基於ANSYS Workbench的立式車（chē）床回（huí）轉工作台結構優化設計*-螺紋加工機床（chuáng）網-數控機床市（shì）場網

您現在的位置：螺紋加工機床網> 技術前沿>基於ANSYS Workbench的立式車床回轉工作台結構優化（huà）設計*

基於ANSYS Workbench的立式車床回轉工作台結構優化設計*

2016-9-12 來源：西（xī）安理（lǐ）工大學機械與精密儀器工程學院作者：魏鋒濤宋俐代（dài）媛

摘要：基（jī）於ANSYS Wor蚰帥ch平台，以（yǐ）某數控立式車床（chuáng）回轉工作台為研究對象。利用拓撲優化和尺寸（cùn）優化（huà）設計方（fāng）法，對其進行了以減輕質量和提高結構剛度為目標的結（jié）構優化設計研究。分（fèn）析結果表明（míng）：與原設（shè）計方案相比較，優化改進後（hòu）的回轉工作台質（zhì）量減少了24．97％，最大變形量減小了39．8％。而且一階固有頻率也由3"．9 Hz提高到474．9 Hz。

關鍵詞：回轉工作台；ANSYS Workbench；拓撲（pū）優化；尺寸優化

目前，在國內外機（jī）床結構設計中，依然在廣泛采用傳統設計（jì）方法如經（jīng）驗、類比（bǐ）及（jí）簡單的有限元分析等方法，這些方法通過（guò）與同類結構進行定性的分析和比較，然後（hòu）取較大的安全係數來保證（zhèng）結構的（de）可靠（kào）性。雖然設計過程中也采取了一般的計算與試驗，但結構尺寸和（hé）重量還是會增大，材料的潛能不能很好發揮（huī），這也使機床總（zǒng）體結（jié）構（gòu）較為笨重，不僅使性能難以提高，同時也增加了製造成本[1-2]。

回（huí）轉工作台是數控立式車（chē）床的重要組成部（bù）分之一，工作台帶動工件旋轉（zhuǎn）構成（chéng）了數控立式（shì）車床的主運動，它用以裝夾並支撐（chēng）工件，且其靜動態特（tè）性直接影響（xiǎng）機床的加工精（jīng）度及加工效率。在機床工作台設計中，人們總是希（xī）望在滿（mǎn）足（zú）強度和剛度的條件下盡可能地減輕（qīng）工作台的質量。因此，對工（gōng）作台進行靜、動態特性分析及（jí）結構優化就顯得尤為（wéi）重要。本文以某數控立式車床回轉工作台為研究對象，以減輕質量和提高結構剛度為目的，結合拓撲（pū）優化以及尺寸優化設計方法，利用ANSYs Workbench平台對其進行結構優化設計。

1、回轉工作台結構特性分析

1．1回轉工作台結構

數控立式車床回轉工作台的主要功能是實（shí）現（xiàn）工件（jiàn）的裝夾和支撐，並通過繞主軸的旋轉構成機床的主運（yùn）動。常規回轉工作（zuò）台結（jié）構如圖1所示。回轉工作（zuò）台底部是導軌支撐麵（miàn）；考慮到工件的安裝及固定，工作台表麵設計成若幹個T形（xíng）槽，以方便安裝工裝夾具（jù），並設計中（zhōng）心孔，與主軸（zhóu）連接配合，以實現回轉運動；為了增加工作台（tái）的支承剛度，在它的內部設計筋板結構。根據數控立式車床（chuáng）整機設計要求，回轉工作台部件主要技術參（cān）數如表1所示。

圖l常規回轉工作台結構

表1立式車床回轉工作台主要技術參數

1．2 回轉工作台有限元分析

1．2．1 回轉工作台（tái）靜力學分析[3-5]。

(1)創建有（yǒu）限元模型

根據設計要求，選擇回轉工作台的材料為H他00，添加材料信息時，取彈性模量為1．1×105 MPa，泊鬆比為0．25，密度為7 200 kg／m3。建立回轉工作台三（sān）維模型並進行網格劃分（fèn）．其網格劃分效果圖如圖2所示。

圖2回轉工作台網格劃分效果圖

(2)添加約束和載荷並求解

立式車床回轉工作台主要實現工件的支撐以及帶動工件旋轉運動，因此（cǐ）其承（chéng）受（shòu）的主要（yào）載荷有回轉工作台自重、工件重量、切削扭（niǔ）矩以及驅（qū）動扭矩。在主軸回轉中心孔施加圓柱約束，由於回轉（zhuǎn）工作台工（gōng）作中可以做旋轉運（yùn）動（dòng），故圓柱約束的切向方向自由度（dù）不限（xiàn）製。在靜壓（yā）導（dǎo）軌麵施（shī）加無摩擦約束，用以限製回轉工作台的軸向移（yí）動，模擬（nǐ）靜壓導軌對回轉工作台的支撐。將上述（shù）有（yǒu）限（xiàn）元模型提交運算求解，其靜力學分析結（jié）果如圖3所示。

1．2．2回轉工作台模態分析（xī）

在ANSYS workbench中直接利用靜力（lì）學分析中的有限元網格模型，對原型回轉工作台進行模態分析。提取原型回轉工作台的前六階模態，其模態振型如圖（tú）4所示，並提取回轉工作（zuò）台前六階頻率如表2所示。

表（biǎo）2 回轉工作台前六階頻率

通過以上靜力學（xué）及模態（tài）分析，獲得了原型回轉工作台的最大變形、振型以（yǐ）及各階頻（pín）率值，可以確定該回轉工作（zuò）台的靜力學和模態分（fèn）析結果均滿足設計要求，說明其本（běn）身設計是（shì）合理的。但由圖3可看出（chū），變形和應力雲圖中轉台的小變形區和小（xiǎo）應力區過多，變形和應力較大的（de）區域少，且最大應力（lì）值遠小於原材料的屈服（fú）強度。又由（yóu）圖4可看出，回（huí）轉工作台固有頻（pín）率和引起機床共振的頻率相差很多，可知該回轉工作台原結構設計過於保守造成材料浪費，其結構（gòu）有待進一步改進，故可利用拓撲優化和尺寸優化設計方法，對其（qí）進行（háng）以提高結構剛度、減輕質量為目標的結構優化設計。

2、回轉工作台拓撲優化設計

拓撲優化的思想是將尋求結構（gòu）的最優拓撲問題轉化為在（zài）給定的設計區（qū）域內尋求材料（liào）的最優分布（bù）問題，即可（kě）以通過優化材料分布，體現結（jié）構的載荷傳遞路徑。因此，結合常規型回轉工作台結構，通過（guò）拓撲優化依據（jù）力學（xué）準則（zé）提取體現回轉工作台載荷（hé）傳遞路徑的“支撐骨架”結構，在不改變工作台外形結構及尺寸的前提下，對其內部的加強筋板進行拓撲優化，確定其數量及最佳位置，達到優（yōu）化回轉工作台的結構形式，達到提（tí）高（gāo）轉台（tái）支（zhī）撐剛度並減輕其質量的目的[6-9]。

2．1拓撲（pū）優化模（mó）型（xíng）前處理

(1)三維模型的建立

建立（lì）回轉工作（zuò）台進行（háng）拓撲優（yōu）化設計所需的（de）三維模型，首先（xiān）需要根據設計要（yào）求，得出設計最大包絡空（kōng）間，其次設定設計（jì）區（qū）域（yù）與非設計區域，最後對三維（wéi）模型進行網格劃分。由於回轉工作台（tái）為旋轉體（tǐ），故選取（qǔ）一（yī）個（gè）扇形區域進行（háng）優化設計，這樣不但可以正（zhèng）常得到概念模型，還可以大（dà）大節省時間。回轉工作台初始設計區域模型如圖5所示（shì）。設定好設計區域（yù）和非（fēi）設計區（qū）域後。在ANSYs中對回轉工作台進行網（wǎng）格劃分。

圖5回轉工作台初始設計區域（yù）模型圖

(2)回轉工作台載荷與邊界條件的確定

拓撲優化中載荷的傳遞路（lù）徑取決於載荷、約束的類型以及材料去除體積百分比（bǐ），與載荷的大小並無直接關係。為更好地（dì）得（dé）到“支撐（chēng）骨（gǔ）架”結構，需對載荷進行（háng）簡化。在拓撲優化時對（duì）回（huí）轉工作台台麵施加軸向載荷，這（zhè）也是回轉工作台（tái）所承受最主要的載荷，並對整（zhěng）個體添加（jiā）重力加速的載荷。同時（shí），在靜壓導軌麵限製z軸移動，主軸部分限製除繞z軸回轉的其他五個自由度。

2．2 回轉工作台拓（tuò）撲優化及結果分析（xī）

基於ANsYS Workbench平台，采用密度拓撲優化方法，以應變能最小為目標，以體積分（fèn）數、位移為響應建立結構拓撲優化模型，運用該模型完成回轉工作台的拓撲優化設（shè）計。故將上麵完成的前處理模（mó）型在（zài）To一pological Opt中（zhōng）進行運算，提交（jiāo）計算後顯示可去除材料分布雲圖，如圖6所示。

圖6可去除材料（liào）應力分布雲圖（tú）

結（jié）合常規回轉工作台結構及拓（tuò）撲優化結果，對回轉工作台結構形態進行修改，最終改進後的拓撲優化型回轉工作台結構如圖7所示。

圖7拓撲優化型回轉工作台結構

為了驗證拓撲優化的效果（guǒ），對拓撲優化型回轉工作台進行靜力分析和模態分析，其靜力（lì）學分析變形雲圖如（rú）圖（tú）8所示，並從質量、變形和前六階頻（pín）率（lǜ）值三方麵對原型、拓撲優化型回轉工作台進行對比，其結果對比如表3和表4所示。

圖8拓（tuò）撲優化型回轉工（gōng）作台變形雲圖

表3拓（tuò）撲優化型回轉工作台性能分析對比表

表4拓撲優化型回轉工作台前六階頻率對比表

由表3和（hé）表4可知，回轉工作台經拓撲優化後，與原型回轉工作台相比，其質量減少（shǎo）了22．33％，最大變形量也減小了32．71％，基頻也提高了16．3％。因此，經過拓（tuò）撲優（yōu）化確（què）定了回轉工作台合理的結構形（xíng）態分布，並達（dá）到了提高結構支撐剛度（dù）、減小結構質量的目（mù）的。

3、回（huí）轉工作台尺寸優化設計

通過拓撲優化設計的回轉工作台還屬於（yú）較為概念化模型，需通過尺寸優（yōu）化確定合理的實際結構尺寸。本節在ANsYS workbench目標驅動優化模塊中（zhōng）進行基於多目標遺傳算法的回轉工作台尺寸優化設計㈨01。

3．1 回轉工作台尺寸優化設（shè）計數學模型

(1)選擇設計（jì）變量

在（zài）拓撲優化（huà）型回（huí）轉工作台的基礎上，不改變其結（jié）構形態，建立參數（shù）化模型，進行尺寸優化設計。由於回轉工作台的質量主要分布在下半部分桁架結構的支撐肋板上，並且回轉工作台的支撐剛度也主要由這（zhè）些支撐肋板決定，同（tóng）時（shí）為了簡化參（cān）數化建模過程，故選取支撐架結（jié）構中（zhōng）支撐肋板的（de）7個參數做為尺寸優化參數，即設計變量，其中參數的選取（qǔ）如圖（tú）9所示。

圖9回轉工作台參數（shù）分布圖

因此，尺寸優化設計變量（liàng）選擇為：

x=[xl，x2，x3，x4，x5，x6，x7】T=【Pl，P2，P3，P4，P5，P6，P7】T式中：P1、P7分別（bié）為內圈肋板（bǎn）的厚度和寬度（dù）；P，、P6分別為中間肋板（bǎn）的（de）厚度和（hé）寬度（dù）；P3、P4分別為外圈肋板底板的（de）厚度（dù）和寬度；P2為外圈肋板與工作台麵的夾角。P1、P3、P7的單位為mm，P2的單位為（wéi）(。)。

(2)確定約束條（tiáo）件

根據回轉工作台設計要求，給出相應的約束條件：

式中：Li和ui分別是設計（jì）變量xi的下限和上限，下限L設（shè）定為（wéi）[8，38，10，14，lo，20，30]T，上限u設定為[10，50，20，18，14，35，50]T。其中設計變量的初始尺寸值：Xo=【8，40，15，16，12，30，40】T。

(3)建立目（mù）標函數

回轉工作台尺寸優化設計（jì）的目的是進一步減小回轉工作（zuò）台質量，同時使其最大變形極小化（huà），故（gù）兩個目標（biāo）函數分（fèn）別定義為：

式中（zhōng）：M(Xi)表示回轉工作台的（de）質量（liàng）；Defmax(Xi)表示回（huí）轉工作台（tái）的最大變形量。

(4)數學模型

綜上所述，回轉工作台（tái）尺寸優化設計的數學模型為：

3．2 回轉工作台尺寸優（yōu）化結果分析

(1)Pareto前沿

提交多目標遺傳算法尺（chǐ）寸優化設置並計算，可得到一組Pareto最優解集。同時得到轉（zhuǎn）台質量Mass和最大變形量T0tal一Def的權衡(Tradeoff)圖，如圖10所示。由圖（tú）10可看（kàn）出，獲得的Pareto前沿已經非常清晰。每一個離散點都代表其中的一個設計點對應的兩（liǎng）個目標函數（shù）值，由（yóu）於目標函數都是取最小值，因（yīn）此，Pa．reto前沿都集中靠近在兩個坐標軸的附近。

圖10質量和最大變形量的Pareto Front

圖11優化候選解（jiě）

2)回轉工作台尺（chǐ）寸優（yōu）化結果

尺（chǐ）寸優化（huà）分析計算之（zhī）後，在Pareto最優前沿中選取3個候選設計點(candidate points)，如圖11所示。結合尺寸優化計算結果，從回轉工作台的結構、最大變（biàn）形量及質量3個方麵考（kǎo）慮，在保證回轉工作台達（dá）到使（shǐ）用要求的前提下，確定候選設計點A為最優方案計點，並將參數（shù）圓整，整理後的回轉工作台尺寸（cùn）優化前後的參數見表5。

表5回轉工作台尺（chǐ）寸優化前後參數對比（bǐ）表

(3)尺寸優化（huà）型與原型及拓撲型回轉工作（zuò）台特性對比分析

為了（le）驗證尺寸優化效果，根據表5中優（yōu）化（huà）後的尺寸參數修改回轉工作台三維模型，對其進行靜力學和模態分析，其靜力學（xué）分析變形雲圖（tú）如圖12所示，並從質量、變形（xíng）和前（qián）六階頻率值三方麵對原型、拓撲優化型及尺寸優化型回轉（zhuǎn）工作台進行對比（bǐ），其對比結果如表6和表7所示。

表6尺寸（cùn）優化型回轉（zhuǎn）工作台性能分析對比（bǐ）表

表7尺寸優化型回轉工作台（tái）的（de）前六階固有頻率對比表

單位（wèi）：Hz

圖12尺寸（cùn）優化型回轉工作台變形雲圖

由表6和表7可知，回轉工作台（tái）經過尺寸優化後，與原（yuán）型回轉工作台相比，其質（zhì）量減（jiǎn）少了（le）24．97％，最大變形量也（yě）減（jiǎn）小了（le）39．8％，一階固有頻（pín）率也提高了18．75％；與（yǔ）拓撲型回轉工作台相比，其質量減少了3．4％，最大變形量也減小了10．49％，一階固有頻（pín）率也提（tí）高（gāo）了2．1％；因此，通過回轉工作台尺寸（cùn）優化設計，在減輕結構質量的同時，也達到了提高回轉工作台支撐剛度的目的。

4、結語（yǔ）

本文（wén）在數（shù）控立式車床回轉工作台部件常規設計的基礎上，以減輕結構（gòu）質量、提高結構剛度為目標，進行了拓撲優化（huà）和尺寸（cùn）優化設計以及靜動態特性分析，確定了回（huí）轉工作台合理的結構形（xíng）態布局以及關鍵尺（chǐ）寸。由優化結果分析（xī）可知（zhī），通過對回轉工作台優（yōu）化改進，原工作台質量由90．9 kg減小到68．2 kg，減輕了（le）22．7kg；最（zuì）大變形量由2．69×10～mm減小到1．62鬥m；一階固有頻率也由399．9 Hz提高到474．9 Hz；達到了減小結構質量、提高結（jié）構支撐剛度的綜合優化效果，也為其他機床工作台（tái）結構設計提供了有益參考。

投稿箱：
如（rú）果您有機床行業、企（qǐ）業相關新聞稿件發表，或進行資訊合作，歡迎聯係本網編輯部，郵箱：skjcsc@vip.sina.com

更多相關信息（xī）

名（míng）企推薦

業界視點

| 更多

行業（yè）數據（jù）

| 更多

博文選（xuǎn）萃

| 更（gèng）多