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引言

高速數(shù)控機床電主軸的動態(tài)特性嚴重影響機床的加工性能直接制約著機床的加工質(zhì)量和精度近年來國內(nèi)外學(xué)者對電主軸進行了大量研究研究成果顯著采用有限元和試驗分析對數(shù)控機床主軸部件進行動力學(xué)分析驗證數(shù)控銑床主軸系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計的合理性[1]利用彈簧阻尼單元模擬軸承支承的方法建立主軸系統(tǒng)動力學(xué)模型并對高速數(shù)控機床主軸系統(tǒng)進行了模態(tài)和諧響應(yīng)分析[2]Lin 利用有限單元法建立電主軸的動力學(xué)模型結(jié)合熱效應(yīng)的作用通過動力學(xué)模型預(yù)測熱預(yù)緊力對軸承剛度的影響[ ]本文以某機床電主軸為研究對象建立主軸-軸承的主軸系統(tǒng)有限元模型通過模態(tài)分析驗證主軸結(jié)構(gòu)設(shè)計的合理性以及諧響應(yīng)分析得到主軸剛度驗證主軸剛度是否滿足設(shè)計要求

主軸系統(tǒng)的有限元模型建立

本文采用命令流輸入法直接在 ANSYS 中建模主軸的幾何模型采用自底向上的創(chuàng)建方法先創(chuàng)建一個二分之一主軸二維平面的PLANE42 單元然后沿主軸軸心線 360 擠壓出主軸為了使計算結(jié)果精確主軸采用 SOLID45 單元選擇六面體單元為網(wǎng)格劃分單元形成 60396 個單元 66492 個結(jié)點通過三維實體單元和彈簧阻尼單元相結(jié)合的方式建立主軸系統(tǒng)動力學(xué)模型模型相關(guān)參數(shù)設(shè)置彈性模量為 2.07e11Pa 泊松比為 0.25 材料密度為 7800Kg/m3

在模型中以 66481 66492 這 12個結(jié)點及其對應(yīng)的點建立 12 個COMBIN14 彈簧阻尼單元彈簧剛度前端徑向為 306N/ m 軸向為 26 N/m 后端徑向為 87N/ m 主軸的約束按照主軸的實際裝配情況主軸前端軸向和徑向同時約束后端只約束徑向即約束 66481 66488 結(jié)點的 X 和Z 方向約束 66489 66492 結(jié)點的 Y方向約束及網(wǎng)格劃分如圖 1 所示

主軸系統(tǒng)有限元分析

2.1 主軸系統(tǒng)模態(tài)分析

機床主軸系統(tǒng)理論上是由無數(shù)個固有頻率及相對應(yīng)振型組成具有無限多個自由度的系統(tǒng) 通常在模態(tài)分析時只需考慮幾個低頻固有模態(tài)即可本文只取 10 階模態(tài) 通過 ANSYS 軟件計算得到的各階固有頻率如表 1 所示前六階振型如圖2所示

由表 1 可以看出主軸的工作區(qū)間能有效避開共振區(qū) 不會發(fā)生同頻共振此外各階固有頻率之間有一定的差距也不會出現(xiàn)頻率靠的很近發(fā)生諧振影響機床精度因此數(shù)控縱切機床主軸系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計合理

2.2 主軸諧響應(yīng)分析

在主軸端面第 24967 號結(jié)點施加大小為 1000N 的軸向激振力結(jié)果如圖所示由圖可知當(dāng)激振力的頻率位于 800 900Hz 之間時主軸前端的軸向響應(yīng)位移急劇增加主軸的動剛度顯著下降在 1400l600Hz 時主軸軸向響應(yīng)也較大主軸軸向響應(yīng)在 825.89Hz 時達到最大此時的振幅為

，數(shù)控縱切機床主軸的動剛度為 3.3N/m 滿足主軸剛度的設(shè)計要求

結(jié)論

通過建立數(shù)控縱切機床的主軸-軸承主軸系統(tǒng)的有限元模型對主軸系統(tǒng)進行模態(tài)分析獲得各階固有頻率及振型主軸系統(tǒng)的二階固有頻率為 825.89Hz 遠小于機床主軸最高轉(zhuǎn)速 8000 r/min 對應(yīng)的頻率所以主軸的工作區(qū)間能有效避開共振區(qū) 不會發(fā)生同頻共振驗證了主軸結(jié)構(gòu)設(shè)計的合理性通過對主軸系統(tǒng)進行諧響應(yīng)分析獲得在1000N 的軸向激振力下主軸軸向的振幅為