基於ＡＮＳＹＳ的（de）螺紋數控（kòng）修複車床主軸係（xì）統（tǒng）優化設計-特種加工（gōng）機床網-數（shù）控（kòng）機床市場網

您現在的位置：特種加工（gōng）機床網> 技術前沿>基於ＡＮＳＹＳ的螺紋數控修複車床主軸係統優化設計

基於ＡＮＳＹＳ的螺紋數控修複車床主軸係統優化設計（jì）

2017-2-8 來源：沈（shěn）陽工業大學機械（xiè）工程學院作者：王可，肖磊，孫興偉

摘要： 主軸動態特性直接影（yǐng）響機床的加工精度和精度穩定性。借助有限元分析軟件ＡＮＳＹＳ，對ＳＣＫ２３０螺紋數控修複車床的主軸（zhóu）進行動力（lì）學（xué）分析，並進一步對主（zhǔ）軸的（de）動態特性進行（háng）優化計算，最後通過動力學分（fèn）析獲得在合理範圍內主軸的最優（yōu）跨（kuà）距，為（wéi）機床主軸的設計改進提供了重要依據。

關鍵詞： 主軸（zhóu）；優化設計；ＡＮＳＹＳ

0.引言

隨著科學（xué）技術的進步，機床主軸的性能也進一步向高轉速、高（gāo）精度、高剛（gāng）度方向發展。ＳＣＫ２３０型螺紋數（shù）控修複車床是為石（shí）油和地質行業管（guǎn）具公司的鑽杆、鑽鋌螺紋修複車削工作而專門設計生產的現代化（huà）自動（dòng）車床，主軸單元是機床的重要（yào）部件（jiàn）之一，其動靜態特性直接影響工件的（de）加工精度、表麵（miàn）粗糙度和生產效率，對主（zhǔ）軸（zhóu）進行動力學分析可以提高整個機床的設計（jì）效率，縮短開發周期，降低開發成本，提高機床工作安全和可靠性［１］。

1.建立分析模型

ＳＣＫ２３０螺紋數（shù）控修複車床（chuáng）主軸為簡單的階梯軸，采用雙支撐結構，為提高計算效率，在建模時省略主軸上的（de）鍵（jiàn）槽（cáo）、倒角（jiǎo）和螺紋等細小結構。在ＡＮＳＹＳ中采用（yòng）從上至下的建模方式建（jiàn）模，首先建（jiàn）立主軸的（de）軸向（xiàng）截（jié）麵並用（yòng）Ｐｌａｎｅ４２單元（yuán）進行手動網格劃分，然後用Ｓｏｌｉｄ９５單元繞X 軸旋轉該截麵生成三維實體，得（dé）到更加精確的六麵體網格劃分實體［２］，主軸材料選用４５鋼。分網後對其（qí）進行加載約束，經分析，軸承的彈性和阻尼會對主軸的動態（tài）特性產生影響［３］，可將軸承視為在圓周方向（xiàng）等效（xiào）分布的４個彈簧，用彈簧阻尼單元Ｃｏｍｂｉｎ１４模擬軸（zhóu）承的支撐［４］，軸承分布如圖１所示。為了限（xiàn）製主軸軸向的移動，在（zài）節點Ｔ１、Ｔ２、Ｔ３和（hé）Ｔ４施加軸向約束，限製其軸向自由度，彈（dàn）簧的另一端（Ｔ５、Ｔ６、Ｔ７、Ｔ８）為（wéi）固定（dìng）約束，約束其全部自由度。該車床采用前、後軸承［５］，通過計算前、後軸（zhóu）承的剛度分別為（wéi）１２２．６ × １０７Ｎ／ｍ和５７７．５ × １０６Ｎ／ｍ，圖２為帶有彈簧約束的主軸有（yǒu）限元模型。

2.模態分析

２．１模態分析的基本理論

模態分析實質（zhì）是一種坐標變換，其原理就是把物理係統中描述（shù）的響應向量放到所謂的“模態坐標係統”中來描述，該坐標係統中的每個基向量就是振動係統的一（yī）個特征向量。運用（yòng）力學（xué）分析的有限元法，可得該主軸（zhóu）係統的（de）動力學（xué）方程如下：

圖１軸承的分（fèn）布

圖２加軸承（chéng）約束（shù）後的主（zhǔ）軸有限元模型

機械（xiè）結構的固有頻率和振型是其固有特性，隻與剛度和（hé）質量（liàng）相關，故對機（jī）械結構進行模（mó）態（tài）分析時，可忽略阻尼和力（lì）對結構的影響，則得（dé）到該主軸係統力學模型（xíng）的自由振動方程為（wéi）：

求解特征方程的特征值和特征向量，即為所研究機械結構的固有頻（pín）率和振型。

２．２主軸的模態分析

主軸的振動可以表達（dá）為各階固有振型的線性組合，理論上有無數階固有頻率，但加工過（guò）程中低階固有頻率對軸的振動（dòng）影響要比高階固有頻率大，越是低階影響就越大［６－７］，因此低階頻率對（duì）軸的動態特性起（qǐ）決定作（zuò）用。表１是應用有限元分析軟件ＡＮＳＹＳ計算出的主軸的（de）前６階固有頻率及振型，其中主軸的１階、３階、５階和６階振型如圖３～圖６所（suǒ）示（shì）。

表１主軸的前６階固有頻率及最大變形量

臨（lín）界轉速是指主軸旋轉時使主軸出現撓度急劇（jù）增大、轉動失穩現象的旋轉速度。主軸的（de）工作轉速應當遠離其臨界轉（zhuǎn）速，否則主軸（zhóu）將有可能處在共振（zhèn）區域而產生劇烈振動。通過比較臨界轉速與主軸工作（zuò）轉（zhuǎn）速（sù），可以判斷主軸係統是否發生共振［８］，轉速和（hé）頻率的關係（xì）為：

表２主軸（zhóu）前６階（jiē）固有頻率（lǜ）的臨界轉速

從表１中可以得出，主（zhǔ）軸（zhóu）的１階、２階固有頻率相（xiàng）近，３階、４階固有頻率相近，並且其振型表現為正（zhèng）交，因此（cǐ）可將其視為（wéi）複根。主軸的第１階（jiē）模態表現為主軸的垂直方向（xiàng）上的一階彎曲振動，第２階模態表現為主（zhǔ）軸橫向水平方向（Z 向）的一階彎曲振動，且最大彎曲變形發生在主軸（zhóu）的中部。第３階模態表現為主軸垂（chuí）直方向的二階擺動彎曲振（zhèn）動（dòng），第４階（jiē）模（mó）態表現為主軸橫向水平方向（Z 向）的二階擺（bǎi）動彎曲振動（dòng），且最大彎曲（qǔ）變形發生在主軸後端（duān）。根據該車床的實際工況可知，本主軸的工作轉速（sù）約為２５０ｒ／ｍｉｎ，小於其１階臨（lín）界轉速，故不會產生振動，保證了主軸的加工精度。主軸係統的動態分析有很多影響因素，單一條件的約束不足證明係統達到最佳（jiā）工作狀態［９］，因此應該對主軸係統進行進一步設計改造。

3.主軸優化設計

３．１優化設計的（de）理論方法

主軸係統優化設計的目的在於增強係統的動態特性，在優（yōu）化設計前，需依據原結（jié）構的有限元分析結果及機床工（gōng）作需求明確優化目標、優化變量、約束條件（jiàn）［１０］，軸承支撐剛度、跨距（jù）、主軸的徑向尺寸（cùn）等對（duì）主軸係統動態特性都有直接影響，可將其作為變（biàn）量因（yīn）素，約束條件為（wéi）變量的設計區間。本文對主軸的跨距進行討論分析，根據該主軸的工作情況，可采用如下公式（shì）計算最佳跨距：

３．２優化設計的有（yǒu）限元分析

由計算（suàn）得到了主軸的合理跨距範圍，該主軸係統的跨距為（wéi）８４０ｍｍ，可以知道其跨距處於合理（lǐ）範圍之（zhī）內。為進一步分析該主（zhǔ）軸係統的最佳跨距，利用ＡＮＳＹＳ軟（ruǎn）件進行不同跨距下的主（zhǔ）軸有限元（yuán）模態分析，考察其固有頻率如何變化。該車床主（zhǔ）軸的跨距為８４０ｍｍ，據此設置跨距（jù）改變量為－４０ｍｍ、－２０ｍｍ、＋２０ｍｍ和＋４０ｍｍ，取（qǔ）各自１階固有頻率進行（háng）分析，分析結果見（jiàn）表３。

表（biǎo）３不同跨距下的主軸１階固有頻率

根據表３可（kě）以看出，跨距在８００ｍｍ時主軸的１階固有頻率（lǜ）最大，跨距（jù）在８８０ｍｍ時１階固（gù）有頻率（lǜ）最小，主軸的１階固有頻率在８００ｍｍ～８８０ｍｍ範圍（wéi）內隨著跨距的增加逐漸減小。根據主軸在主軸箱體的整體布局的實際情況，綜（zōng）合（hé）考慮主軸的跨距為（wéi）８２０ｍｍ更（gèng）佳。

4.結論

通過對ＳＣＫ２３０螺紋數控修複車（chē）床的主軸進行實體建模（mó）和有限元仿真計算，得到了主軸前６階（jiē）固有頻率、形變程（chéng）度及各階的臨界轉速（sù），在此基礎上利用優化設計的理（lǐ）論計算該主軸的合（hé）理跨距（jù），並利用有限元（yuán）分析軟件分析主軸在不同跨距下其（qí）固有（yǒu）頻率的變化，得（dé）出了以（yǐ）下結論：

（１）對主軸係統（tǒng）進行有（yǒu）限元分析，得（dé）出了該主軸在現有的軸承（chéng）支撐剛度（dù）條件下的（de）前６階固有頻率和各階臨界轉速，發現１階臨界（jiè）轉速大於其工作轉速（２５０ｒ／ｍｉｎ），說明（míng）該主軸能夠避開共振區域。

（２）通過對主軸（zhóu）最佳跨距的（de）計算及分析，得到了主軸在實際條件下的（de）最佳跨距，減小了主軸的跨距（jù），縮小（xiǎo）了主軸箱體的空間距離，減輕了係統重量，為主軸箱體的整體設計改進提供了依據，有利於主軸係統（tǒng）的整體優（yōu）化。

投稿箱：
如果您（nín）有機床行業、企（qǐ）業相（xiàng）關新聞稿件發（fā）表，或進行資訊合作（zuò），歡迎聯係（xì）本網編輯部，郵箱：skjcsc@vip.sina.com

更多（duō）相關信息

名企推薦

業界視（shì）點

| 更多

行業數據

| 更（gèng）多

博文選萃

| 更多

數控機床