高速加工中心關(guān)鍵功能部件靜動態(tài)特性分析 - 圖文-

1、華中科技大學(xué)碩士學(xué)位論文高速加工中心關(guān)鍵功能部件靜動態(tài)特性分析姓名:梁雙翼申請學(xué)位級別:碩士專業(yè):機(jī)械電子工程指導(dǎo)教師:李曦20061025 善主軸的動平衡,減少振動和噪聲,是高速機(jī)床主軸單元的理想結(jié)構(gòu)。電主軸單元包括主軸、電機(jī)、軸承和殼體,典型的結(jié)構(gòu)和系統(tǒng)組成如圖1-1所示。 圖1-1電主軸典型的結(jié)構(gòu)和系統(tǒng)組成隨著生產(chǎn)技術(shù)和科學(xué)技術(shù)的飛速發(fā)展,機(jī)械設(shè)備尤其是機(jī)床也日益向高速、高效、高精的方向發(fā)展,因而對機(jī)床的加工性能提出了更高的要求。所謂機(jī)床的加工性能主要是指機(jī)床的加工精度、加工質(zhì)量和切削效率等方面的指標(biāo)【8】。這些加工性能要求與機(jī)床的動態(tài)特性有著十分密切的關(guān)系,改善機(jī)床動態(tài)特性,可以提高機(jī)

2、床的抗振性能、加工精度和效率,延長機(jī)床的使用壽命,增加可靠性和降低噪聲。因此,研究機(jī)床的動態(tài)性能尤為重要。然而多年以來,由于受到理論分析和實驗測試條件的限制,對機(jī)床的動態(tài)性能考慮較少。以往機(jī)床結(jié)構(gòu)設(shè)計主要采用經(jīng)驗與類比方法,依據(jù)靜剛度、靜強(qiáng)度來進(jìn)行,主要考慮機(jī)床結(jié)構(gòu)能保證刀具與工件問的相對運(yùn)動關(guān)系和滿足機(jī)床幾何精度要求即可。隨著時代的發(fā)展,對機(jī)床動態(tài)性能的要求不斷提高,在機(jī)床設(shè)計、制造中,也就必須考慮其動剛度、抗振性、運(yùn)行平穩(wěn)性及機(jī)械噪聲。廣大科研工作者對研究機(jī)床動態(tài)特性、切削穩(wěn)定性投入了大量工作。最初是通過對實物或模型進(jìn)行機(jī)床性能測試實驗,從中發(fā)現(xiàn)規(guī)律,分析影響動態(tài)性能原因,尋求解決方法,處

3、于一種探索機(jī)理,闡述現(xiàn)象的定性分析階段。在上世紀(jì)60年代,隨著振動實驗技術(shù)的發(fā)展,以雙通道跟蹤濾波技術(shù)為基礎(chǔ)的機(jī)械阻抗測試儀和以相關(guān)濾波技術(shù)為基礎(chǔ)的頻率特性分析儀的相繼問世,使機(jī)床結(jié)構(gòu)的頻率響應(yīng)函數(shù)測試成為可能;70年代發(fā)展起來的快速傅立葉變換技術(shù)和有限元分析技術(shù),以及80年代以來計算機(jī)技術(shù)的發(fā)展和普及,2 華中科技大學(xué)碩士學(xué)位論文3床身靜動態(tài)特性的有限元分析機(jī)床是工作母機(jī),其動態(tài)特性將直接影響加工精度和質(zhì)量。對于機(jī)床這種復(fù)雜而龐大的結(jié)構(gòu),其動態(tài)有限元分析將導(dǎo)致成千上萬個自由度的特征值問題,尤其拓展到在微機(jī)上進(jìn)行的高頻度分析計算,巨大的計算規(guī)模使計算機(jī)容量和計算時間難以承受IlTl。而在本文中

4、,對于數(shù)控機(jī)床的床身靜動態(tài)特性分析,為了有效縮小計算時間,提高計算效率,除了對機(jī)床床身進(jìn)行必要的簡化處理外,還采用了四個節(jié)點的單元計算來提高其求解效率。本文采用大型有限元分析軟件MSC.Patmn/Nastran對H50L龍門式高速加工中心床身的靜動態(tài)特性進(jìn)行了有限元分析。在三維CAD軟件中建好床身的三維模型,對局部結(jié)構(gòu)作適當(dāng)簡化,然后以STEP.x_t格式導(dǎo)入MSC.Patran中,如圖3一l。 圖3-t床身CAD模型19華中科技大學(xué)碩士學(xué)位論文(1對床身劃分網(wǎng)格,單元類型為Tet4,取單元邊長為100mm。(2定義單元材料屬性,具體參數(shù)如下:楊氏模量E=2x105Mpa,泊松比=O.3,密

5、度=7.8x103KgIm3.(3創(chuàng)建邊界約束條件并加載本文研究的加工中心底座是與地基固連的,因而將床身底座全部約束,約束后的模型如圖3.2。在主軸前端施加切削力只=2228N(計算詳見4.2.2。 圖3-2床身有限元模型將模型提交MSC.Nastmn進(jìn)行線性靜力分析,解算后得到床身的靜態(tài)變形和應(yīng)力如圖3-3、圖3-4所示。 圖3-3床身靜力分析位移圖 圖3_4床身靜力分析應(yīng)力圖由以上對該高速加工中心床身的靜力分析結(jié)果可知,在主軸下端處有最大靜變形為12.8It m,最大應(yīng)力同樣在主軸下端處,其值為O.547Mpa,最大靜變形和最大應(yīng)力均很小,對加工精度的影響不大。床身模態(tài)分析的有限元模型與靜

6、力分析相同,下面列出床身的約束模態(tài)固有頻率2I(如表3.1和前五階的模態(tài)振型(如圖3.5至圖39。表3-1機(jī)床床身前四階固有頻率和振型結(jié)果階數(shù)固有頻率/Hz振型描述 圖3-5床身約束模態(tài)第一階振型 圖3-6床身約束模態(tài)第二階振型 圖3-7床身約束模態(tài)第三階振型 圖3-8床身約束模態(tài)第四階振型華中科技大學(xué)碩士學(xué)位論文 圖39床身約束模態(tài)第五階振型由模態(tài)分析結(jié)果可知,機(jī)床的振動、變形主要在主軸、橫梁和立柱處,其中以主軸的振動、變形最明顯。但變形量均不大,對加工精度影響不大。機(jī)床第一階固有頻率略低。由于H50L高速加工中心的實際工作轉(zhuǎn)速為2010000r/min,因此上述頻率中的低階部分是機(jī)床系統(tǒng)最

7、有可能出現(xiàn)的,它們很可能引起機(jī)床共振,對這些頻率下的系統(tǒng)振動情況加以研究就顯得格外重要。本章采用有限元方法,運(yùn)用MSC.Patran/Nastran軟件,對H50L高速加工中心進(jìn)行了靜力分析和模態(tài)分析,得到其靜態(tài)變形、固有頻率和振型,對該高速加工中心床身的基本靜動態(tài)特性有了一定認(rèn)識。 選擇四面體單元let進(jìn)行網(wǎng)格劃分拇40l。四面體單元適用于實體網(wǎng)格的劃分,本設(shè)計采用4節(jié)點四面體單元,設(shè)定全局邊長尺寸為lOmm,劃分網(wǎng)格后的電主軸模型如圖4-3所示。網(wǎng)格劃分后要注意合并重節(jié)點。 4_3網(wǎng)格劃分后的有限元模型主軸兩端各單元材料屬性定義為materiall,主軸中問段各單元的材料屬性定義為mate

8、rial2,具體參數(shù)如表4-2所示.材料名稱彈性模量(Mpa泊松比密度(gg/ra3material22x105O.38.14×103如前所述,將前后各兩個角接觸球軸承的串聯(lián)組配簡化為前后各一個支承,支點 利用靜力平衡方程計算得E:旦;2650N 4lOE=2228N 進(jìn)行線性靜力分析,解算后得到電主軸的靜態(tài)變形和應(yīng)力云圖如圖4.5、圖4-6所示。圖4-5高速電主軸的靜態(tài)變形圖 圖4-6高速電主軸的靜力分析應(yīng)力圖3 表4-3主軸自由模態(tài)固有頻率及振型階次頻率(Hz最大振幅(ram振型 圖4_9電主軸第九階自由模態(tài)圖4-10電主軸第十階自由模態(tài)4312電主軸的約束模態(tài)分析對主軸進(jìn)行自由

9、模態(tài)分析時,沒有考慮軸承對主軸的約束,而實際上主軸是由軸承來約束的。根據(jù)實際結(jié)構(gòu)情況,軸承并非剛性的,而應(yīng)該考慮軸承的彈性影響。軸承的彈性將直接影響主軸的動態(tài)特性,最終影響加工中心的加工精度。如前所述,將軸承簡化為剛度為常量的彈簧,如前計算的單個前軸承的剛度為350N/l_t m,因前支承由兩個軸承組成,所以前支承處剛度為700N/pm。同理,單個前軸承的剛度為245N/ |I m,因此后支承處剛度為490N/m.假設(shè)每個彈性支承均由四個均布的彈簧組成H4l,如圖4-11。凰4-11彈性支承示意圖通過Grounded spfing定義彈簧單元,對彈簧施加邊界條件,根據(jù)電主軸的工作情況,電主軸上

10、前軸承處與彈簧相連接的4個節(jié)點(如圖4-10的TI、T2、T3、T4加上軸向約束,防止電主軸因溫度升高而變形,實現(xiàn)軸向移動,后軸承處不約束;彈簧另一端的4個節(jié)點(如圖4.10的T5、T6、T7、TS,前軸承和后軸承處均完全約束。加約束后的模型如圖4.12所示。 圖4-12彈簧約束模型經(jīng)MSC.PaU'an前置處理,MSC.Nas缸an求解后,取前八階振型如圖4-13至圖4-20,固有頻率及振型描述如表4_4. 圖4-13電主軸第一階約束模態(tài)圖4-14電主軸第二階約束模態(tài) 豳4_15電主軸第三階約束模態(tài)圖4-16電主軸第四階約束模態(tài) 圖4_17電主軸第五階約束模態(tài)圖4-18電主軸第六階約

11、束模態(tài) 圖4-19電主軸第七階約束模態(tài)圖4-電主軸第八階約束模態(tài)表4_4主軸約束模態(tài)固有頻率及振型描述階次頻率(Hz最大振幅(mm振型描述82349.0¨.2軸向拉伸由以上分析結(jié)果可知:(1第一階固有頻率為0,為剛體振動,可以忽略;(2第二階與第三階頻率值很接近,并且振型表現(xiàn)為正交,因此可將其視為重根;同理,第四階與第五階,第六階與第七階視為重根。軸的臨界轉(zhuǎn)速是指某些特定的轉(zhuǎn)速,當(dāng)軸在這些轉(zhuǎn)速或靠近這些轉(zhuǎn)速運(yùn)轉(zhuǎn)時,軸的撓度很大,軸將產(chǎn)生劇烈的振動,甚至?xí)斐奢S承或轉(zhuǎn)子的破壞. 這是必須避免的。因此,在進(jìn)行主軸的動態(tài)特性研究時,必須研究主軸的動力響應(yīng)。諧響應(yīng)分析用于分析持續(xù)的周期載荷在

12、結(jié)構(gòu)系統(tǒng)中產(chǎn)生的持續(xù)的周期響應(yīng)(諧響應(yīng),以及確定線性結(jié)構(gòu)承受隨時間按正弦規(guī)律變化的載荷穩(wěn)定響應(yīng)的一種技術(shù)。分析的目的是計算出結(jié)構(gòu)在激振力頻率下的響應(yīng)即響應(yīng)位移與響應(yīng)應(yīng)力,并得到系統(tǒng)的動力響應(yīng)與系統(tǒng)振動頻率的曲線,即幅頻曲線。諧響應(yīng)分析可以采用三種方法:Full(完全法、Reduced(縮減法、Mode Superposition(模態(tài)疊加法,本設(shè)計采用Mode Superposition(模態(tài)疊加法。諧響應(yīng)分析的主要步驟與前面的模態(tài)分析步驟相似,不過要先進(jìn)行模態(tài)分析,在此基礎(chǔ)上再進(jìn)行諧響應(yīng)分析。諧響應(yīng)分析必須指定某種形式的阻尼,否則在共振處的響應(yīng)將無限大。主軸承受隨時間按正弦規(guī)律變化的載荷是靜

13、態(tài)分析中計算得到的典型切削條件下的切削力。首先研究一階固有頻率759.05Hz附近的響應(yīng)特性,激振力的頻率范圍為500Hz-1000Hz,得到主軸前端的徑向響應(yīng)位移.頻率的曲線圖,如圖4-2l所示。 圖4-21主軸前端的徑向響應(yīng)位移一頻率曲線圖(500Hz一1000Hz由圖4-21可知,當(dāng)激振力的頻率在650Hz到?60Hz范圍內(nèi)時,主軸前端的徑向響應(yīng)位移急劇增加,主軸的動剛度顯著下降;激振力的頻率在小于650Hz時,主軸前端的徑向響應(yīng)位移急劇下降,主軸的動剛度回升;在大予760Hz后主軸前端的動態(tài)位移量很小,表明主軸具有很好的動剛度。由此可以進(jìn)一步確定共振發(fā)生在760Hz附近,即一階固有頻率附近。本設(shè)計研究的主軸最高工作轉(zhuǎn)速為10000r/min,也就是工作頻率最高在167Hz附近,因而能有效避開共振區(qū).我們還關(guān)心主軸在發(fā)生共振時,主軸上哪個部位振幅最大,因此,同樣取激振力頻率范圍為500Hz-1000Hz,選擇主軸前端、后端、軸承所在的四個位置及整個主軸的中部節(jié)點共7個節(jié)點位置,觀察其徑向響應(yīng)位移對頻率的曲線圖,如圖4-22所示,圖中UY2到UY8依次代表主軸的前端到后端的7個節(jié)點的徑向響應(yīng)位移。由