陳怡霖， 任靖日， 李應(yīng)錫

( 1.延邊大學(xué)工學(xué)院 機械設(shè)計與制造系, 吉林 延吉 133002； 2.韓國忠清北道忠北大學(xué) 機械工程系, 忠清北道 清州 361763 )

基于Workbench的龍門五軸聯(lián)動機床多種位姿下的靜動態(tài)分析

陳怡霖1,2， 任靖日1*， 李應(yīng)錫2

( 1.延邊大學(xué)工學(xué)院 機械設(shè)計與制造系, 吉林 延吉 133002； 2.韓國忠清北道忠北大學(xué) 機械工程系, 忠清北道 清州 361763 )

針對龍門機床運行過程中在外載荷影響下因剛度不足而產(chǎn)生的震顫問題，利用Solidworks建立虛擬樣機，導(dǎo)入Workbench， 并按照實際工況施加預(yù)應(yīng)力對模型進行了結(jié)構(gòu)靜力、自由模態(tài)和預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析.結(jié)果表明，外載荷使機床的固有頻率明顯減小，振型變大，因此在實際工作中不可忽視外載荷對機床振動的影響.

龍門五軸聯(lián)動機床; 位姿; Workbench; 靜力分析; 預(yù)應(yīng)力模態(tài)分析

數(shù)控機床的整機性能決定著機械產(chǎn)品的幾何精度和表面加工質(zhì)量，而機床的整機加工性能與其動態(tài)性能(振動、噪聲、穩(wěn)定性等)密切相關(guān).針對機床震顫導(dǎo)致精度不足的問題，文獻[1]通過模態(tài)分析驗證了龍門起重機是否滿足剛度設(shè)計的基本要求及安全性;文獻[2]采用有限元分析工具分析了高速數(shù)控龍門銑床靜、動力條件下的結(jié)構(gòu)性能與力學(xué)行為,并研究了激振力頻率對加工精度的影響,以及慣性沖擊力引起的機床瞬態(tài)振動;文獻[3]運用有限元分析軟件對龍門機床的動態(tài)特性進行了分析，并提出該方法可應(yīng)用于機床結(jié)構(gòu)的性能預(yù)測；文獻[4]利用Workbench對外圓磨床床身進行有限元分析,實現(xiàn)了磨床床身的重量設(shè)計.以上文獻對于機床振動的研究大多數(shù)是從結(jié)構(gòu)靜力著手進行剛度分析，對動態(tài)特性僅做了自由模態(tài)分析.本文除了考慮機床本身的剛度影響之外，還針對預(yù)應(yīng)力進行分析，研究切削力、啟動及停止時慣性沖擊力所引起的機床振動，以探析機床運行中存在的震顫問題.

1 振動分析理論

模態(tài)分析是對一個系統(tǒng)進行其動力學(xué)特征分析的過程，其目的就是計算出模態(tài)參數(shù)，為結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的振動特性分析、振動故障診斷和預(yù)報以及結(jié)構(gòu)動力特性的優(yōu)化設(shè)計等提供依據(jù).

2 高速龍門五軸并聯(lián)機床的模態(tài)分析

龍門機床是一種工作臺固定，滑座、滑枕可移動的定工作臺五軸式加工中心，如圖1所示，該加工中心門寬為4 310 mm，XYZ方向的工作行程為30 000 mm×3 000 mm×1 500 mm.本文重點對龍門機床整機進行動靜態(tài)特性分析，機床工作時承受的載荷主要有自重和切削力，以及啟動和停止時伺服電機的動力.

圖1 龍門加工中心示意圖

2.1 有限元模型建立、材料屬性設(shè)置及網(wǎng)格劃分

利用Solidworks軟件建立龍門五軸機床模型，并導(dǎo)入有限元分析軟件Workbench，然后依據(jù)等效剛度替換理論對龍門加工機床進行處理和簡化.

圖2 龍門機床模型

接下來定義材料屬性和接觸類型.將機床主要部件材料按照實際情況設(shè)置為HT200，彈性模量為1.36×105MPa，泊松比為0.25，密度為7 750 kg/m3.零部件的接觸定義主要通過面約束來實現(xiàn)，考慮到機床的結(jié)構(gòu)特點及分析的可靠性，選用Bonded和No Separation兩種約束.為了提高計算精度，在需要建立位移協(xié)調(diào)關(guān)系的導(dǎo)軌接觸部分(軌道、左右軸、滑板、滑枕)均用六面體方式進行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格粗細選為-30，單元尺寸為100 mm.對轉(zhuǎn)頭和spindle也用六面體進行網(wǎng)格劃分，單元尺寸為50 mm.最終網(wǎng)格劃分節(jié)點數(shù)為416 598，單元數(shù)為95 741.由此得到可滿足分析精度要求的有限元模型，如圖3所示.

圖3 有限元劃分模型

2.2 無預(yù)載荷下的模態(tài)仿真

為了對比機床施加載荷前后的機械特性，需要用無預(yù)加載荷時的機床特性作為參考.利用Workbench中的Model模塊求解前六階自由模態(tài)，結(jié)果如圖4所示.

2.3 預(yù)載荷下的模態(tài)仿真

預(yù)載荷模態(tài)分析是將結(jié)構(gòu)靜力分析和模態(tài)分析連接使用，將結(jié)構(gòu)靜力分析的邊界條件作為模態(tài)分析的初始條件，加載示意圖如圖5所示.滑枕位于橫梁中間時加載條件：左側(cè)主軸X向600 mm/s2加速度推力97 620 N，滑枕Y向推力6 850 N和切削回轉(zhuǎn)力矩130 Nm；滑枕位于橫梁右端時加載條件：左側(cè)主軸X向600 mm/s2加速度推力97 620 N，切削回轉(zhuǎn)力矩130 Nm.機構(gòu)靜力學(xué)仿真如圖6所示，預(yù)載荷模態(tài)仿真如圖7所示.

(a) 滑枕位于中間位姿時的自由模態(tài)仿真

(b) 滑枕位于右端位姿時的自由模態(tài)仿真圖4 自由模態(tài)仿真

圖5 機床加載示意圖

圖6 機床靜力學(xué)仿真

3 仿真結(jié)果分析

3.1 靜力結(jié)構(gòu)仿真結(jié)果分析

靜力結(jié)構(gòu)仿真結(jié)果如圖6所示：滑枕在中間與右端位姿所受的最大壓強分別為4.941 5 MPa和4.434 1 MPa，其位置分別在橫梁與滑枕連接部位、橫梁與從動軸的連接部位.高速龍門機床機身承受壓力及振動的主要部件所使用的材料均為HT200(灰鑄鐵)，雖然該材料抗拉強度和塑性較低，但強度、耐磨性、耐熱性和減振性較好，可承受較大應(yīng)力(彎曲應(yīng)力<29.40 MPa)，部件摩擦面間的單位面積壓力>0.49 MPa(大于10 t在磨損下工作的大型鑄件壓力>1.47 MPa).由于兩位姿下的最大應(yīng)力遠小于許用應(yīng)力，所以機床的整體結(jié)構(gòu)能夠滿足工作需求.圖6中最大變形分別出現(xiàn)在橫梁中間部位和滑板上端部位，顯示出各零件的變形疊加情況，其變形量分別是0.133 8 mm和0.130 61 mm.

3.2 模態(tài)仿真結(jié)果分析

模態(tài)仿真結(jié)果如圖4和圖7所示，結(jié)合表1和表2可得出以下結(jié)果：

1) 同一位姿下，在持重范圍內(nèi)對機床施加預(yù)載荷后，機床的固有頻率和振型有明顯變化，這說明外加載荷能夠減小機械自身的固有頻率，在實際工作中不可忽略.

2) 在持重范圍內(nèi)，不同位姿下的機床的固有頻率不同，并且隨著階數(shù)的升高機床的振型也發(fā)生明顯的變化，這說明機床作為裝配體，當(dāng)滑板在橫梁上移動時，由于重力的作用點不同以及外載荷大小和方向不同，造成橫梁的彎曲程度不同，使橫向移動的直線度與相對于工作臺面的平行度隨橫滑板行程的變化而變化，所以對機床的固有頻率和振型產(chǎn)生了影響.

3) 通過對各階振型的分析可知，大部分振型反映了橫梁筋板的彎曲扭轉(zhuǎn)及其組合變形，其次是滑板的組合變形，因此就整機而言橫梁和滑板的剛性最低.

本文是對現(xiàn)有的機床進行研究分析，把外部環(huán)境及機床本身構(gòu)造作為不可改變的因素，因此只有通過附加諧振系統(tǒng)抵消原振動，即在大型龍門機床上安裝減振器或類似結(jié)構(gòu)來抵消本身的振動才能達到減振的目的.

(a) 滑枕位于中間位姿時的預(yù)載荷模態(tài)分析

(b) 滑枕位于右端位姿時的預(yù)載荷模態(tài)分析

無預(yù)加載荷有預(yù)加載荷模態(tài)階數(shù)固有頻率/Hz振型模態(tài)階數(shù)固有頻率/Hz振型123．57機床左右軸出現(xiàn)左右擺動120．45機床左右軸出現(xiàn)左右擺動233．08機床橫梁出現(xiàn)前后擺動230．56機床橫梁出現(xiàn)前后擺動350．61機床橫梁以及左右軸繞滑枕扭轉(zhuǎn)346．85左右軸中間彎曲，橫梁向上拱起457．86左右軸中間彎曲，橫梁向上拱起451．78機床橫梁以及左右軸繞滑枕扭轉(zhuǎn)569．59滑板前后上下震蕩拉長556．58滑板前后震蕩679．96橫梁和滑板向前傾斜668．35滑板左右震蕩

表2 滑枕位于右端位姿時自由模態(tài)與預(yù)載荷模態(tài)分析數(shù)據(jù)

[1] 孫彥鋒.基于ANSYS龍門起重機結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的模態(tài)分析[J].機電技術(shù),2011(3):151-153.

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Static and dynamic analysis of high speed five-axis gantry machine with a variety of poses based on Workbench

CHEN Yilin1,2, REN Jingri1*, LEE EungSuk2

( 1.DepartmentofMechanicalEngineering,CollegeofEngineering,YanbianUniversity,Yanji133002,China; 2.DepartmentofMechanicalEngineering,ChungbukNationalUniversity，Chungbuk361763，Korea)

Gantry machine produces vibration because of the insufficient stiffness and the impact of external load during the process of operation. We use Solidworks to establish virtual prototype, imports to Workbench and prestresses the five-axis machine tool according to actual condition. Then by doing static structure analysis, free modal and prestress modal analysis, External load significantly makes the natural frequency decrease and largens the mode shape. Therefore, the impact of external load on machine's vibration cannot be underestimated in the actual work.

five-axis gantry machine; extreme position; Workbench; static analysis; preload model analysis

2014-10-11

1004-4353(2015)01-0053-04

TH692.9

A

*通信作者： 任靖日(1960—)，男，博士，教授，研究方向為機械摩擦學(xué)與表面工程學(xué).