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萬能(néng)外圓磨床砂輪架(jià)的設計(jì)及分析
2015-9-9  來(lái)源(yuán): 上海機床廠有限公司  作者:汪 燕

 

      摘 要 以萬能外(wài)圓(yuán)磨床(chuáng)為研(yán)究對象,設(shè)計一(yī)種適用於大規格砂輪磨削工件的砂輪架結構,包括內圓磨(mó)具支架。運用有限元模型和ABAQUS 有(yǒu)限元分析軟件對砂(shā)輪架進(jìn)行靜力學分析與模態分(fèn)析,確定(dìng)砂輪架結構的可(kě)靠性;為保證砂輪架主軸(zhóu)中心與內圓磨具中心(xīn)的等高,對內圓磨具支架的設計進行了(le)改進,並結合(hé)理論(lùn)計算方法對其進行強度驗(yàn)證。仿真結果改(gǎi)進後的結(jié)構是安全的,並把改進後的砂(shā)輪架結構應用於產品中,實踐證明是可行(háng)的。


      砂輪架是磨床的一(yī)個關鍵部件,而萬(wàn)能外圓磨床的(de)砂輪架又(yòu)比普通(tōng)外圓磨床的(de)砂輪(lún)架結構複雜,其特征包括兩個方麵:一是上體(tǐ)殼可繞定位柱旋轉一定角度,考(kǎo)慮到結構和行程問題,砂輪規格一般選擇小於500 mm;二是(shì)配有內圓(yuán)磨具裝置,一般固定在砂輪(lún)架體殼頂麵,並繞(rào)固定(dìng)軸(zhóu)可上下翻轉。為滿足市場需求(qiú),以某型萬能外圓磨床為研究對象(xiàng),設計一套砂輪規格為750 mm 的砂輪架結構(gòu),為保證內圓磨具中(zhōng)心與砂輪架主軸中心等高,對內圓磨具(jù)支架進行了改進。


      ABAQUS 有限元軟件適合於分析(xī)模擬龐(páng)大複雜的結構力學及固體力學模型(xíng),處理高度非線性問題 。砂輪架結構(gòu)複(fù)雜,為提高工作效率,縮短工作周期,利用ABAQUS 建立砂輪架的有限元模型,對砂輪架殼體(tǐ)進行應力變(biàn)形分析和模態(tài)分析。


      1 、砂輪架結構設計


     1.1 殼體(tǐ)設計
 

      砂輪架中的主要零(líng)件包(bāo)括殼體、主軸係統、皮帶輪等,砂輪主軸(zhóu)係統的結構直接影響工(gōng)件(jiàn)的(de)加工質量,具有較高的回轉精(jīng)度、剛(gāng)度、抗振性及耐(nài)磨性 。它是(shì)砂輪架部件中的關鍵結構,主要借用成(chéng)熟結構,滿足於安裝規格大小為750 mm 的砂輪。


      砂輪架(jià)殼體是砂輪(lún)架的基(jī)礎零件,砂輪主軸係統裝配於其中,按(àn)照砂輪架的使用性能要求以及其工作(zuò)條件,殼體結構應滿足大的剛性,足夠的強(qiáng)度、抗振能力、精(jīng)度穩定、易加工等 。考慮安裝大規(guī)格砂輪主軸(zhóu)係統及內圓磨具支架問題,需(xū)對體殼進行改進(jìn)設計。在已有殼體的基礎上加大長度和寬度,並增加(jiā)兩塊筋板以提(tí)高剛度和強度,同時重新布置殼體內部的(de)腔體,體殼長1 095 mm,寬660 mm,高375 mm。運用三維軟件SolidWorks 建立砂輪架(jià)三維模型。


      1.2 載荷分析


     為了獲得殼體的力學邊(biān)界條件,首先對其進行載荷分析。施加在殼體(tǐ)的載荷主要分為三部分。(1)體殼上驅動主軸旋轉的電機質量及其帶(dài)輪的張緊(jǐn)力引起的載荷。電機及墊板質量Gmotor1=176 Kg,帶(dài)輪張緊力引起的等效載荷T,如圖1 所示,設定皮帶(dài)輪預緊力T1=20 Kg,T=2T1=40 Kg。

     

                                 圖1 皮帶輪張緊力分布圖


     (2)體殼頂部的內圓磨具質量及其彎矩引起的載荷。內圓(yuán)磨具及支架質量為G2=160 Kg,內圓磨具質(zhì)心偏心引起的附加彎矩(jǔ)M=156.96 N·m。
     (3)主軸係(xì)統產生(shēng)的(de)載荷。主軸(zhóu)上軸向載(zǎi)荷較(jiào)小,可忽略不計,可將主軸處簡化為一簡(jiǎn)支梁係統如圖2 所示。圖中,F 為砂輪徑(jìng)向進給力,設定為(wéi)50 Kg;G1 為砂輪及其附屬(shǔ)件質量,約為150 kg;G2 為主軸皮帶輪及其附屬件質量,約為33 kg;Tx 向(xiàng)張緊力分力為378N;Ty 向(xiàng)張緊力分力為102 N。根據力學(xué)公式1 計算,可得出滾動軸承1、2 處的支反力:F1x=-525.5 N,F1y=1776.2 N,F2x=-352.6 N,F2y=-82.9N。

 

      
  
                                圖2 主軸係統—簡支梁圖(tú)


      1.3 參數設置(zhì)


     殼(ké)體材(cái)料(liào)為(wéi)HT250, 其力學性能參數:彈(dàn)性模(mó)量E=138 GPa,泊鬆比μ=0.156,抗剪模量(liàng)W=59.8GPa,抗壓強度σb=250 MPa。為減少有限元計算步驟,模型(xíng)需要簡化,在不改變模型(xíng)基本(běn)特征的基(jī)礎上,如簡化倒角、凸台、小孔、螺紋孔,對小斜麵的平麵化等,以方便後續網格的劃分,如圖3 所示。

 

      
  
                          圖3 簡化三維模型

 


      2、 ABAQUS 有(yǒu)限(xiàn)元分析


      2.1 網格劃(huá)分


      將SolidWorks 模型轉成IGS 格式導入ABAQUS 中,對(duì)砂輪架殼(ké)體受力的關鍵部位進行網格細化,劃分時,采用四麵體實體(tǐ)單元—Tet4 進行單元劃(huá)分,Approximate globalsize 設置為20 mm,即可以劃分出(chū)滿(mǎn)足有限元分析(xī)要求的網格。砂輪架體殼的有限元模型共有23 383 個節點,103 147 個四麵體(tǐ)單元(yuán),網格模型如圖4 所示。

 

       
  
                       圖4 網格劃分模型


      2.2 邊界條件(jiàn)的定(dìng)義


      1)位移邊界條件
 
     如圖5(a)所(suǒ)示,底部(bù)回(huí)轉定位孔限製x,z 兩個方向位移及轉(zhuǎn)動;螺釘安裝孔限製x,y,z 三個方向位移及x,z 方向轉動;滑(huá)槽及底座限製y 向位(wèi)移及x,z 方向轉(zhuǎn)動(dòng)。
 
      2)力邊界條件
 
     根據前述(shù)1.2 章節載荷分析,在各點處施加載(zǎi)荷。對於集中力及彎矩的施加,利用Intercation 模塊中Constrain 命令定義coupling 約束,以定義載荷施加點與作用麵之間關係,如圖5(b)所示;另考慮到集中載荷直接加載到作用麵上(shàng)會造成應力集中(zhōng),這樣做也可以有效避免這種情況。

  

     


                                圖5 邊界條件的定義


      2.3 靜力學分析結果

  
      通(tōng)過建立三維模型、劃分(fèn)網格、賦(fù)予截麵材料、施加靜(jìng)載荷和邊界條件、執行分析作業等有限元分析步驟,在後處理模塊中(zhōng)可以觀察(chá)到殼體的應力雲(yún)圖。根據圖6(a)、6(b)可知,殼體底部螺栓連接處所受應力較大,最大Mises 應力約為16 MPa,遠小於HT250 材料的許用應力250 MPa,故該殼體滿足強度(dù)要求。位移(yí)雲圖見圖6(c)、6(d),顯示最大位移(yí)發生在主(zhǔ)軸靠近砂(shā)輪處,約為1~2 μm。這說明在磨削(xuē)工(gōng)件時,殼體(tǐ)形(xíng)變小,可實現較高的裝配精度(dù)(如主軸工作(zuò)時與軸承之間保(bǎo)持(chí)在8~10 μm間隙),有利於高精度加工。

  

     


                                      圖6 殼體應力與位移圖(tú)


      2.4 模態分析


      在工程(chéng)應用中,一般低階模態對結構振動係統影響較大,所以對砂輪架殼(ké)體的模態分析隻需求解出前4 階的固有頻率即可。通過分析軟件分析可得前四階固有頻率、振型如圖7(a)、(b)、(c)、(d)所示。結果顯示(shì):該殼體的各階固有頻率(lǜ)至少在400 Hz以上,而該磨(mó)床砂輪驅動電機額定轉速為1 500 r/min,砂輪轉速為886 r/min,頭架主軸轉速為15~250 r/min,磨床各振源的(de)頻率遠小於400 Hz,因機構固有頻率大於幹擾頻(pín)率的1.414 倍時,不會發生共振[4]。所以不會(huì)產生共(gòng)振。

     

      

      

                                 圖7 固有頻(pín)率與振型圖

 


      3 、內圓磨具(jù)支架強度驗證


      3.1 結構設計(jì)


      內圓磨具支架成(chéng)水平放置如圖8。為保證內圓磨具中心(xīn)與砂輪架中心等(děng)高,內圓磨具中心(xīn)與支撐架中心之間的垂直距(jù)離加(jiā)大到436 mm,並對磨架(jià)體頂部相對水平方向(xiàng)傾斜10°的角度。當需要使用時(shí),拉出拔(bá)銷,磨架(jià)即翻下,銷子1 上(shàng)的凸輪也隨之繞軸轉一(yī)角度(dù),使銷子2 右移,行程開關被接通並發訊號,電磁鐵鎖緊砂輪架快速進退(tuì)手柄。當工(gōng)作完畢,內圓磨架上翻至一定高度時,拔(bá)銷受彈簧的作用會自動插入,其伸出的凸緣卡住銷子頂部,磨具支架便得到(dào)固定。此時,銷子在彈簧作用下左移,行程開關複位,如圖8 所示。

 

       
  
                            圖8 內圓磨(mó)具支架結構圖


      3.2 參數設置


      內(nèi)圓磨(mó)具支架體質量m1=57 kg;支點到磨架(jià)體心的垂直距離l1=203 mm; 內圓模具質量m2=50 kg;支點到內圓磨磨具質心的垂直距離l2=436 mm;電機質量m3=24 kg;支點到(dào)電(diàn)機(jī)質心(xīn)的垂直距離l3=180 mm;支點到撐杆質心的垂直距離l=64.5 mm;其(qí)餘零件的力矩影響不大,故質量忽略不(bú)計。撐杆和拉銷(xiāo)的材料皆為45 鋼,其許用壓(yā)應力(lì):

  
     

       


        4 、結語


      應用SolidWorks 軟(ruǎn)件建立砂輪架整個裝配模型,采用(yòng)ABAQUS 有限元分析軟件對砂輪架殼體進行(háng)應力分析與模態分析,並應用理論(lùn)計算方法對內(nèi)圓磨具支架進行強度驗證。結果表明(míng):砂(shā)輪架殼體(tǐ)和內圓磨具支架設(shè)計是合理的。並且(qiě)砂輪架已在成熟產(chǎn)品上應用,工件加工精度(dù)都滿足用(yòng)戶的(de)要求,故結構設計合理、可靠。

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