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CK61200車床的關鍵結構設計及其主軸有（yǒu）限（xiàn）元分析術

2016-10-28 來源：江蘇大學機械工程學院作者（zhě）：顧寄南，熊偉，陳功，劉家博（bó）

摘要：論（lùn）文先簡要介紹自行設計的CK61200係列(32t)重型數控車床的關鍵結構，包括雙刀架及其控製係統和主軸，然後（hòu）以該車床（chuáng）主軸為重點研究對（duì）象，在考慮加工工件自（zì）身重（chóng）力的工況下，基於有（yǒu）限元理論。運用ANSYS Workbench軟件對其進行靜態（tài）、模態分析。在產品設（shè）計階段，分析得出主軸的最大變形和（hé）最大應力，以（yǐ）此可以判斷剛度是否足夠；分析得出其固有頻率和振型，以此可以避開（kāi）共振區域。而（ér）上述求得的主（zhǔ）軸動靜態參數均在合理（lǐ）範（fàn）圍內（nèi），驗證了主軸設（shè）計的合理（lǐ）性，為後續進行（háng）機床的整機有限元分析及優化設計奠定基礎。

關鍵詞：CK61200車床；關鍵結構；有限（xiàn）元分析

0.引言

數控（kòng）機（jī）床的高速化（huà）和高精密化是其主要發展趨勢之一。而主軸係統是數控（kòng）機床的關鍵部件，其靜態（tài）、動（dòng）態性能的好壞直接（jiē）影響到機床的最終加工質（zhì）量和切削效率?。隨著機床（chuáng）加工速度和精度的不斷提（tí）高，對其（qí）主軸部件也（yě）提出了更高的設計和加工製造要求。因此（cǐ），國內外眾多研究機構和科研院所對主軸部件的動靜態（tài）特性展開了廣泛、深入的研究¨1。

現階段對機床主軸的結構（gòu）力（lì）學分析研究主要有以下兩點不足之處：①將主軸（zhóu）孤立的進行分析，很少考慮在加工（gōng）過程（chéng）中，加工工件自身的重力對主（zhǔ）軸（zhóu）的影響。這種分析方法隻適用於小型機床。但是對於本研究中的重型機床而言，由於加工工件（jiàn）本（běn）身的質量很大，對主軸性能的影響也非常大，故工件自身重力不能忽略（luè）p J。②多利（lì）用經驗公式對主軸進行計算，其結果精（jīng）度（dù）難以保證。而有限元法具有很多傳統（tǒng）方法無法比擬的優點，如精度高，適應性強以及（jí）計算格式規範等，尤其在分析（xī）大型複雜零部件時（shí），優勢（shì）更加明顯。利用有限元法可以進行靜力學分析和模態分析，如果能（néng）夠很好的簡化（huà）處理幾（jǐ）何模型，選擇合適的（de）單元類（lèi）型，以及控（kòng）製（zhì）好邊界條（tiáo）件，那（nà）麽計算效率及結果精度都會大大地提剮引。

1.機床的關鍵結構設計

圖1為自（zì）行設計的CK61200雙刀架臥式重型數控車床的結構簡圖，該車床的總質量約150t，其加工工件的最大質（zhì）量可達60t，最大加工工件長度為6m，按照係譜的規定（dìng），最大（dà）長度可增加到8m，10m，14m三（sān）種規格。主要用來對（duì）不同材料的大直徑軸類零件、盤狀和圓（yuán）筒形零件進行高速車外圓、切槽、切斷（duàn）、端麵（miàn）、鏜孔等半精加工（gōng）和精加工（gōng），也可用於大型軋輥類零件的高速（sù）加工。兩個數控刀架分（fèn）別安裝（zhuāng）在兩個滑（huá）板上，縱（zòng）向(z軸)滑板和（hé）橫向（xiàng）(x軸)滑板。在（zài）伺服電機的驅（qū）動下，橫向滑板分別由兩個滾珠絲（sī）杠帶動，縱向滑板（bǎn）則由齒輪齒條傳動。兩個刀架均為（wéi）四工位自（zì）動（dòng）回轉刀架，位於主軸（zhóu）的同一側，可同時進行2軸（zhóu）或4軸聯動加工。

與普通機床相（xiàng）比，雙刀架數控機床可多刀同時加工（gōng），能極大的提高工作效率，但是，目（mù）前雙刀架數控機（jī）床仍沒有得到廣泛的應用，其中一個主（zhǔ）要的原因（yīn）是傳統的雙刀架數控機床大多（duō）采用兩個獨立（lì）的控製係統”J，由於兩個刀架的數據（jù）和加工狀態相互獨立，不能及時交換，因而兩（liǎng）刀（dāo）不能進行（háng）相互協調，零件的加工精度很難（nán）得到保證，也容易引起加工故障。本機（jī）床采用（yòng）西門子840D雙通道、雙方式組控製係統，雙刀架係統連接簡圖如圖2所示。該係統配置了一個主軸模塊MSD和兩個雙軸驅動模塊FDD。每個刀架分別配置了一個手持單元，兩個伺服電（diàn）機，共用一個OP010、一個（gè）PCU20和一個操作麵板MCP。PLC為該係統自帶的$7-300。通道1(第一方（fāng）式組)包括：車床主軸（zhóu）SP、左刀架坐標軸Xl和Z1；通道2(第（dì）二方式組)包括：車床主軸sP、右刀架坐標（biāo）軸胞和z2。由於共用一個係統。上述問題得到了（le）很好的解決，兩個刀架可以相互協調加（jiā）工，極大的提高了加工的（de）效（xiào）率和精確性。另外，由於采用了統一的標準，使得編程和操作更為簡潔方便。此（cǐ）外，為了保證該雙刀架機床的安（ān）全可靠性（xìng），還設置了硬限位(數控機（jī）床的硬件限位)和軟限位(依據機床數據（jù）限定)雙重（chóng）安全保護（hù）措施舊1。

CK61200機床（chuáng）主軸係統的結構（gòu）如圖3所示。主（zhǔ）軸部（bù）件可實現分段無級變速，設計的轉速範圍：500—10000r／min。該機床主軸（zhóu）采用雙支撐結構，均采用NSK高精度陶瓷球軸（zhóu）承。主軸（zhóu）前支撐采用（yòng）雙圓柱滾子軸承來承受徑向力，可以提高機床主軸徑向剛度及主軸（zhóu）的回轉精度，同時還采用了背靠背安裝的角接觸球軸承來承受主軸的軸向力以及降低主（zhǔ）軸軸向竄動量，提高軸向剛度；後（hòu）支撐選用帶內錐孔的圓柱滾子軸承來（lái）承受主軸（zhóu）徑向力。

圖1 CK61200車床結構簡圖

圖（tú）2雙刀架係統連接簡圖

圖3主軸結構簡圖

2.主軸所受（shòu）載荷分析與（yǔ）計算

在加工過程中，主軸在低速傳動全功率的時（shí）候力學性（xìng）能最差，傳遞全功率的最低轉速稱為計算轉速_7l。為分析主軸的最大變形和應力，現計算在低速（sù）重載工況下的受力參數。電（diàn）動機通過一（yī）係列的齒輪傳動將動力（lì）傳到主軸，帶動其轉動。查閱相關技術資料後可知，CK61200機床計算轉速／7,。=150r／min電動（dòng）機功率P=80KW,工（gōng）作效率為0.8，由公式：

取d=200，得到轉矩T=5093．3N·m，求出（chū）主軸在齒輪處所受（shòu）到的圓周力F=15160N，徑向力F，=5518N。根據設計要（yào）求，強力切削時被（bèi）切削材料為45鋼，車刀進給速度K=240mm／min；背吃刀（dāo）量％=5mm；進給量．廠=1．6mm／r，在切削加工過程中，車（chē）刀所受的切削總力（lì），可以分解為三個互相（xiàng）垂直的分力：進（jìn）給力t，背（bèi）向力F，和主切（qiē）削力t。同時，主軸受（shòu）到車刀相應的反（fǎn）作用力。根據切削力的指數公式：

式中：C肌Cn、C凡取決於（yú）被加工材料和切削條件的有關係數；戈（gē）¨Y¨nt、戈-、YFf、np戈小（xiǎo）yf、凡（fán）f分別（bié）為0P六啡的指數（shù）；K，、KF、K，為受切削速度、刀具幾何參數、刀具磨（mó）損等因素影響的修正係數。以上係數均可通過查表得到，有上（shàng）述公式可計算（suàn）到：

3. 主軸有限元模型的（de）建立和邊界條件的設定

現（xiàn）以該（gāi）車床主軸為分析對象，采用三維實體造型軟件SolidWorks和有限元分析軟件ANSYS Workbench分別完成主軸有限元模型的建立和邊界條件的設定。先在SolidWorks中建立主軸的三維實體模型然後導入到ANSYS Workbench中，選用solid45單元類型，自由網格劃分完成對主軸三維（wéi）模型的網格（gé）劃分，如圖4所示。材料（liào）選擇45鋼（gāng），其材料屬性：彈性模量2．09E+11N／m2，泊鬆比0．269．密度7．89E+03kg／m3．網格劃分結束後，對主（zhǔ）軸施（shī）加約束以及載荷（hé）。

根（gēn）據（jù）工況，在前支撐的節點上施（shī）加圓柱麵約束限製菇，Y和z方向上的平移，在後支撐上（shàng）約束Y和z方向上的平移，由此位移約束施（shī）加完畢．齒輪和主軸連接傳動部分的節（jiē）點加載E和F，，主軸前端部（bù）施加切削力。根據機床設計參（cān）數，能加工（gōng）的工件最大質量為（wéi）60t，根據此工況，在主軸的右端中心部位加（jiā）載一個集中力，大小為最大工件重力的一半。這樣整（zhěng）個主軸的載（zǎi）荷（hé）設置結束。

圖4主軸有限（xiàn）元模型

4.主軸靜力學分析

主軸的靜力分（fèn）析主要包括（kuò）強度和剛度的計算。對主軸進行靜力學分析後，得到了其應力圖和變形圖。主軸的（de）應力雲圖如圖5所示，它反映了主軸上（shàng）各個單元（yuán）的受力情況‘81。從圖中可以看出，主軸上的最（zuì）大應力為9．8x106Pa，小（xiǎo）於材料（liào）45鋼的許用應。力（lì），最大應力出現在主（zhǔ）軸（zhóu）與軸肩端麵相交的截麵上，此處受力最大。主軸的變形圖如圖6所示，它反映了主軸受（shòu）力後的變形情況。從圖中可以看（kàn）出，最大變形量（liàng）為1．247×10～mm，最大變形處位於右端端（duān）麵處。

圖5主軸等效應力圖（tú）

根據（jù）上述（shù）分析得出的結果，主軸（zhóu）上受到的最大應力要小於45鋼材料的許用應力；主（zhǔ）軸的最大變形量（liàng）為1．247×10一mm，也小於機床設計手冊推薦的值，由此可以判斷機床主軸的強（qiáng）度和剛度是滿足工作要求的。

圖6主軸總變形圖

5.主軸模態分析（xī）

根據有限元理論，主軸的動力學方程如（rú）下：

(1)式中[M]、[K]、[c]分別為主軸質量，剛度，阻尼矩陣，{戈(t)}、b(t)}、{菇(t)}分（fèn）別為節點的（de）位移、速度和加速度（dù）矢量，{F(t)}為（wéi）節點所受合外力矢（shǐ）量。固有頻率隻（zhī）與係統本身的特性有關，模態分析即是求解振動係統的固有頻率和振型【9】，當彈性體的動力學基本方程中的合（hé）外力（lì）向量{F(t))=0時（shí），忽略阻尼便可得到係統的自由振動方程和位移方（fāng）程：

結構的振動可（kě）以視為各階振型的線性疊加，而低階振型比高階振型對結構的振動影響大，低階振型（xíng）對結構的動態特性（xìng）起決定作用，結構的振動特性分析通常取前（qián）5階¨1|，對主軸進行（háng）模態分析後，得到（dào）了其前4階模態分析結果，見圖7～圖10和表1。

圖7一階（jiē）振型

圖8二階振型

圖9三（sān）階振型

圖lO四階振型

表（biǎo）1主軸模（mó）態分析結果

當主軸以臨界轉速轉動時，軸（zhóu）的撓度將達到（dào）最大值，到達（dá）“I臨（lín）界（jiè）”狀態，主軸將產生強（qiáng）烈振動，導致軸的壽命下降，甚至破壞（huài）軸，根據模（mó）態分析（xī）得到的固有頻率由式(6)可以計（jì）算出主軸各階臨界轉速，見表2。

式中：n一（yī）臨界轉速(r／min)f--固有頻率(Hz)

表2主軸各階臨界轉速

主軸的（de）最高工作轉速為10000 r／min，遠（yuǎn）遠小於（yú）臨界轉速。因此該主軸設計合理，能有效（xiào）地避開共振（zhèn）區域，保證主（zhǔ）軸的加工精度（dù）。

6. 結論

雙刀架數控機床可多刀同（tóng）時加工，能（néng）極大的提高工作效率，本機床采（cǎi）用的西門子840D雙通道、雙（shuāng）方式組控（kòng）製係統，由於共用一個係統，很好地解決了兩個刀（dāo）架協調加工地難（nán）題（tí），極大的提高了加工（gōng）的效率和精確性，另外，由於采用了統一的標準，使得編（biān）程和操作更為（wéi）簡潔方便。此外，為了保證該雙刀架機（jī）床工作時的安全可靠性（xìng），還設置了硬限（xiàn）位和軟限位雙重安全保（bǎo）護措施。以車床主軸為重點研究（jiū）對象，利用ANSYS Work—bench有限元分析軟件建立（lì）了主（zhǔ）軸模型，對其進行了靜力分析和模態分析，在考慮工件（jiàn）重力的工況（kuàng）下，得到更精確的分析結果（guǒ）。驗證了主軸設計的合理性，在設計階段就對機床的（de）性能作（zuò）出預判，縮短產品的研發周期，提高效率，節省成本（běn），增加企業的市場競（jìng）爭力。同時該機整機有限元分析及優化設計（jì）奠定（dìng）了基礎。

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