3,彈性模量(liàng)為1.48E+11Pa,泊鬆比為0.27。
  
      2.3邊(biān)界條件
  
      邊界條件包括約束條件和載荷條件。由(yóu)於主軸箱安裝在轉塔台上(shàng),用螺栓進行固定,故對六個螺栓孔采取(qǔ)固定約束,對主軸箱安裝配合(hé)麵采取位移約束。機床工(gōng)作過程主要(yào)有兩種工況:工況一是磨削過程中主軸箱承受的載荷,此時自動夾緊裝置處於自鎖狀(zhuàng)態,夾緊驅動力消失,主軸(zhóu)箱主(zhǔ)要受磨削(xuē)力、齒輪齧合力及箱體內部安裝部件(jiàn)重力作用;工(gōng)況二是夾具夾緊過(guò)程中主軸箱所受載荷,此時主軸(zhóu)箱主要受夾緊裝置驅(qū)動力和箱體內(nèi)部安裝部件重力作用。
  
      3、動靜(jìng)態特性分析
  
      3.1靜力(lì)分析
  
      靜力結構分析是用來計算結構在給定靜力載荷作用下的響應[5]。靜力分析結果是評價結構性能的重(chóng)要指標。主軸箱的靜態特性直接影響到主軸工作狀態。同(tóng)時主軸(zhóu)箱由於受自身材料限製,其抗拉、抗壓(yā)強度有限。因此須(xū)對靜力分析結果進行針對性查看。

      
      圖2工況一主軸(zhóu)箱應力(lì)雲圖(tú)
   
    
  
      圖3工況二主軸箱應力雲圖

      由圖2、圖3可知,工況一、工況二時(shí)主(zhǔ)軸箱最大應力分別為為4.03MPa、6.82MPa,最大應(yīng)力(lì)都在前箱壁中部。這是由(yóu)於主軸(zhóu)箱在主軸孔(kǒng)和電動(dòng)推(tuī)杆安裝孑L受載荷作用造成的。主軸箱材(cái)料HT200能承(chéng)受的極限應力為200MPa,遠大(dà)於主軸箱在承受的最大應力。
  
      工況一時主軸孔(kǒng)變形量(如圖4)直接影響機床加工精度。此(cǐ)時主軸孑L各方向的最大變形量為(wéi):X軸0.22ffm,Y軸0.81tzm,Z軸1.44ffm。為保證機(jī)床(chuáng)加工精度,主軸孑L X軸、Z軸最大變(biàn)形量不得超過0.5ffm,Y軸(非敏感方向(xiàng))不得超(chāo)過1_um。主軸孔Z軸方向變形明顯超過允許(xǔ)的最大值。

  
  
    
  
      圖4主軸孔各方向變形量
  
      3.2模態分(fèn)析
  
      模態分析可以確定結(jié)構的固有頻率和振型,尋找結構的薄弱(ruò)環節,避免共振[6]。模態分(fèn)析分為自由模態和約(yuē)束模(mó)態[7]。本文采用約束模態分析,考慮了螺栓、定(dìng)位銷以及主軸箱(xiāng)安裝麵的影響(xiǎng),對其施(shī)加了相應的約束。
  
      表1為主軸箱前4階固有頻率。主軸是由一對齒輪(lún)齧合(hé)傳動,主軸工作轉速為166rpm,故(gù)齒輪(lún)齧合頻率為105.1Hz,因此主軸箱受到的激振頻(pín)率範圍為0~105.1Hz。主軸(zhóu)箱的(de)一階固有頻率為593.28Hz,在其受到的激振頻率範圍以外,不會引起共振。
  
      表l主軸箱前(qián)4階固(gù)有頻率
    
  

      4、尺寸參(cān)數靈敏度分析
  
      4.1優化參數選擇
  
      主軸孔Z軸變形超過允許值,X軸(zhóu)、y軸變形量及一(yī)階固有頻率卻(què)有一定的富餘。在(zài)保證主軸箱靜動態特性的前(qián)提下(xià),為(wéi)降(jiàng)低(dī)主軸箱質量,故需要對主軸箱進行優化。主軸孑L變形(xíng)過大(dà)主要是由主軸箱前箱壁剛度不夠造成,可以(yǐ)通過以下方法提高前箱壁剛度(dù):縮短主軸箱前箱壁跨度(dù)、增(zēng)加主軸箱前箱壁厚度以及添加加強(qiáng)筋。因此根據優化尺寸(cùn)獨立原則選取(qǔ)如圖5所示的12個優化(huà)參數。

   
  
      圖5:優化參數選取
  
      根據主軸箱結構尺寸及內部安裝尺寸要求,在(zài)不影響主軸箱基本性能的前提下,選擇合適的優化參數變化範圍,如表(biǎo)2所示。
  
      表2優化參數初始值及變化範圍
  
 

      4.2靈敏度分析
  
      靈敏度分析是(shì)通過一定的數(shù)學方法和手段,計(jì)算出結構(gòu)的靜動態性能參數隨設計變量變化的大小和正(zhèng)負[8]。根據選(xuǎn)取(qǔ)的優化參數建立參數化模型利用Spearman[9]相關性判定方法,確定各變(biàn)量對主軸箱靜(jìng)動態特性的影響。圖6反映了初選的12個優化參數對主軸箱的主軸孔X軸、y軸、z軸三個方(fāng)向變形量的影響。由圖可知,DS—P1、DS—P2、DS_P3、DS—P4、DS—P5、DS—P6對主軸孑L各(gè)個方向變形(xíng)量影(yǐng)響(xiǎng)較大。 
 
                                               
    
   
  
      圖6優化參數靈敏度分析
  
      5、優化設計
  
      5.1尺寸(cùn)優化設計
  
      Workbench優化設計須具備三要(yào)素:設計變量、約束條件和目標函數。其數學(xué)模型如下式所示。

      
  
      式中,X一(X1,X2,...,Xn)是設計變量(liàng),廠(X)是目標函數,G(X)是約束函數。其中GL和Gy分別是約束函數的下限與上限,XL和Xy分別是設計變(biàn)量的下限和上限。
  
      根據靈敏度分析結果,最(zuì)終選取六個尺寸參數為設(shè)計變(biàn)量(liàng),並以主軸孑L X軸、y軸、Z軸三個方向的變形量為約束條件,質量最小化為目標函數(shù)進行優化設計,進行響應麵優化[10]。最終優化結果(guǒ)圓整後如表3所示。
  
      表3參數優化結果
  

      5.2優化結果校(xiào)驗
  
      按照最終的(de)尺寸參數優化結果對主(zhǔ)軸箱模型進行再生,並以(yǐ)此建立有限元模型(xíng),分析其靜動態特性(xìng)。再(zài)生後(hòu)的主軸箱的主要靜動態特性參數如表4所示。
  
      表4優化後主(zhǔ)軸箱主要靜(jìng)動態特性參數



      優化後主軸箱的主軸孔(kǒng)在X軸、y軸、Z軸三個方向(xiàng)的變形均符(fú)合要求,特(tè)別是Z軸方(fāng)向的變形(xíng)量降低到0.5/,m以下。主軸箱(xiāng)在工況一的最大應力有所降低,在工況二下的最大應力卻增大到9.0373MPa,但仍遠遠低於(yú)HT200所能承受的極限應力。主軸箱的一階固(gù)有頻率有所提高,遠離激(jī)振頻率範圍。優化後的主軸箱總體質量從45.504Kg降低到(dào)42.552Kg,減少(shǎo)了2.952Kg。
  
      6、結語
  
      通過對主軸箱進行靜(jìng)力分析和模態分析,得到主軸箱的靜態特性(xìng)參數。根據分析結果選取12個尺寸優化參數作為設計變量,利用靈敏度分析,找出對主軸孔各方向變形(xíng)量影響較大的六(liù)個參數。運用響應麵優化,確定最終(zhōng)的尺寸參數大小,實現對主軸(zhóu)箱(xiāng)結構快速改(gǎi)進,提高了優化設計效率。同時在保證主軸箱靜動態(tài)特性滿足要求的前提下,降低了6.49%的質量,實現主軸箱輕量化(huà)。
    投稿箱:
        如果您有機床行業、企(qǐ)業相關新聞稿件(jiàn)發表,或進(jìn)行資訊合作,歡迎聯係本網編(biān)輯部, 郵箱:skjcsc@vip.sina.com
国产999精品2卡3卡4卡丨日韩欧美视频一区二区在线观看丨一区二区三区日韩免费播放丨九色91精品国产网站丨XX性欧美肥妇精品久久久久久丨久久久久国产精品嫩草影院丨成人免费a级毛片丨五月婷婷六月丁香综合