【正文】 此外 ,趙老師對學生在畢設和生活等方面的無微不至的關懷和幫助 ,更令我深深感動。 （ 3） 主傳動的計算轉速為 238r／ min。 ANSYS 會顯示求解過程中的狀態(tài)，當出現(xiàn) Solution is Done 時，就可查看結果了。 從主菜單中選擇 Main Menu:SolutionAnalysis TypeNew Analysis 命令，打開 New Analysis 設置對話框，要求選擇分析的種類，選擇“ Modal” ，單擊 OK。由 式計算得K= 107N/m，因為切削處的剛度 KBK，所以 CK6132 車床切削穩(wěn)定性較差。它們分析結果如下： ① 第一工況主軸組件的剛度： 圖 主軸組件在切深方向的變形 第頁共 34 頁 由圖 可知，主軸組件在第一工況下，切削工件在切深方向的最大變形為，切削處的剛度 KB=112/ 107N/m。 JGG 求解器適合于求解良態(tài)問題，用于實數(shù)或復數(shù)的對稱或非對稱矩陣； PCG求解器適用于所有類型的分析（包括病態(tài)的梁 /殼結構分析），但只對實對稱剛度矩陣有效； ICCG 求解器比 JCG 求解器更能求解病態(tài)問題，適合于實數(shù)或復數(shù)的對稱或不對稱矩陣。在 CK6132 主軸力載荷步中，在與后軸承內圈接觸的主軸表面上施加約束 UY=0、UZ=0，在與前軸承內圈接觸的主軸表面上施加約束 UX=0、 UY=0、 UZ=0，它們都施加在實體模型上，在求解時再轉化到主軸的有限元模型上。 4)定義材料特性 CK6132 主軸材料為 45 鋼，彈性模量 EX= 1011 泊松比為 ，密度為7800kg/m3。主軸各工況的的載荷見表 。 式 和 計算的 Ky是整個機床系統(tǒng)在 Y 方向的剛度要求。 從表 中可以看出，隨著切削速度和進給量的增加，切削系數(shù)疋。 mm） 夾角 β（度） 77 80 77 82 以上公式，是在假設切削力方向、機床系統(tǒng)主振動方向和測量機床靜態(tài)變形的方向都相同的前提下推導出來的。（ l為主軸跨距， y與 l單位相同）。例如鉆床，鉆頭有兩個刀刃，徑向力互相抵消，軸向力雖很大，但在主軸上作用距離很短，主切削力是一個力偶。 ANSYS 線性靜力分析的基本步驟： 構建有限元模型 —— 創(chuàng)建有限元模型、設置單元類型、設定單元選項、定義單元實常數(shù)、設置材料屬性、劃分網(wǎng)格。如果支承為滑動軸承，則軸頸處也需淬硬，硬度同上。 主軸材料及熱處理 主軸允許受載后的彈性變形是很小的，由此引起的應力也很小。主軸頭部已標準化。 對于滾子軸承，剛度與載荷的 次冪成正比，載荷對剛度的影響不大，因此計算時可以不考慮預緊。由于軸承的工作精 第頁共 34 頁 度主要決定于旋轉精度，箱體孔和主軸軸頸是根據(jù)一定的間隙和過盈要求配作的。角接觸球軸承多用于高速主軸，隨接觸角的不同有所區(qū)別，α ＝ 250 的軸向剛度較高，但徑向剛度和允許的轉速約低，多用于車、鏜、銑加工中心等主軸； α ＝ 150 的轉速可更高些，但軸向剛度較低，常用于軸向載荷較小，轉速較高的磨床主軸或不承受軸向載荷的車、鏜、銑主軸后軸承。 NNU4900K 系列雙列圓柱滾子軸承內圈可分 離， NN300K 雙列圓柱滾子軸承外圈可分離。 主軸支承分徑向和推力支承。為了提高耐磨性，一般機床的上述部位應淬硬至 HRC60 左右，深約 1mm。如果主軸軸承是滑動軸承，則溫升使?jié)櫥偷恼扯认陆?，從而降低軸承的承載能力。主軸組件的彎曲剛度 K，定義為使主軸前端產生單 位位移，在位移方向所需施加的力。但是主軸又是直接帶著工件進行切削的，機床的加工質量，在很大程度上要靠主軸組件保證。 ②主軸恒功率調速段實際是電動機接成 YY 型（ ） ,由變頻器進行恒轉矩調速。主軸的輸出扭矩不再隨轉速的降低而加大，而是保持一時的扭矩不變，所能傳遞的功率，則隨轉速的降低而降低。如需要完整說明書和 設計圖紙等 .請聯(lián)系 扣扣： 九七 一 九二 零八零零 另提供全套機械畢業(yè)設計下載！ 該論文已經(jīng)通過答辯 第頁共 34 頁 車床主軸運動參數(shù) ①極限切削速度 vmax vmin 根據(jù)典型工藝，并考慮該機床加工工序的種類、工藝要求、刀具和工件材料來選取極限切削速度，見表 。本課題主要探討如何采用有限元方法分析數(shù)控車床的主軸，并以 CK6132 的主軸為算例對其動靜態(tài)特性進行分析，從而尋找該車床切削振動大的原因，為加工合格產品，科學合理有效地使用及今后改進該設備提供科學依據(jù)。１９６７年，英國出現(xiàn)了由多臺數(shù)控機床連接而成的柔性加工系統(tǒng)，這便是最初的柔性制造系 統(tǒng)（ flexible 第頁共 34 頁 manufacturing system 簡稱 FMS）。 對實際車床的主軸進行動態(tài)分析。航空工業(yè)的發(fā)展大大促進了有限元的進一步發(fā)展。由于機床結構比較復雜，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。 目前，國內的機床設計多半屬于經(jīng)驗設計。 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，對主軸部件結構進行優(yōu)化設計，提高加工中心產品的性能和設計水平。 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。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。高速主軸單元（電主軸的轉速達 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。床身上最大回轉直徑 320mm ，最大加工長度 750mm，主軸轉速1001800r/min，主軸電動機 YD112M8/4（功率 3/）。主軸所傳遞的功率或扭矩與轉速之間的關系，稱為車床主軸的功率或扭矩特性 .主軸從最高轉速 nmax到某一轉速 nj之間，主軸應能傳遞運動源的全部功率。 ① 動功率 P＝ 3KW ②主軸極限轉速和調速范圍 極限轉速： nmax=1800r/min nmin=100r/min 調速范圍（由 式得）： Rn=nmax/nmin=18 ③計算轉速（ 式得）： nj=nmin =238r/min ④主傳動系統(tǒng)分級變速器級數(shù) Z 主軸恒功率調速范圍 RnP=nmax/nj=1800/238= 電動機恒功率調速范圍（△ — 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。車床工作時，由主軸夾持著工件直接參加表面成形運動。這時，還應測定它在工作轉速下旋轉時的 主軸組件的旋轉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、調整精度。 影響抗振性的主要因素是主軸組件的靜剛度 、質量分布和阻尼（特別是主軸前軸承的阻尼）。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。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能夠作軸向移動的主軸。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速較低。常用的接觸角有兩種： α ＝ 250和 α ＝ 150。 P6 級和 P0 級一般不用。 由上述公式可知，滾動軸承剛度是載荷的函數(shù)。同時，還應考慮主軸的加工和裝配的工藝性。因裝配的需要，主軸直徑常是從前向后逐段減少的。 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。所謂固定不變的載荷作用，指結構受到的外力大小、方向均不隨時間變化。結果均用彩色云圖、矢量圖和列表來顯示。 有些文獻推薦了一些主軸剛度的數(shù)值。 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。則 Py=Pcosβ 。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。 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。 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。 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。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）。 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，對工件的加工質量和機床生產效率均有重要影響。若要求車床切削穩(wěn)定性好，則 blim≥ 。 ①對結構和流體自由度有效， ②結構具有常數(shù)的剛度和質量結果 ③沒有阻尼，除非選用阻尼和 QR阻尼方法 ④結構不能施加隨時間變化的力、位移、壓力或溫度。在 (,0)的端面上施加 UX的一個約束。通過 分析計算得到以下結論： （ 1） 主軸電動機功率偏小。． 主軸組件的模態(tài)分析 主軸的固有頻率與主軸的質量分郝有關，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。 車床主軸運動參數(shù) ...................................................................................... 4 CK6132 數(shù)控車床主傳動分析 ............................................................................ 6 主傳動分析 ...................................................................................................... 6 結論 .............................................................................................................. 6 第三章 主軸組件 .................................................................................................