滾齒機轉(zhuǎn)臺結(jié)構(gòu)分析及同步控制研究

齊重數(shù)控裝備股份有限公司 (黑龍江齊齊哈爾 161005) 孫永超 李金龍

本文研究內(nèi)容取源于對齊重數(shù)控YK311000L 數(shù)控滾齒機回轉(zhuǎn)滑座的研制，作為國家重點研制項目的部件，其設計精度和參數(shù)已經(jīng)達到或超過國際先進水平，研究意義重大。

刀架的數(shù)控轉(zhuǎn)臺是滾齒機工作時齒形展成運動的重要保障之一，其結(jié)構(gòu)和運動精度直接決定著齒形的加工質(zhì)量。介紹了本文研究對象YK311000L 數(shù)控滾齒機的轉(zhuǎn)臺結(jié)構(gòu)以及控制方式，分析其工作原理，根據(jù)數(shù)控轉(zhuǎn)臺的主要性能指標檢驗其是否滿足轉(zhuǎn)速、剛度和精度的要求，對其傳動部分關鍵部件進行了校核，同時對轉(zhuǎn)臺行了有限元建模并進行了靜力學分析。

1.方案實施

首先對滾齒機數(shù)控轉(zhuǎn)臺部分進行結(jié)構(gòu)分析，根據(jù)數(shù)控轉(zhuǎn)臺的主要性能指標檢驗其是否滿足轉(zhuǎn)速、剛度和精度的要求;同時對數(shù)控轉(zhuǎn)臺的傳動部分進行校核，包括電動機的校核和蝸輪蝸桿的校核;對于數(shù)控轉(zhuǎn)臺的關鍵部分，采用有限元分析軟件ANSYS 對工況下的轉(zhuǎn)臺結(jié)構(gòu)進行應力和變形分析，驗證所設計結(jié)構(gòu)的合理性和可行性。

2.研究對象布局

本文的主要研究對象是滑座回轉(zhuǎn)裝置?；惭b在立柱垂直導軌上，帶動動力頭架作Z 向運動?；O有數(shù)控動力頭架回轉(zhuǎn)裝置A 軸，由交流伺服電動機經(jīng)減速機、雙導程蝸輪蝸桿驅(qū)動回轉(zhuǎn)臺旋轉(zhuǎn)，回轉(zhuǎn)角度為正負30°，A 軸設有自動夾緊裝置，另設有不同動力頭架的快換接口。圓光柵閉環(huán)控制。

滑座應用滾滑復合導軌。導向?qū)к壘鶠闈L動，支撐面為減磨滑動導軌?；捎肔 形滾動壓板，在壓板上裝有液壓夾緊裝置。

3.同步轉(zhuǎn)臺的結(jié)構(gòu)分析

根據(jù)滾齒機的實際使用工況確定該滾齒機數(shù)控轉(zhuǎn)臺部分的結(jié)構(gòu)形式，然后根據(jù)數(shù)控轉(zhuǎn)臺的主要性能指標檢驗其是否滿足轉(zhuǎn)速、剛度和精度的要求;同時對數(shù)控轉(zhuǎn)臺的主傳動部分進行校核，包括電動機的校核和蝸輪蝸桿的校核;對于數(shù)控轉(zhuǎn)臺的關鍵部分，由于其結(jié)構(gòu)復雜，承載情況也比較復雜，不能運用現(xiàn)有理論公式進行計算，采用有限元分析軟件ANSYS 建立了轉(zhuǎn)臺的有限元模型，對相應工況下的轉(zhuǎn)臺結(jié)構(gòu)進行應力和變形分析，驗證所設計結(jié)構(gòu)的合理性和可行性。

數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺主要由蝸輪蝸桿、工作臺、主軸及其他附件組成，其工作原理如下:交流伺服電動機軸通過聯(lián)軸器與蝸桿軸相聯(lián)，蝸桿與工作臺地面把合的蝸輪齒圈嚙合，帶動工作臺旋轉(zhuǎn)運動，由數(shù)控指令和電動機的反饋共同完成工作臺的轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)向以及轉(zhuǎn)角控制。工件安裝在工作臺上，工作臺安裝在滑座上，通過滑座的運動可以實現(xiàn)工作臺的直線位移，從而可以對工件的徑向位置進行調(diào)整。

數(shù)控轉(zhuǎn)臺由雙電動機同步控制驅(qū)動，通過蝸輪蝸桿帶動轉(zhuǎn)臺進行分度。電動機的選型，蝸輪蝸桿的結(jié)構(gòu)形式以及轉(zhuǎn)臺的結(jié)構(gòu)形式對于整個數(shù)控轉(zhuǎn)臺的工作性能起著至關重要的作用。整個數(shù)控轉(zhuǎn)臺的剖面結(jié)構(gòu)圖如圖1 所示。

圖1 數(shù)控轉(zhuǎn)臺的剖面結(jié)構(gòu)

4.電動機的參數(shù)計算及校核

已知電動機的技術參數(shù)如下:選用進給電動機型號1FK7105-7AF71-1DG0，12 N·m，3000 r/min，電動機轉(zhuǎn)子慣量J=23 ×10-4kg·m2，減速機型號SP180S-MF2-50-0I0，速比i=50，減速機慣量J=8.16×10-4kg·m2，蝸桿φ100 mm ×805 mm，質(zhì)量32 kg，刀架質(zhì)量62000 kg。A 軸轉(zhuǎn)速0.37 r/min，電動機轉(zhuǎn)速0.37 ×88×50=1628 r/min。

(1)A 軸的電動機慣量計算，轉(zhuǎn)動物體折算到電動機軸的慣量

式中，M 為轉(zhuǎn)動物體總量，D 為轉(zhuǎn)動物體直徑，i 為降速比。

(2)最大切削負載轉(zhuǎn)矩，偏載力矩:M=2.88 ×104N·m

折算到電動機側(cè):M=6.5 N·m

(3)加速度性能檢驗，加速度性能檢驗原則為:快速空載啟動力矩M 應該小于電動機的最大轉(zhuǎn)矩。

快速空載啟動力矩

式中，Momax為空載時啟動折算到電動機軸的最大轉(zhuǎn)矩，Mf為折算到電動機軸的摩擦轉(zhuǎn)矩

所以，可以選用1FK7105-7AF71-1DG0，12 N·m，3000 r/min，3.14 kW 的交流伺服電動機。

5.蝸輪蝸桿校核

(1)蝸輪蝸桿接觸強度校核:按蝸輪齒面疲勞點蝕計算，接觸疲勞工作應力校核依據(jù)為

許用接觸應力校核依據(jù)為

式中，ZE為材料彈性系數(shù)，Zo為蝸桿傳動接觸系數(shù)，KA為使用系數(shù)，T2為蝸輪轉(zhuǎn)矩，a' 為嚙合中心距，σHlim蝸輪輪齒的接觸疲勞極限強度值，Zh為壽命系數(shù)，Zn為轉(zhuǎn)速對載荷循環(huán)次數(shù)的影響系數(shù)，n2為蝸輪轉(zhuǎn)速。

首先，計算接觸疲勞工作應力

經(jīng)計算可知，σHP＞σH，蝸輪蝸桿接觸強度可滿足使用要求。

(2)蝸輪輪齒的彎曲強度計算:蝸輪輪齒的彎曲強度校核依據(jù)為

式中，F(xiàn)t2為蝸輪圓周力，KA為使用系數(shù)，m 為蝸桿軸向模數(shù)，b2為蝸桿齒寬，UP為許用系數(shù)，Ulim為蝸桿彎曲計算時的極限系數(shù)，SFmin為彎曲計算時的最小安全系數(shù)，通常取1～1.7。

經(jīng)計算可知，蝸輪輪齒的彎曲強度可滿足使用要求。

6.數(shù)控轉(zhuǎn)臺的有限元分析

由于轉(zhuǎn)臺的結(jié)構(gòu)比較復雜，不能用常規(guī)公式進行計算，所以采用有限元軟件ANSYS 進行分析。ANSYS 軟件是融結(jié)構(gòu)、流體、電場、磁場、聲場分析于一體的大型通用有限元分析軟件，它能與多數(shù)CAD 軟件接口，實現(xiàn)數(shù)據(jù)的共享和交換，是現(xiàn)代產(chǎn)品設計中的高級CAE 工具之一。

采用186 單元進行分析，SOLID186 是高階的三維20 節(jié)點結(jié)構(gòu)實體單元。該單元具有二次位移，適于生成不規(guī)則的網(wǎng)格模型。本單元由20 個節(jié)點定義，每個節(jié)點有3 個自由度:節(jié)點坐標系的x、y、z 方向的平動。本單元具有有塑性、超彈性、蠕變、應力剛化、大變形和大應變等功能。單元的示意圖如圖2所示。

圖2 SOLID186 單元示意圖

轉(zhuǎn)臺的材料為HT250，其彈性模量E=1.38 ×1011N/m2，泊松比μ=0.156，密度ρ=7.28 ×103kg/m3。在ANSYS 中采用六面體網(wǎng)格劃分單元，網(wǎng)格劃分的質(zhì)量好壞對分析結(jié)果的準確性影響較大，一般來說，網(wǎng)格劃分越細，計算所得的數(shù)值越精確，但是同時要耗費更多的計算機機時。同時，劃分過細的網(wǎng)格也需要耗費更多的工時，所以需要在時間和精度之間尋求平衡，以求得達到要求的精度為佳。轉(zhuǎn)臺的有限元模型如圖3 所示。

圖3 轉(zhuǎn)臺的有限元模型

轉(zhuǎn)臺除承受自身重量和來自蝸輪蝸桿的驅(qū)動轉(zhuǎn)矩外，還受到由于刀架的重量和切削力引起的彎矩，在有限元模型的相應位置處施加約束和載荷，求解，得出轉(zhuǎn)臺的應力圖如圖4 所示，變形圖如圖5 所示。

圖4 轉(zhuǎn)臺的應力圖

圖5 轉(zhuǎn)臺的位移圖

可見，轉(zhuǎn)臺的最大受力處得應力約為6.82 ×106Pa，HT250 的強度極限為2.5 ×108Pa，HT250 為脆性材料，在取得較大安全系數(shù)后仍能滿足使用要求。