摘 要 以萬能外（wài）圓（yuán）磨床（chuáng）為研（yán）究對象，設（shè）計一（yī）種適用於大規格砂輪磨削工件的砂輪架結構，包括內圓磨（mó）具支架。運用有限元模型和ABAQUS 有（yǒu）限元分析軟件對砂（shā）輪架進（jìn）行靜力學分析與模態分（fèn）析，確定（dìng）砂輪架結構的可（kě）靠性；為保證砂輪架主軸（zhóu）中心與內圓磨具中心（xīn）的等高，對內圓磨具支架的設計進行了（le）改進，並結合（hé）理論（lùn）計算方法對其進行強度驗（yàn）證。仿真結果改（gǎi）進後的結（jié）構是安全的，並把改進後的砂（shā）輪架結構應用於產品中，實踐證明是可行（háng）的。

      砂輪架是磨床的一（yī）個關鍵部件，而萬（wàn）能外圓磨床的（de）砂輪架又（yòu）比普通（tōng）外圓磨床的（de）砂輪（lún）架結構複雜，其特征包括兩個方麵：一是上體（tǐ）殼可繞定位柱旋轉一定角度，考（kǎo）慮到結構和行程問題，砂輪規格一般選擇小於500 mm；二是（shì）配有內圓（yuán）磨具裝置，一般固定在砂輪（lún）架體殼頂麵，並繞（rào）固定（dìng）軸（zhóu）可上下翻轉。為滿足市場需求（qiú），以某型萬能外圓磨床為研究對象（xiàng），設計一套砂輪規格為750 mm 的砂輪架結構（gòu），為保證內圓磨具中（zhōng）心與砂輪架主軸中心等高，對內圓磨具（jù）支架進行了改進。

      ABAQUS 有限元軟件適合於分析（xī）模擬龐（páng）大複雜的結構力學及固體力學模型（xíng），處理高度非線性問題 。砂輪架結構（gòu）複（fù）雜，為提高工作效率，縮短工作周期，利用ABAQUS 建立砂輪架的有限元模型，對砂輪架殼體（tǐ）進行應力變（biàn）形分析和模態（tài）分析。

      1 、砂輪架結構設計

     1.1 殼體（tǐ）設計
 

      砂輪架中的主要零（líng）件包（bāo）括殼體、主軸係統、皮帶輪等，砂輪主軸（zhóu）係統的結構直接影響工（gōng）件（jiàn）的（de）加工質量，具有較高的回轉精（jīng）度、剛（gāng）度、抗振性及耐（nài）磨性 。它是（shì）砂輪架部件中的關鍵結構，主要借用成（chéng）熟結構，滿足於安裝規格大小為750 mm 的砂輪。

      砂輪架（jià）殼體是砂輪（lún）架的基（jī）礎零件，砂輪主軸係統裝配於其中，按（àn）照砂輪架的使用性能要求以及其工作（zuò）條件，殼體結構應滿足大的剛性，足夠的強（qiáng）度、抗振能力、精（jīng）度穩定、易加工等 。考慮安裝大規（guī）格砂輪主軸（zhóu）係統及內圓磨具支架問題，需（xū）對體殼進行改進（jìn）設計。在已有殼體的基礎上加大長度和寬度，並增加（jiā）兩塊筋板以提（tí）高剛度和強度，同時重新布置殼體內部的（de）腔體，體殼長1 095 mm，寬660 mm，高375 mm。運用三維軟件SolidWorks 建立砂輪架（jià）三維模型。

      1.2 載荷分析

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

                                 圖1 皮帶輪張緊力分布圖

     （2）體殼頂部的內圓磨具質量及其彎矩引起的載荷。內圓（yuán）磨具及支架質量為G2=160 Kg，內圓磨具質（zhì）心偏心引起的附加彎矩（jǔ）M=156.96 N·m。
     （3）主軸係（xì）統產生（shēng）的（de）載荷。主軸（zhóu）上軸向載（zǎi）荷較（jiào）小，可忽略不計，可將主軸處簡化為一簡（jiǎn）支梁係統如圖2 所示。圖中，F 為砂輪徑（jìng）向進給力，設定為（wéi）50 Kg；G1 為砂輪及其附屬（shǔ）件質量，約為150 kg；G2 為主軸皮帶輪及其附屬件質量，約為33 kg；Tx 向（xiàng）張緊力分力為378N；Ty 向（xiàng）張緊力分力為102 N。根據力學（xué）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—簡支梁圖（tú）

      1.3 參數設置（zhì）

     殼（ké）體材（cái）料（liào）為（wéi）HT250, 其力學性能參數：彈（dàn）性模（mó）量E=138 GPa，泊鬆比μ=0.156，抗剪模量（liàng）W=59.8GPa，抗壓強度σb=250 MPa。為減少有限元計算步驟，模型（xíng）需要簡化，在不改變模型（xíng）基本（běn）特征的基（jī）礎上，如簡化倒角、凸台、小孔、螺紋孔，對小斜麵的平麵化等，以方便後續網格的劃分，如圖3 所示。

      
  
                          圖3 簡化三維模型

      2、 ABAQUS 有（yǒu）限（xiàn）元分析

      2.1 網格劃（huá）分

      將SolidWorks 模型轉成IGS 格式導入ABAQUS 中，對（duì）砂輪架殼（ké）體受力的關鍵部位進行網格細化，劃分時，采用四麵體實體（tǐ）單元—Tet4 進行單元劃（huá）分，Approximate globalsize 設置為20 mm，即可以劃分出（chū）滿（mǎn）足有限元分析（xī）要求的網格。砂輪架體殼的有限元模型共有23 383 個節點，103 147 個四麵體（tǐ）單元（yuán），網格模型如圖4 所示。

       
  
                       圖4 網格劃分模型

      2.2 邊界條件（jiàn）的定（dìng）義

      1)位移邊界條件
 
     如圖5(a)所（suǒ）示，底部（bù）回（huí）轉定位孔限製x，z 兩個方向位移及轉（zhuǎn）動；螺釘安裝孔限製x，y，z 三個方向位移及x，z 方向轉動；滑（huá）槽及底座限製y 向位（wèi）移及x，z 方向轉（zhuǎn）動（dòng）。
 
      2)力邊界條件
 
     根據前述（shù）1.2 章節載荷分析，在各點處施加載（zǎi）荷。對於集中力及彎矩的施加，利用Intercation 模塊中Constrain 命令定義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加載到作用麵上（shàng）會造成應力集中（zhōng），這樣做也可以有效避免這種情況。

                                圖5 邊界條件的定義

      2.3 靜力學分析結果

  
      通（tōng）過建立三維模型、劃分（fèn）網格、賦（fù）予截麵材料、施加靜（jìng）載荷和邊界條件、執行分析作業等有限元分析步驟，在後處理模塊中（zhōng）可以觀察（chá）到殼體的應力雲（yún）圖。根據圖6(a)、6(b)可知，殼體底部螺栓連接處所受應力較大，最大Mises 應力約為16 MPa，遠小於HT250 材料的許用應力250 MPa，故該殼體滿足強度（dù）要求。位移（yí）雲圖見圖6(c)、6(d)，顯示最大位移（yí）發生在主（zhǔ）軸靠近砂（shā）輪處，約為1~2 μm。這說明在磨削（xuē）工（gōng）件時，殼體（tǐ）形（xíng）變小，可實現較高的裝配精度（dù）（如主軸工作（zuò）時與軸承之間保（bǎo）持（chí）在8~10 μm間隙），有利於高精度加工。

                                      圖6 殼體應力與位移圖（tú）

      2.4 模態分析

      在工程（chéng）應用中，一般低階模態對結構振動係統影響較大，所以對砂輪架殼（ké）體的模態分析隻需求解出前4 階的固有頻率即可。通過分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（shì）：該殼體的各階固有頻率（lǜ）至少在400 Hz以上，而該磨（mó）床砂輪驅動電機額定轉速為1 500 r/min，砂輪轉速為886 r/min，頭架主軸轉速為15~250 r/min，磨床各振源的（de）頻率遠小於400 Hz，因機構固有頻率大於幹擾頻（pín）率的1.414 倍時，不會發生共振[4]。所以不會（huì）產生共（gòng）振。

                                 圖7 固有頻（pín）率與振型圖

      3 、內圓磨具（jù）支架強度驗證

      3.1 結構設計（jì）

      內圓磨具支架成（chéng）水平放置如圖8。為保證內圓磨具中心（xīn）與砂輪架中心等（děng）高，內圓磨具中心（xīn）與支撐架中心之間的垂直距（jù）離加（jiā）大到436 mm，並對磨架（jià）體頂部相對水平方向（xiàng）傾斜10°的角度。當需要使用時（shí），拉出拔（bá）銷，磨架（jià）即翻下，銷子1 上（shàng）的凸輪也隨之繞軸轉一（yī）角度（dù），使銷子2 右移，行程開關被接通並發訊號，電磁鐵鎖緊砂輪架快速進退（tuì）手柄。當工（gōng）作完畢，內圓磨架上翻至一定高度時，拔（bá）銷受彈簧的作用會自動插入，其伸出的凸緣卡住銷子頂部，磨具支架便得到（dào）固定。此時，銷子在彈簧作用下左移，行程開關複位，如圖8 所示。

       
  
                            圖8 內圓磨（mó）具支架結構圖

      3.2 參數設置

      內（nèi）圓磨（mó）具支架體質量m1=57 kg；支點到磨架（jià）體心的垂直距離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（dào）電（diàn）機（jī）質心（xīn）的垂直距離l3=180 mm；支點到撐杆質心的垂直距離l=64.5 mm；其（qí）餘零件的力矩影響不大，故質量忽略不（bú）計。撐杆和拉銷（xiāo）的材料皆為45 鋼，其許用壓（yā）應力（lì）：

        4 、結語

      應用SolidWorks 軟（ruǎn）件建立砂輪架整個裝配模型，采用（yòng）ABAQUS 有限元分析軟件對砂輪架殼體進行（háng）應力分析與模態分析，並應用理論（lùn）計算方法對內（nèi）圓磨具支架進行強度驗證。結果表明（míng）：砂（shā）輪架殼體（tǐ）和內圓磨具支架設（shè）計是合理的。並且（qiě）砂輪架已在成熟產（chǎn）品上應用，工件加工精度（dù）都滿足用（yòng）戶的（de）要求，故結構設計合理、可靠。