車銑加工中心關(guān)鍵部件的動(dòng)態(tài)特性仿真分析
3. 2車銑加工中心關(guān)鍵部件的動(dòng)態(tài)特性仿真分析 在第2章基礎(chǔ)所建立的基于多柔體系統(tǒng)的虛擬樣機(jī)仿真模塑基礎(chǔ)上，對(duì)進(jìn)行車銑加工中心關(guān)鍵部件的動(dòng)態(tài)特性仿真分析，對(duì)車削主軸和 銑刀主軸進(jìn)行模態(tài)分析和諧響應(yīng)分析，獲得其各階固有頻率和最大位 移響應(yīng)，為關(guān)鍵部件的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考依據(jù)。由于兩個(gè)主軸的研究 方?去相似，所以本文只對(duì)銑刀主軸進(jìn)行仿真分析。 加工中心的主軸一軸承系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)性能在很大程度上決定了機(jī)床 的加工精度水平和切削加工能力。主軸的支承無(wú)論是采用滾動(dòng)軸承， 還是釆用滑動(dòng)軸承，都要在對(duì)其進(jìn)行必要的理論計(jì)算和有限元分析后 進(jìn)行合理選擇。當(dāng)主軸組件選用滾動(dòng)軸承作為主軸的支承時(shí)，其動(dòng)態(tài) 性能的優(yōu)劣將反映在下列四方面的工作性能上: (1)由于其抗振能力不足而產(chǎn)生切削自激振動(dòng)； (2)由于制造和裝配誤差引起的受迫振動(dòng)，以及由于非均衡切削 力所激勵(lì)的受迫振動(dòng)； (3)由于振動(dòng)激發(fā)而形成的機(jī)械噪聲； (4)在起動(dòng)H丨制動(dòng)的過(guò)渡過(guò)程中出現(xiàn)不平穩(wěn)和動(dòng)載荷劇增的現(xiàn)象。 在大多數(shù)場(chǎng)合下，主軸軸承系統(tǒng)是機(jī)床主要的動(dòng)態(tài)薄弱環(huán)節(jié)，也是構(gòu)成自激振動(dòng)的主要部件。為了提高產(chǎn)品的設(shè)計(jì)質(zhì)量，同時(shí)也是為了 進(jìn)一步提高產(chǎn)品的性能，很有必要對(duì)主軸系統(tǒng)進(jìn)行理論建模和仿真分 析，以優(yōu)化機(jī)床主軸系統(tǒng)的性能。在建立主軸一軸承系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模 型時(shí)，采用有限元分析方法，主軸部件軸承處的支承剛度是最重要的參 數(shù)之一，它直接影響動(dòng)力學(xué)模型的精確度。因此討論主軸軸承的工作 狀態(tài)，對(duì)于確定主軸軸承系統(tǒng)的工作狀態(tài)來(lái)說(shuō)是非常重要的。3. 2.1主軸模態(tài)分析 機(jī)床車削主軸和銑刀主軸都是車銑加工中心的關(guān)鍵部件，其動(dòng)態(tài) 特性直接影響到加工精度，對(duì)其進(jìn)行模態(tài)分析是非常必要的。在主軸 系統(tǒng)中軸承是非常重要的，傳統(tǒng)方法常常把軸承以剛性支撐進(jìn)行研究， 這種方法不是很準(zhǔn)確。本文以彈性一阻尼的方法代替軸承的剛性支 撐，并且研究主軸考慮彈性支撐時(shí)的固有振動(dòng)特性，即彈簧剛度對(duì)主軸 固有頻率和諧響應(yīng)的影響。它與主軸既有徑向接觸乂有軸向接觸，表現(xiàn)出既有彈性又有阻尼。軸承對(duì)軸的作用力可以表示為通過(guò)彈簧一阻尼單元來(lái)代替剛性支撐，更接近實(shí)際，如圖3. 1 (a) 所承，為兩組彈簧一阻尼單元模型，位置取為兩個(gè)角接觸軸承之間的中 截面處，用以考察角接觸球軸承對(duì)主軸徑向振動(dòng)固有特性的影響。由于主軸的軸向剛度很大，阻尼對(duì)橫向振動(dòng)特性影響很小，所以在建立有 限元模型中只考慮徑向剛度和阻尼的影響，利用4個(gè)同截面周向均布 的彈簧一阻尼單元模擬如圖3. 1(b)所示。在每個(gè)支承處利用4個(gè)沿 圓周方向均布的彈簧阻尼單元模擬。1.有限元模型建立 在有限元模型建立過(guò)程中，每組彈簧一阻尼單元釆用Comhinl4單 元，Combinl4單元是具有縱向特性和扭轉(zhuǎn)特性的彈簧一阻尼單元。為 研究角接觸球軸承對(duì)橫向振動(dòng)固有特性的影響，有限元分析中釆用兩 組彈簧單元進(jìn)行分析。對(duì)于主軸零件采用的單元為Solid 92單元。對(duì) 于主軸軸承支承部分有限元模型的建立，采用在每個(gè)圓周截面上建立 4個(gè)彈簧一阻尼單元沿圓周均布，彈簧單元的長(zhǎng)度按照各處軸承的內(nèi) 外圈半徑確定。在建立有限元模型中，外圈節(jié)點(diǎn)利用Keypoims建立，內(nèi)圈節(jié)點(diǎn)采用Hard PT建立，同時(shí)要保證每個(gè)彈簧單元的劃分網(wǎng)格數(shù)目為1，這樣才能夠保證計(jì)算結(jié)果的正確。如果彈簧劃分單元數(shù)目不 為1，分析結(jié)果將主要表現(xiàn)為彈簧單元的振動(dòng)。所有彈簧一阻尼單元 外部四個(gè)節(jié)點(diǎn)限制全部自由度，前端內(nèi)錐孔軸承支承內(nèi)部四個(gè)節(jié)點(diǎn)限 制軸向自由度。2.模態(tài)仿真結(jié)果分析 在仿真之前需要對(duì)主軸單元進(jìn)行參數(shù)設(shè)置，仿真的初始條件:主軸 組件主要包括主軸、卡盤、轉(zhuǎn)子、制動(dòng)盤，利用GLUE命令將多個(gè)體處理 為一體，彈性模量為2. 06 x 10" kg/( m ? s2)，泊松比為0? 3，密度為7800 kg/m:'，前軸承剛度為2. 1 xlOx N/m，后軸承剛度支承為1.8 xl(fN/m。 其中結(jié)合處前支承限制全部自由度，后支承限制UX、UY自由度,單元大 小0.005m。從而獲得主軸的前六階固有頻率及振型，如圖3. 2所示。 從圖3. 2(a)為彈賛一阻尼單元情況下，主軸一階模態(tài)計(jì)算結(jié)果， 從圖中看出一階固有頻率約為0,模態(tài)變形表現(xiàn)為主軸平動(dòng)。圖3. 2 (b)為主軸二階模態(tài)計(jì)算結(jié)果，從圖中看出二階固有頻率約為 601. 89Hz，模態(tài)變形表現(xiàn)為主軸在F方向上彎曲變形。從圖3. 2(c)得出二階固有頻率約為615. 62HZ，模態(tài)變形表現(xiàn)為主軸轉(zhuǎn)動(dòng)K方向上彎 曲變形。圖3. 2(d)為主軸四階模態(tài)計(jì)算結(jié)果，從圖中看出四階固有頻 率約為1011.3Hz，模態(tài)變形表現(xiàn)為主軸在義方向上彎曲變形。從圖3.2(e)得出五階固有頻率約為1029.3HZ，主軸模態(tài)變形彎曲很大。圖 3.2(f)為主軸六階模態(tài)計(jì)算結(jié)果，從圖中看出六階固有頻率約為 1079Hz，模態(tài)變形表現(xiàn)為主軸在X方向上彎曲變形。 在模態(tài)分析中，以彈性剛度和跨度為變化量，在ANSYS中采集多 組數(shù)據(jù)進(jìn)行比較（包括剛度為無(wú)窮即為剛性），然后通過(guò)MATLAB仿真 軟件利用非線性進(jìn)行擬合，仿真出主軸二階固有頻率與彈簧剛度和跨 度的關(guān)系，如圖3.3所示。通過(guò)上圖分析可以看出，通過(guò)采用彈性支 撐，主軸的固有頻率明顯降低。當(dāng)彈簧剛度&的取值增大時(shí)，各階固 有頻率相應(yīng)增加，隨著剛度的增加，固有頻率逐漸趨于穩(wěn)定。軸承之間 的跨度增加，固有頻率增大，當(dāng)達(dá)到440mm左右時(shí)固有頻率達(dá)到了最 大值。3.2.2主軸諧響應(yīng)分析 車銑加工時(shí)，會(huì)有周期性的激振力作用在主軸上，當(dāng)激振力頻率與 系統(tǒng)固有頻率相同時(shí)就會(huì)發(fā)生共振，這不僅不能保證車銑的加工精度，而且也會(huì)對(duì)主軸造成嚴(yán)重破壞。主軸動(dòng)力響應(yīng)是評(píng)價(jià)主軸的動(dòng)態(tài)性能 的一個(gè)重要指標(biāo)。為了和快速正弦掃描激振方法的試驗(yàn)結(jié)果相對(duì)應(yīng)， 對(duì)主軸進(jìn)行了諧響應(yīng)分析。在主軸前端卡盤施加力200N，在200? 800Hz頻率范圍，采用stepped方式，分為30步，在激振點(diǎn)180°處拾振， 施力點(diǎn)的徑向響應(yīng)位移對(duì)頻率的曲線圖如圖3. 4所示。彈性支承采用 剛度為心=2. 2 x 108N/m，無(wú)阻尼和有阻尼情況下進(jìn)行主軸諧響應(yīng)分 析。可以看出主軸在產(chǎn)生共振時(shí)，最大位移為4. 8pm。因此可以計(jì)算 出主軸的最小動(dòng)剛度為10/4. 8 =2.08N/pm。在工程上，阻尼很復(fù)雜，阻尼比一般取〇.〇3?0.05,其中圖3.5是 阻尼比為〇. 05時(shí)的諧響應(yīng)圖，在激振頻率在低頻時(shí)（小于400Hz)，振 幅的大小主要取決于彈簧剛度，彈簧剛度越大，振幅越小，而在共振區(qū)， 即激振頻率等于固有頻率時(shí)，系統(tǒng)發(fā)生共振，振幅的大小受阻尼比的影 響很大，阻尼比越大，振幅越小，主軸部件的動(dòng)態(tài)性能越好。 從圖3. 6可以_出，軸承剛度和阻尼比越大對(duì)主軸諧響應(yīng)越小，逐 漸趨于穩(wěn)定。通過(guò)彈性一阻尼單元模擬軸承方法，獲得主軸的固有頻率和諧響應(yīng)特性。主軸的固有頻率隨著軸承剛度的增加而增大，達(dá)到定值趨于穩(wěn)定，合理的跨度對(duì)固有頻率也有很大的影響，為結(jié)構(gòu)優(yōu)化 設(shè)計(jì)提供參考依據(jù)。主軸的諧響應(yīng)與剛度和阻尼都有密切的關(guān)系，在 無(wú)阻尼時(shí)軸承的剛度越大，發(fā)生共振時(shí)的位移量越小，達(dá)到一定值趨于 穩(wěn)定。軸承剛度恒定時(shí)，阻尼比越大，發(fā)生共振時(shí)的位移量越小。通過(guò) 彈性阻尼單元模擬軸承方法，對(duì)車銑加工中心主軸進(jìn)行有限元仿真分 析，獲得主軸的固有頻率和諧響應(yīng)特性，該方法對(duì)設(shè)計(jì)該產(chǎn)品是方便可 行的。本文由海天精工整理發(fā)表文章均來(lái)自網(wǎng)絡(luò)僅供學(xué)習(xí)參考，轉(zhuǎn)載請(qǐng)注明！