摘 要（yào）: 為了提高葉（yè）輪的（de）加工精度，對某單位研製的中小葉輪專用加工中心（xīn）的搖籃式擺台結構的靜、動態性能進行了分析，對其結構進行了改進。模態及靜力分析表明，其變形量明顯改善。
 
        關 鍵 詞: 葉輪; 加工中心; 搖籃式擺台; 靜、動態分析
 
        0 引言
 
        絕大部分航空零件依賴數（shù）控加工（gōng）完成，高難度、高質量的零件加工需求一直（zhí）是數控技術和新型數控機床發展（zhǎn）的主要原動力［1］。葉輪（lún）作為航空發動機的核心零件，屬於高度複雜（zá）和精密的熱力機械，其對製造裝備的要求更（gèng）加嚴格（gé）。相比而言，我國高端數控設備製造技術還相對（duì）落後，因此 2009 年我國正式啟動了“高檔數控機（jī）床（chuáng）與基礎製（zhì）造裝備”重（chóng）大專項。本（běn）文在某單位自主研發的葉輪專用加工中心設計的基礎之上，重點對擺轉台結構的油缸杆推力進（jìn）行分析，通過動態特性及靜力分析（xī）對（duì）結構進（jìn）行了評價和優化（huà），對比結果證明改進優（yōu）化在一定程度上（shàng）提高了零件的製造（zào）精度（dù），對未來機床結構尤其是類似擺轉台結構的設計提供一定的參考。
 
        1、 葉輪專用加工中心
 
        1. 1 葉輪加工特點
 
        發動機葉輪具有結構緊湊、體積小、重量輕、強度高等優點，但由於其由多個薄的自由曲麵形狀的葉片構成，結構較為複雜，且常選用鈦合金（jīn）等難加工的材料進行製造，導致切（qiē）割力有很（hěn）大的不同［2］。因此，實際加（jiā）工中易使加工曲麵變（biàn）形，產生刀具粘連、工（gōng）件損壞等不良結果，影（yǐng）響加工精（jīng）度（dù）和質量［3］。本文所分析 的 加 工 中 心 生 產 的 葉 輪 其 結 構 如 圖 1所示。
  
       
                         圖 1 葉輪
 
        1. 2 葉輪加工中（zhōng）心結構
 
        發動機葉（yè）輪具（jù）有非（fēi）常低的加工表麵粗糙度和間隙要求［4］。五軸聯動加工中心在一次裝夾（jiá）時可加工 5 個麵，適用於模具、殼體、箱體、葉輪、葉片等複雜零件的加工［5］。但複雜幾何形狀的多（duō）軸銑削加工中出現表（biǎo）麵粗糙度大的風險（xiǎn）很高。因此，為保證其較高的製造要求，葉（yè）輪加（jiā）工設（shè）備需滿足更高的剛度、精度（dù）以及（jí）穩定性要求。五（wǔ）軸聯動加工中心有（yǒu）立、臥 2 個主軸。臥式加工時立式主軸退回; 立式（shì）加工時臥式主軸退回，立式主軸前移。工作台可以上下、左右（yòu）移動和在 2 個坐標方向轉動，刀庫為多盤式結構，位於（yú）立柱的側麵。這（zhè）種機床針對特定的（de）加工對象。某單位自（zì）主研（yán）製了一台發動機葉輪（lún）的（de）專用加工中心，其整（zhěng）體結構如圖（tú） 2 所示（shì）。加工（gōng）中心能夠（gòu）實現X、Y、Z 軸移動以及繞 A、B 軸轉動，且 X、Y、Z 滑座均為“框中框”結構，穩定性較好，其中擺轉（zhuǎn）台結構由中間搖籃部分及左右箱（xiāng）體組成，關於工（gōng）作（zuò）台中心左右對稱，2 根油缸杆與搖籃底部嵌套（tào），對搖籃提供一定的推（tuī）力（lì）支持，保證（zhèng）其（qí）加工中的（de）穩定性。
  
  

       
             圖（tú） 2 中小葉輪專用加工（gōng）中心結構圖
 
        2 、擺轉台油缸杆推力計算
  
        實際加工中，搖籃的擺動實現了工件繞 A 軸的運動，其擺動（dòng）角度通過（guò）左右兩（liǎng）側的電機（jī）進（jìn）行控製。由於搖籃中間位置縱向尺寸較（jiào）大，運動過程中易產生較大的變形。因此，考慮在設計中添加油缸杆結構，為擺轉台提供一定的支持力，增強其穩定性。根據（jù）葉輪加工工藝要求，擺（bǎi）轉台常用工況（kuàng）為搖籃處於（yú） 0°、45°、90°及 105°位置。不同的工況下，搖籃的受力情況（kuàng）有所不同，因此，需針對不同工況（kuàng）位置（zhì）下（xià）的油缸杆推力進行計算。
 
       2. 1 0°工況油缸杆推力的確定
  
      
 

      
                  圖3 擺轉台搖籃 0°工況（kuàng）時的受力示意圖
 
       每根油缸杆設（shè）計（jì）的最大推力值為 6 300 N，因此，搖籃位於（yú） 0°工況時，每根油缸杆提供的推力為（wéi）油缸杆（gǎn）最大推力的百分比（bǐ）為
  
      
  
       2. 2 45°、90°、105°工況油缸杆推力的確定擺轉台搖籃在 45°、90°、105°位置時的受力（lì）情況( 俯視圖) 如圖 4 所示，其中 A 軸為搖籃（lán）的轉動中心; dFy 為油缸杆推（tuī）力作用點到 A 軸的距離; dGy 為（wéi）搖籃重心到 A 軸的距離; F1y 、F2y 分別為左右油缸杆作用於搖籃的（de）推力在 Y 方向( 豎（shù）直方向) 的分力，且 F1y = F2y 。
  
  

      
            圖 4 擺轉台 45°、90°、105°工況受力示意圖
 
 
      根據力（lì）矩平衡方程，對 A 軸取矩，有
  
     
  
      當搖籃位於 45°、90°、105°位置時，油缸杆的力為一空間量，可分解為沿 Y 軸方向的力 Fy，以及沿Z 軸方向的力 Fz ( Y、Z 軸（zhóu）方向與機床的運動（dòng）坐標係相同) 。設搖籃位於（yú） 45°、90°、105°位置時油缸杆推力分別為 F45 、F90 、F105，Y 方向( 豎直方向) 的分力分別為 Fy－45 、Fy－90 、Fy－105，Z 方向的分（fèn）力（lì）分別為Fy－45 、Fy－90 、Fy－105 。油缸杆推力的（de）分解情況如圖5 所示。其中搖籃上（shàng）油（yóu）缸杆支（zhī）撐點（diǎn）到搖籃回轉中心的距離 AC = R = 270 mm; 油缸杆最底端到搖籃回轉中心軸的（de）距離 AB = 1 120 mm。
  
    

        
          圖5 油缸 45°、95°、105°工（gōng）況下，油缸杆推力分解示意圖

       結合搖籃杆推力分解示意圖及三角形幾何關係（xì），計算可得，搖（yáo）籃位於（yú）各工況時，每根油缸杆的推
力為油缸杆最大推力的百分比如（rú）下:
  
      
  
       3 、擺轉台模態及靜力分析
   
       3. 1 模型簡化與（yǔ）處理
   
      首（shǒu）先使用三維軟件進行模型簡化，例如刪除小孔、倒角（jiǎo）和圓（yuán）角等特征，對小曲率、小錐度的直線和平麵進行（háng）處理; 將（jiāng）螺栓及軸承（chéng）簡化為彈簧 － 阻尼結構。根據張學良［6］建立的數學模型計（jì）算彈簧剛度:kn1 = 1. 762 × 109 N/m; kτ1 = 2. 692 × 108 N/m ; A 軸上的（de） 2 個軸承型號為 YRT180，軸向剛度 Kn2 = 2. 6× 109 N/m，徑（jìng）向剛度 Kr2 = 3. 0 × 109 N/m，B 軸上的（de）軸承型號為 YRT260，軸向剛度 Kn3 = 3. 5 × 109N/m，徑向剛度 Kr3 = 4. 5 × 109 N/m。
 
      3. 2 動態特性分析及靜力（lì）分析結果
   
     各工（gōng）況下的一階模態固有頻率、振型描（miáo）述以及靜力分析結果中的工作台最大變形量、變形位（wèi）置如表 1 所示（shì）。
     
                             表（biǎo） 1 模（mó）態及（jí）靜力分（fèn）析結果

      3. 3 結構改進
   
     由表 1 可知，搖籃（lán）工作台麵的變形量較大，不能（néng）滿足設計要求，而搖籃擺轉台間的螺栓連接牢固，能承（chéng）受較大的力，因（yīn）此考慮變形主要由油缸杆（gǎn）推力的Z 向分力引起。優化改進（jìn）方案，考慮去除油缸（gāng）杆結構，並進行模態和靜力分（fèn）析驗證。去除油（yóu）缸杆後擺轉台的模態及靜力分析結果如表 2 所示。

                   表 2 去除油缸杆後模態及靜力分析結果
     
  
       3. 4 結構改進結果（guǒ）分析（xī）
 
      對比（bǐ）表 1、表（biǎo） 2 可知，去除了油缸（gāng）杆結構後，搖籃位於 45°、90°、105°工況（kuàng）時，工作台表麵變形量以及一階固有（yǒu）頻率均有（yǒu）所降低。
 
      其中，45°工況時工作台表麵變形量的降低率為

     
  
       工作台表麵的變形優（yōu）化效果明顯，這對於提高精密葉輪（lún）的加工精（jīng）度至關重要。
 
       此外，針對各工況下擺（bǎi）轉台的一階固有頻率（lǜ）降（jiàng）低的問題，對整機進行了分析( 分析時的模型: Y 軸滑（huá）座位於最高極限位置，Z 軸滑座位（wèi）於最前端極限（xiàn）位置) 以衡量其對擺（bǎi）轉台穩定性的影響。整機動態特（tè）性分析結果: 一（yī）階固有頻率 47. 585 Hz，擺轉台結構未（wèi）出現任（rèn）何變（biàn）形。由於實際加工中 Y 軸、Z 軸滑座未達到極限位置，整機的固有頻率一定（dìng）會略高於47. 585 Hz，但與去除油缸杆結構後擺轉台在（zài） 45°、90°、105°工況時分析獲得（dé）的一階固有相比仍相（xiàng）差較大。因此，擺轉台的（de）優化能夠滿足要求。
 
      綜上所述，去除油缸杆結（jié）構的（de）擺轉台各工況下的一階固有頻率雖有所降低，但對擺轉台的穩定性影響較小。且相比而言，變形量（liàng）的改善效果非（fēi）常明顯，能夠在很大程（chéng）度上提高葉輪的加工質量與精度。因此，去除油缸杆結構對於改善機床的加工性能是合理的。
 
      4 、結束語
 
      葉輪屬於“高、精、尖”產品，對機床（chuáng）的加工性能要求較高，如何提高其製造精度一直是機械（xiè）製造業（yè）的難題。本文以某單位研製的中小葉輪專用加工中心為例，對其自主研發（fā）的擺轉台（tái）結構中油缸（gāng）杆的推力值進行（háng）了確（què）定（dìng），通過（guò）模態及靜力分析對其（qí）結構進行了優化（huà），通過（guò）對比分析（xī）顯示去除油缸杆支撐後，擺轉台的變形（xíng）量明顯減少，更有利於葉輪的加工，並由（yóu）此（cǐ）驗證了優化的（de）合理性（xìng）。同時，也說明了看似有（yǒu）利於加工的結構設計未必能滿足設計需求，本文分析對今後的設計優化提供了一（yī）定的參考。