黃應(yīng)勇

HUANG Ying-yong

（柳州職業(yè)技術(shù)學(xué)院，柳州 545006）

0 引言

隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，超高速切削、超精密加工等技術(shù)的應(yīng)用，對數(shù)控機(jī)床的各個(gè)組成部分提出了更高的性能指標(biāo)。主軸部件是機(jī)床的重要部件之一，它的動(dòng)力特性對整機(jī)的切削加工能力和加工精度有直接影響[1]。為了全面了解數(shù)控車床主軸剛度分布情況，發(fā)現(xiàn)薄弱環(huán)節(jié)和過剩部位，提高剛度、減輕重量、降低成本，提供必要的改進(jìn)設(shè)計(jì)依據(jù)，有必要對某廠CK6136數(shù)控車床的主軸剛度進(jìn)行研究。

本文利用有限元分析方法對主軸部件靜、動(dòng)態(tài)特性做符合實(shí)際的預(yù)測并提出改進(jìn)措施，進(jìn)而提高產(chǎn)品設(shè)計(jì)成功率、縮短產(chǎn)品開發(fā)周期，提高數(shù)控車床產(chǎn)品的設(shè)計(jì)水平。

1 主軸部件有限元分析模型的建立

1.1 主軸部件結(jié)構(gòu)

圖1 主軸部件結(jié)構(gòu)簡圖

CK6136主軸部件的結(jié)構(gòu)簡圖如圖1所示，在主軸上面安裝傳動(dòng)皮帶輪、軸承組件、軸承隔套、鎖緊螺母等零件，主軸是一個(gè)多階梯空心圓柱體。主軸部件前端部承受切削力，后端承受傳動(dòng)皮帶輪作用力，其端部安裝三爪自定心卡盤，前軸承組件型號7016ACTBTP4角接觸球軸承，后軸承組件型號為7014ACDBP4。

1.2 軸承支承剛度的確定

在本文研究中，需要確定軸承的徑向剛度，對于角接觸軸承，在已知軸向預(yù)緊力前提下，軸承徑向剛度Kr 可按下式計(jì)算[2]

跟據(jù)已知條件可得：前軸承Kr1=546296 (N/mm) 后軸承Kr2=486721 (N/mm)

1.3 主軸部件結(jié)構(gòu)的簡化

對于主軸部件中某些不重要的幾何特征經(jīng)過一定簡化之后，方可進(jìn)行有限元分析，有利于提高網(wǎng)格劃分質(zhì)量和分析速度，它對分析結(jié)果不會(huì)產(chǎn)生太大的影響。據(jù)此在ANSYS軟件PREP7處理器中建立主軸三維實(shí)體模型，如圖2所示。

2 主軸三維實(shí)體模型分析條件的確立

2.1 單元類型選擇及結(jié)構(gòu)剖分

本文研究的CK6136主軸部件易采用三維實(shí)體等參元建立有限元分析模型。在結(jié)構(gòu)剖分過程中，遵循以下幾個(gè)原則：1）不連續(xù)處自然分割；2）幾何形狀的近似；3）單元形態(tài)的選擇；在本論文研究中，應(yīng)用ANSYS軟件前處理中自動(dòng)劃分網(wǎng)格功能，劃分結(jié)果如圖3所示。

圖2 CK6136主軸三維實(shí)體模型圖

圖3 CK6136主軸網(wǎng)格劃分圖

根據(jù)以上三項(xiàng)原則，可將主軸部件離散為若干個(gè)實(shí)體單元，5個(gè)彈簧元素單元模型，如圖4所示。

圖4 主軸部件三維實(shí)體模型圖

2.2 載荷條件的確定

1）約束條件，在前支承處將X向約束置于角接觸球軸承作用線與主軸回轉(zhuǎn)軸線的交點(diǎn)上，同時(shí)限制該點(diǎn)在Z向運(yùn)動(dòng)。

2）切削力的等效簡化，可以把作用主軸端部向上的力F 認(rèn)為是集中載荷。

根據(jù)圖5可計(jì)算出作用主軸端部向上的力F。

圖5 切削力的等效簡化圖

跟據(jù)平衡方程式，可求得：

作用主軸端部向上的力：

3）皮帶輪作用力簡化，將其作用力簡化成集中載荷力，其作用點(diǎn)在皮帶輪中心位置，其作用力Fr大小跟據(jù)計(jì)算得1719 N。

2.3 附加質(zhì)量的處理及材料特性表

1）主軸部件上的零件附加質(zhì)量的處理，因擋油套、鎖緊螺母、隔套的質(zhì)量較小可忽略不計(jì)。

2）材料特性表，如表1所示。

表1 材料特性表

3 主軸部件三維實(shí)體模型靜態(tài)有限元分析

3.1 靜態(tài)分析

根據(jù)資料推薦：在額定載荷的作用下，臥式車床主軸前端靜剛度推薦值為120牛頓/微米[3]，以此來判斷設(shè)計(jì)是否符合要求。

跟據(jù)主軸部件三維實(shí)體單元模型靜態(tài)有限元分析得：主軸Y向受力變形云圖，如圖6所示；主軸Z向受力變形云圖，如圖7所示。

圖6 主軸部件Y向受力變形云圖

分析變形圖得：

主軸Y向軸端最大變形量為：dy=3.92μm；主軸Z向軸端最大變形量為：dz=2.85μm。主軸端部處總的變形量d 為：4.85μm

Fzy/d=2532/4.85=522 (N/μm)＞120 N/μm

因此機(jī)床主軸結(jié)構(gòu)的剛度滿足機(jī)床設(shè)計(jì)要求。

圖7 主軸部件Z向受力變形云圖

3.2 靜態(tài)分析結(jié)果

1）在主軸部件的變形中，主軸尾部的變形量最大；

2）后支承軸承的變形量比前支承軸承的變形量要大，因此增大后軸承的剛度可減少主軸端部的變形量。

3.3 頻率分析

對主軸部件動(dòng)態(tài)特性影響較大的主要是前幾階模態(tài)，在本課題研究中，計(jì)算主軸部件前五階固有頻率。

分析的結(jié)果，主軸部件前五階主振型及固有頻率值如表2所示。主軸部件三維實(shí)體單元模型主軸部件一、三、五振型圖，如圖8、圖9、圖10所示。

表2 主軸部件三維實(shí)體單元模型前五階主振型及固有頻率

圖8 主軸部件三維實(shí)體模型一階振型圖

圖9 主軸部件三維實(shí)體模型三階振型圖

圖10 主軸部件三維實(shí)體模型五階振型圖

3.4 頻率分析結(jié)果

1）主軸部件一階固有頻率值較大，說明該部件抗振性較好。

2）振型說明：在三維實(shí)體單元模型中，主軸部件一階振型為尾部Z向擺動(dòng)，二階振型為尾部Y向擺動(dòng)，三階振型為頭部Z向擺動(dòng)，四階振型為頭部Y向擺動(dòng)，五階振型為X軸向前后顫動(dòng)。

4 結(jié)論

在本文研究中，應(yīng)用ANSYS軟件系統(tǒng)建立了三維實(shí)體單元模型，計(jì)算了主軸部件端部變形、固有頻率，進(jìn)行了數(shù)控車床CK6136主軸部件靜、動(dòng)態(tài)分析，得出了主軸部件端部變形值和靜變形曲線、主軸部件前五階主振型和固有頻率。求得主軸前端靜剛度值為522 N/μm，原結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案能滿足設(shè)計(jì)要求。但是存在薄弱環(huán)節(jié)，即后支承軸承剛度偏小，其對主軸部件變形影響最大。提高后支承軸承剛度能夠顯著地降低主軸端部的靜變形值，為下一步改進(jìn)產(chǎn)品設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)。

[1]何邦貴, 楊朝麗. 滾動(dòng)軸承參數(shù)對主軸動(dòng)力特性影響的研究[J]. 昆明理工大學(xué)學(xué)報(bào), 1999.6, 24(3)： 59-63.

[2]戴曙. 機(jī)床滾動(dòng)軸承應(yīng)用手冊. 北京： 機(jī)械工業(yè)出版社,1993： 165.

[3]李洪. 實(shí)用機(jī)床設(shè)計(jì)手冊. 沈陽： 遼寧科學(xué)技術(shù)出版社,1999： 926-929.