高速加工中心關鍵功能部件靜動態(tài)特性分析 - 圖文-

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

2、床的抗振性能、加工精度和效率,延長機床的使用壽命,增加可靠性和降低噪聲。因此,研究機床的動態(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,對機床的動態(tài)性能考慮較少。以往機床結構設計主要采用經(jīng)驗與類比方法,依據(jù)靜剛度、靜強度來進行,主要考慮機床結構能保證刀具與工件問的相對運動關系和滿足機床幾何精度要求即可。隨著時代的發(fā)展,對機床動態(tài)性能的要求不斷提高,在機床設計、制造中,也就必須考慮其動剛度、抗振性、運行平穩(wěn)性及機械噪聲。廣大科研工作者對研究機床動態(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行機床性能測試實驗,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、于一種探索機理,闡述現(xiàn)象的定性分析階段。在上世紀60年代,隨著振動實驗技術的發(fā)展,以雙通道跟蹤濾波技術為基礎的機械阻抗測試儀和以相關濾波技術為基礎的頻率特性分析儀的相繼問世,使機床結構的頻率響應函數(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和有限元分析技術,以及80年代以來計算機技術的發(fā)展和普及,2 華中科技大學碩士學位論文3床身靜動態(tài)特性的有限元分析機床是工作母機,其動態(tài)特性將直接影響加工精度和質量。對于機床這種復雜而龐大的結構,其動態(tài)有限元分析將導致成千上萬個自由度的特征值問題,尤其拓展到在微機上進行的高頻度分析計算,巨大的計算規(guī)模使計算機容量和計算時間難以承受IlTl。而在本文中

4、,對于數(shù)控機床的床身靜動態(tài)特性分析,為了有效縮小計算時間,提高計算效率,除了對機床床身進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,對局部結構作適當簡化,然后以STEP.x_t格式導入MSC.Patran中,如圖3一l。 圖3-t床身CAD模型19華中科技大學碩士學位論文(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進行線性靜力分析,解算后得到床身的靜態(tài)變形和應力如圖3-3、圖3-4所示。 圖3-3床身靜力分析位移圖 圖3_4床身靜力分析應力圖由以上對該高速加工中心床身的靜力分析結果可知,在主軸下端處有最大靜變形為12.8It m,最大應力同樣在主軸下端處,其值為O.547Mpa,最大靜變形和最大應力均很小,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機床床身前四階固有頻率和振型結果階數(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碩士學位論文 圖39床身約束模態(tài)第五階振型由模態(tài)分析結果可知,機床的振動、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速為2010000r/min,因此上述頻率中的低階部分是機床系統(tǒng)最

7、有可能出現(xiàn)的,它們很可能引起機床共振,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,運用MSC.Patran/Nastran軟件,對H50L高速加工中心進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)特性有了一定認識。 選擇四面體單元let進行網(wǎng)格劃分拇40l。四面體單元適用于實體網(wǎng)格的劃分,本設計采用4節(jié)點四面體單元,設定全局邊長尺寸為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 進行線性靜力分析,解算后得到電主軸的靜態(tài)變形和應力云圖如圖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)實際結構情況,軸承并非剛性的,而應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.假設每個彈性支承均由四個均布的彈簧組成H4l,如圖4-11?；?-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。軸的臨界轉速是指某些特定的轉速,當軸在這些轉速或靠近這些轉速運轉時,軸的撓度很大,軸將產(chǎn)生劇烈的振動,甚至會造成軸承或轉子的破壞. 這是必須避免的。因此,在進行主軸的動態(tài)特性研究時,必須研究主軸的動力響應。諧響應分析用于分析持續(xù)的周期載荷在

12、結構系統(tǒng)中產(chǎn)生的持續(xù)的周期響應(諧響應,以及確定線性結構承受隨時間按正弦規(guī)律變化的載荷穩(wěn)定響應的一種技術。分析的目的是計算出結構在激振力頻率下的響應即響應位移與響應應力,并得到系統(tǒng)的動力響應與系統(tǒng)振動頻率的曲線,即幅頻曲線。諧響應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,本設計采用Mode Superposition(模態(tài)疊加法。諧響應分析的主要步驟與前面的模態(tài)分析步驟相似,不過要先進行模態(tài)分析,在此基礎上再進行諧響應分析。諧響應分析必須指定某種形式的阻尼,否則在共振處的響應將無限大。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附近的響應特性,激振力的頻率范圍為500Hz-1000Hz,得到主軸前端的徑向響應位移.頻率的曲線圖,如圖4-2l所示。 圖4-21主軸前端的徑向響應位移一頻率曲線圖(500Hz一1000Hz由圖4-21可知,當激振力的頻率在650Hz到?60Hz范圍內時,主軸前端的徑向響應位移急劇增加,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。由此可以進一步確定共振發(fā)生在760Hz附近,即一階固有頻率附近。本設計研究的主軸最高工作轉速為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)點的徑向響應位移。由