【正文】 ............................. 4 機床主傳動變速系統(tǒng)的參數(shù) .................................................................................. 4 機床主傳動功率 ................................................................ 錯誤 !未定義書簽。． 主軸組件的模態(tài)分析 主軸的固有頻率與主軸的質(zhì)量分郝有關，當主軸上無工件時的固有頻率比主軸上夾持工件時高；提高主軸的支承剛度，可以提高主軸的同有頻率；車床在加工過程中使用尾座支撐工件，可顯著提高主軸組件的固有頻率。 第頁共 34 頁 主軸的靜態(tài)性能。通過 分析計算得到以下結(jié)論： （ 1） 主軸電動機功率偏小。 第頁共 34 頁 圖 主軸組件的第一階振型 圖 主軸組件的第二階振型 第頁共 34 頁 圖 主軸組件的第三階振型 圖 主軸組件的第四階振型 第頁共 34 頁 圖 主軸組件的第五階振型 圖 主軸組件的第六階振型 第頁共 34 頁 圖 主軸組件的第七階振型 圖 主軸組件的第八階振型 第頁共 34 頁 圖 主軸組件的第九階振型 圖 主軸組件的第十階振型 模態(tài)分析結(jié)果與分析 振型的大小只是一個相對的量值 (位移相對值 ),它表征的是各點在某一階固有頻率上振動量值的相對比值 ,反映該固有頻率上振動的傳遞情況 ,并不反映實際振動的數(shù)值。在 (,0)的端面上施加 UX的一個約束。 Main Menu:SolutionAnalysis TypeAnalysis Options 命令，打開 Modal Analysis 設置對話框，要求進行模態(tài)分析設置，選擇“ Block Lanczos”，在 nodes to expand 文本框中輸入 10，單擊 OK 按鈕。 ①對結(jié)構(gòu)和流體自由度有效， ②結(jié)構(gòu)具有常數(shù)的剛度和質(zhì)量結(jié)果 ③沒有阻尼，除非選用阻尼和 QR阻尼方法 ④結(jié)構(gòu)不能施加隨時間變化的力、位移、壓力或溫度。 ②第二工況時的主軸組件的剛度 : 主軸組件的剛度規(guī)定為在主軸端部的剛度，從圖 中，取其中間值－，主軸組件的剛度為： 54/ 107N/m。若要求車床切削穩(wěn)定性好，則 blim≥ 。 車床的切削穩(wěn)定性如下： 工件材料 —— 45 鋼，懸臂安裝，橫向切削。 CK6132 主軸組件組件剛度分析 主軸組件是機床重要組成部分之一，主軸組件的工作性能，對工件的加工質(zhì)量和機床生產(chǎn)效率均有重要影響。 CK6132 主軸分析時，采用的是稀疏直接求解器 (Sparse Direct Solver)。主軸的受扭狀態(tài)，等效為一端固定，另一端作用一力偶的模型（如圖 所示）。在轉(zhuǎn)矩載荷步中，主軸與齒輪接觸處的斷面上的所有節(jié)點施加約束 UX=0、 UY=0、 UZ=0。 CK6132 主軸網(wǎng)格劃分后的模型為圖 圖 CK6132 主軸網(wǎng)格 第頁共 34 頁 ②加載求解 加載求解一般分為三個部分，即施加約束條件、施加載荷以及求解計算。 5）網(wǎng)格的劃分 結(jié)構(gòu)幾何模型建立后，在將它分成小網(wǎng)格以供后續(xù)計算。 包括桿、梁、板、殼、實體等 200 種單元可供選擇． CK6132 主軸分析 第頁共 34 頁 選用的是 Solid95 實體單元。 主軸 ANSYS 分析的一般過程 ①建立模型 1）建立 ANSYS 分析模型 在進行靜力分析時為了較好的反映實際工況，將把卡盤和工件（工件尺寸Ф 60mm 90mm ）一并考慮。 m) 效成作用于主軸的力偶（ N） 主切削力（ N） 進給切削力（ N） 切深切削力（ N） 第一工況 1249 454 112 1556 3750 1500 1500 第二工況 1200 437 54 750 1800 720 720 第三工況 428 156 19 27 642 257 257 CK6132 主軸靜力分析 CK6132 主軸分別有高速和低速兩個齒輪（ Z=45 和 Z=90）傳入運動和動力，在主軸計算轉(zhuǎn)速下工作，運動和動力由低速齒輪（ Z=90）傳入，此時齒輪對主軸的作用力最大（切削用量： n=238r/min,ap=6mm,f=，電機輸出功率 ），所以將該情況作為主軸的一種工況對主軸進行分析，本文中稱為主軸的第一工況?？紤]到主軸組件是機床系統(tǒng)在抗振性方面的薄弱環(huán)節(jié)，因此近似地就把主軸系統(tǒng)的阻尼比代入式中的 ζ ，計算出來的 K就作為主軸組件的剛度要求。在設計機床時，考慮到實際使用時的切削用量是各式各樣的，所以取穩(wěn)定性的下限來決定極限切削寬度玩。逐步降低。則 Py=Pcosβ 。即假設三者都在 Y 方向。 ②根據(jù)不出現(xiàn)切削自激振動的條件 自激振動穩(wěn)定性可用極限切削寬度 blim來判定。如果主軸上裝有電動機轉(zhuǎn)子（內(nèi)連式電動機），則轉(zhuǎn)子處的撓度不得超過電動機轉(zhuǎn)子與定子之間的氣隙的 1/10。 有些文獻推薦了一些主軸剛度的數(shù)值。因此，鉆床主軸的剛度指標是扭轉(zhuǎn)剛度 KM。結(jié)果均用彩色云圖、矢量圖和列表來顯示。 施加載荷求解 —— 定義分析類型（靜力分析）、施加載荷和邊界條件、求解。所謂固定不變的載荷作用，指結(jié)構(gòu)受到的外力大小、方向均不隨時間變化。精密機床的主軸，希望淬火應力要小，這時可用 40Cr 或低合金鋼 20Cr， 16MnCr,12CrNi2A 等滲碳淬硬。 主軸材料的選擇，主要應根據(jù)耐磨性和熱處理后變形的大小來選擇。因此在一般情況下，強度不是需要考慮的主要問題。因裝配的需要，主軸直徑常是從前向后逐段減少的。 第頁共 34 頁 車床主軸是空心的，為了能通過較粗的棒料，中孔直徑常希望大一些，但中孔對主軸剛度是有影響的， d/D（ d和 D分別為中孔和主軸的直徑）不宜大于 。同時，還應考慮主軸的加工和裝配的工藝性。 對于球軸承，剛度與載荷的 1/3 次冪成正比，預緊力對剛度的影響是明顯的，計算時應考慮預緊力。 由上述公式可知，滾動軸承剛度是載荷的函數(shù)。因此，軸承內(nèi)、外徑的公差即使寬些也不影響工作精度，但卻降低了成本。 P6 級和 P0 級一般不用。這種軸承為點接觸，剛度較低，為了提高剛度和承載能力，常用多聯(lián)組配的辦法 . 軸承精度 軸承的精度，分為 0 五級其中 2 級最高， 0 級為普通精度級。常用的接觸角有兩種： α ＝ 250和 α ＝ 150。這類軸承多用于載荷較大、剛度要求高、中等轉(zhuǎn)速的地方。線接觸的滾子軸承比點接觸的球軸承剛度高，但在一定溫升下允許的轉(zhuǎn)速較低。角接觸軸承包括角接觸球軸承和圓錐滾子軸承，兼起徑向和推力 支承的作用。數(shù)控機床主軸組件在可能的條件下，盡量使用滾動軸承，特別是大多數(shù)立式主軸和主軸裝在套筒內(nèi)能夠作軸向移動的主軸。常用高頻淬火。磨損后對精度有影 響的部位首先是軸承，其次是安裝夾具、或工件的部位如錐孔等。溫度使主軸箱發(fā)生熱膨脹，使主軸偏離正確位置。 影響抗振性的主要因素是主軸組件的靜剛度 、質(zhì)量分布和阻尼（特別是主軸前軸承的阻尼）。 K=P/δ （ N/μ m） 影響主軸彎曲剛度的因素很多，如主軸的尺寸和形狀，滾動軸承的型號、數(shù)量和配置形式及預緊，滑動軸承的型式和油膜剛度，前后支承的距離和主軸前端的懸伸量，傳動件的卻置方式，主軸組件的制造和裝配質(zhì)量等。這時，還應測定它在工作轉(zhuǎn)速下旋轉(zhuǎn)時的 主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度決定于組件中各主要零部件如主軸、軸承等的制造精度和裝配、調(diào)整精度。因此，對于主軸組件，又有許多特殊要求。車床工作時，由主軸夾持著工件直接參加表面成形運動。 ③電動機轉(zhuǎn)速范圍為 1440～ 379r/min，變頻器的頻率范圍為 50Hz~13Hz。 ① 動功率 P＝ 3KW ②主軸極限轉(zhuǎn)速和調(diào)速范圍 極限轉(zhuǎn)速： nmax=1800r/min nmin=100r/min 調(diào)速范圍（由 式得）： Rn=nmax/nmin=18 ③計算轉(zhuǎn)速（ 式得）： nj=nmin =238r/min ④主傳動系統(tǒng)分級變速器級數(shù) Z 主軸恒功率調(diào)速范圍 RnP=nmax/nj=1800/238= 電動機恒功率調(diào)速范圍（△ — YY 連接的雙速電動機，可視為電動機在901~1440r/min 為恒功率調(diào)速范圍 ）： Rap=1440/901= 取 φ ＝ Rap 則 Z=㏒ 10Rnp/㏒ 10φ =而 CK6132 取 Z=2，所以分級變速箱公比 φ Rap。主軸能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速稱為主軸的計算轉(zhuǎn)速。主軸所傳遞的功率或扭矩與轉(zhuǎn)速之間的關系，稱為車床主軸的功率或扭矩特性 .主軸從最高轉(zhuǎn)速 nmax到某一轉(zhuǎn)速 nj之間，主軸應能傳遞運動源的全部功率。 表 允許的極限切削速度參考值 （單位： m/min） 典型工藝和加工條件 vmax vmin 用硬質(zhì)合金刀具半精或加工碳鋼件 150300 用高速鋼刀具加工絲桿螺紋或鉸孔 26 ②主軸的極限轉(zhuǎn)速（ r/min） nmax={1000vmax/π dmin} nmin={1000vmin/π dmax} 計算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時的加工直徑，按經(jīng)驗分別取 dmin＝（ ～ ）D 和 dmax＝（ ～ ） D。床身上最大回轉(zhuǎn)直徑 320mm ，最大加工長度 750mm，主軸轉(zhuǎn)速1001800r/min，主軸電動機 YD112M8/4（功率 3/）。 綜合以上文獻資料可以發(fā)現(xiàn)，國內(nèi)國外對機床動靜態(tài)特性的研究十分活躍，前人在這方面做了大量的工作，為我們對 CK6132 數(shù)控車床的主軸組件分析提供了參考。高速主軸單元（電主軸的轉(zhuǎn)速達 15000r/min1000000r/min），高速且高加／減速度的進給運動部件（快移速度 60m/min120m/min,切削進給速度高達 60r/min 高性能數(shù)控和伺服系統(tǒng)以及數(shù)控工具系統(tǒng)都出現(xiàn)了新的突破，達到了新的技術水平。 20 世紀 80 年代初，出現(xiàn)了加工中心或車削中心為主體，配備工件自動裝卸和監(jiān)控檢驗裝置的柔性制造單元（ flexible manufacturing cell，簡稱 FMC。此后，其他一些國家（如德國、英國、日本 、前蘇聯(lián)等）都開展了數(shù)控機床的控制開發(fā)和生產(chǎn)。 和 對高速主軸一軸承系統(tǒng)的動力學特性進行了詳細研究，指出在高速條件下滾動軸承的剛度隨轉(zhuǎn)速的升高而降低，導致主軸系統(tǒng)的固有頻率隨之下降。 1969 年，英國 教授提出了等參單元的概念，從而使有限元法更加普及和完善，無論是在理論方面，還是在實踐方面都得到了飛速的發(fā)展。 1956 年，美國波音飛機制造公司 和 等人在分 第頁共 34 頁 析大型飛機結(jié)構(gòu)時，第一次采用了直接剛度法 ,給出了用三角形單元求解平面應力問題的正確解答，從而開創(chuàng)了利用電子計算機求解復雜彈性平面問題的新局面。 本課題研究的目的是：利用有限元分析方法對機床主軸部件靜、模態(tài)性能進行分析，找出現(xiàn)有設計的薄弱環(huán)節(jié)；再利用優(yōu)化設計方法，對主軸部件結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化設計，提高加工中心產(chǎn)品的性能和設計水平。由于計算繁冗，時間耗費大，有些項目甚至無法計算。 目前，國內(nèi)的機床設計多半屬于經(jīng)驗設計。對于數(shù)控機床產(chǎn)品而言，其主軸部件要有較寬的轉(zhuǎn)速范圍、高精度、高剛度、振動小、變形小、噪聲低，而且要具有良好的抵抗受迫振動和自激振動能力的動態(tài)性能。由于機床結(jié)構(gòu)比較復雜，僅憑簡單的計算工具，在計算時要對計算模型進行很多簡化，致使計算精度較差。而在實際結(jié)構(gòu)設計時，仍取較大的安全系 數(shù)，結(jié)果