高速立式加工中心主轴箱结构设计及分析文怀兴1,陆 君1,吕玉清2(1.陕西科技大学机电工程学院,陕西西安 710021)(2.宁夏中卫大河机床有限责任公司,宁夏中卫 755000)摘要:以高速立式加工中心主轴箱为研究对象,为满足高速加工中心整体性能的需要,利用Pro/E 软件,建立了4种主轴箱结构的三维模型,分别进行了主轴箱的力学分析和静、热刚度计算,并对4种方案中最优的设计方案进行了合理的结构优化。
分析结果表明,箱体内筋板是影响主轴箱整体刚度的重要因素,并通过优化设计改进了筋板结构布局,提高了箱体刚度。
关键词:主轴箱;Pro/E;静刚度;热刚度中图分类号:TH122A 文献标识码:A 文章编号:1672-1616(2010)19-0037-04 高速加工具有生产率高、切削力小、工件热变形小、加工精度和表面质量高等4大优点,因此获得了许多工业部门的青睐。
加工中心的高速化,使得最初配备的主轴箱等关键部件的刚度和精度要求难以满足,因此必须加强对机床重要部件自身刚度、强度、抗振性的分析来提高机床整体性能,使高速加工技术得到更快的发展[1]。
与国外技术相比,国产数控机床还有一段差距,需要进一步提高进给速度、位置精度以及重复定位精度等性能指标。
要提高这些参数必须拥有一套与之相应的有限元模拟仿真和完整的静、动态性能分析方法及优化方案。
作为机床主轴系统的重要部件主轴箱体,对其进行结构设计、布局以及静力学动力学分析,是迎合高速加工中心发展的必要条件。
因此,如何根据制造工艺技术及组配件的要求,在设计上灵活应用并有所创新,以更好地适应高速加工中心的需要,是摆在机床设计人员面前的一个新课题。
高档数控机床的发展将在机床制造业的市场竞争中带来显著的经济效益与社会效益。
本文对主轴箱的研究是为机床厂提供合理的方案选择,对性能最佳的方案进行结构最优化设计,为整体动态性能分析奠定基础,实现从机床的前期设计阶段到生产阶段的转变,达到国内先进水平。
1 主轴箱的结构设计及分析1.1 主轴箱三维建模主轴箱结构设计采用了以往的设计经验,在结构上采用不同的筋板支撑来提高主轴箱自身刚度,例如:连续加强筋可明显提高扭转刚度,不连续的边缘加强筋对扭转刚度的影响不大,同时边缘加强筋有助于减少缺口部位的应力集中缺陷,对于提高这些部位的刚度是有效的,只有当它有利于形成封闭的切应力流的隔板时,才能对整个结构刚度的提高起到有益作用[2]。
在分析了影响刚度的因素后,对主轴箱进行结构设计。
主要设计了4种模型,如图1所示。
图1 三维模型设计收稿日期:2010-05-06基金项目:“高档数控机床与基础制造装备”科技重大专项基金资助项目(2009ZX04001-014)作者简介:文怀兴(1957-),男,陕西武功人,陕西科技大学教授,博士,主要研究方向为机械设计制造及自动化。
模型1:主轴箱底部与伸出部分采用三角形筋连接,可以保证足够的强度,尤其是矩形截面连接处,同时可减少金属材料。
模型2:与模型1相比主轴箱底部与伸出部分的连接采用倾斜面自由过渡,内部筋板采用直角相交,质量增加不大的情况下能够提高刚度。
模型3:内部筋板采用品字网状结构,构成连续加强筋,有助于提高扭转刚度。
模型4:在模型3的基础上改变了筋间距并增加了一些孔。
按上述模型分别对其进行结构静力分析,用实体单元模拟几何模型,初步计算模型的径向与轴向刚度值。
通过分析比较,确定出相对最优方案,以此来进行优化研究,改进初步设计。
1.2 参数选择主轴箱材料为铸铁TH250,其材料特性参数见表1。
单元选择Solid95实体单元,主轴箱模型形状复杂,采用智能划分网格。
表1 材料的相关参数泊松比μ弹性模量E/Pa密度ρ/(kg·m-3)比热C/(J·(kg·℃)-1)热胀系数α/℃-1热导率λ/(W·(m·℃)-1)0.271.3×1011734052010.5×10-6501.3 有限元约束边界条件主轴箱通过滑块与Z轴向导轨连接悬挂在立柱上,丝杠提供主轴箱体在Y轴方向的运动和锁紧,所以丝杠装配孔的边界条件简化为Y轴方向的固定约束。
轴承与主轴箱体之间的装配关系是过盈配合。
在加工状态下,力通过刀具传递给主轴,再由主轴传递给主轴箱中的轴承孔,在周期性载荷下主轴箱产生加工误差。
由于刀具的加工力是一个交变力,而本文只作静力分析,因此就不再讨论处于加工状态下的主轴箱结构效应,只分析主轴箱处于进给状态时的应力和变形情况。
1.4 静力分析结构静力分析是优化高级结构分析的基础,静力分析能够得出结构在固定不变载荷作用下的变形。
在静力分析中,不考虑惯性和阻尼的影响,因此从动力学方程中去掉时间相关项可以得到: [K]·{X}=F在线性分析的假设下,刚度矩阵[K]为常数,这与胡克定律是一致的。
从方程中不难看出,静力学分析只要输入载荷,通过分析即可得到对应载荷下的位移、应力、应变。
在这些计算结果的基础之上可以决定做什么样的更改,才能达到最优化设计。
在静力分析中为符合实际受力情况,把主轴单元转换为集中质量单元,这样既满足了受力条件,又能够简化模型,提高效率。
上述4种模型通过静力学分析得出的结果见表2。
由表2可以看出,模型3各项指标最好,且计算得出Z轴刚度要远大于径向(Y)刚度值,因此影响主轴箱刚度的因素主要取决于径向刚度。
经分析结果验证,最终选定模型3为设计模型,并对其进行进一步的优化设计,可最大限度提高模型刚度。
表2 各主轴箱分析结果模型1模型2模型3模型4最大位移/m2.55E-52.31E-51.94E-52.26E-5 Z向位移/m2.48E-52.24E-51.86E-52.18E-5 Y向位移/m6.25E-65.65E-65.57E-66.22E-6应力/Pa1.81E+71.77E+71.75E+71.61E+7应变能1.98E-11.79E-11.44E-11.71E-11.5 主轴箱静刚度计算a.轴向刚度:主轴箱所受的轴向力为9000N,转化为面力施加在主轴前端面上并进行静力分析,轴向刚度K=F/Y=9000/0.019= 473684.21N/mm。
b.径向刚度:主轴箱所受的径向力为1029N,转化为面力分别施加在主轴前端面的侧面上并进行静力分析,径向刚度K=F/Y=1029/ 0.0056=183750N/mm。
通过分析计算,主轴箱的轴向刚度远远大于径向刚度,所以整个主轴箱的刚度主要由径向刚度决定,要提高主轴箱的刚度,应以提高径向刚度为主[3]。
1.6 主轴箱热刚度分析考虑到主轴箱的变形不仅受到切削力影响,而且还受到温度的作用,因为主轴转速越来越高,系统产生的温升也加大,对模型刚度的影响不可忽视[4]。
因此本节将把热载荷与切削力相结合综合分析主轴箱结构的刚度,再次对上述模型进行分析,结果见表3。
通过热刚度分析可以看出,分析结果与上述静刚度分析结果相同,因此在以下的分析优化中主要以提高径向刚度为主,而在优化过程中只考虑结构静刚度的影响。
表3 主轴箱刚度加载方向载荷值F/N最大变形位置位移/mmZ轴方向9000主轴箱前端0.220Y轴方向1029主轴箱前端0.1952 主轴箱的结构优化设计优化前把主轴箱尺寸变量设定为设计变量,通过更改设计变量来达到改变几何形状的目的,实现参数化、智能化,为主轴箱的动态优化提供条件。
利用加强筋单元应变能的全局灵敏度,观察各参数对目标函数的影响因子,给出主轴箱加强筋的最优化位置及尺寸,应用设计变量的单元应变能灵敏度得到结构的布局优化设计模型。
在主轴箱三维建模时已将筋厚、壁厚、筋间距,筋孔布置及大小等相关尺寸进行了参数化设计[5],再将这些参数设为优化的设计变量,有限元分析中的位移和应力等设为设计约束,将模型质量设为目标函数,优化就是通过改变设计变量的数值来实现的。
目标函数是要尽量减小的数值,它必须是设计变量的函数,也就是说,改变设计变量的数值将改变目标函数的数值。
然后进行优化,提取结果并赋值。
尺寸变量优化收敛过程如图2所示,优化后的主轴箱应力、位移图如图3所示。
从分析过程可知,厚度尺寸增加时,应力和位移随之下降,但厚度增大到一定值时,应力也会增加,因此不能单纯地增加或减少厚度值,否则只能顾此失彼,既不能降低成本,也不能提高刚度。
根据给定的设计变量的变化范围观察其对应力、位移的影响,缩小影响不大的设计变量范围,节省优化图2 尺寸变量(左B3、B1)优化收敛过程图图3 优化后主轴箱应力、位移图时间,尽量使用靠近最小厚度值的优化方向或改变孔的大小,这样既可降低应力和变形,又不至于过大增加模型质量。
主轴箱优化改进后的分析数据见表4。
表4 优化后的分析结果与原设计方案对比最大位移/m Z向位移/m Y向位移/m应力/Pa质量/kg 模型31.94E-51.86E-55.57E-61.75E+74.54E-2优化结果1.53E-51.47E-55.09E-51.67E+74.42E-2优化前后差值0.41E-50.39E-50.48E-50.08E+70.12E-23 结束语在整个分析过程中,有限元方法及结构优化的应用,缩短了产品的设计周期,提高了分析精度和设计质量,避免了产品设计的盲目性,保证了材料的最大利用率,减少了产品设计中不必要的浪费,提高了产品性能,为企业提供了选择依据,避免使用昂贵的物理实验,增强了企业的竞争力。
有限元优化方法还不能完全实现智能化,主要原因是模型相对复杂,设计变量较多,尤其是在非对称模型中有些尺寸还不能进行参数化,必须在产品设计时考虑尺寸的参数化设计,给工作带来了不便。
另一方面,硬件、软件要求较高,计算时间长,过多的设计变量会导致模型干涉,使优化失败。
因此,优化过程还需进一步研究,使其更加方便准确。
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