【正文】 線性靜力分析的基本步驟： 構(gòu)建有限元模型 ：創(chuàng) 建幾何模型、設(shè)置單元類(lèi)型、設(shè)定單元選項(xiàng)、定義單 元實(shí)常數(shù)、設(shè)置材料 屬性、劃分網(wǎng)格。 此設(shè)計(jì) 主軸利用 Solid Works 繪制三維模型，利用 ANSYS 的接口把 Solid Works 繪制的三維模型導(dǎo)入到 ANSYS 中 ，首先要進(jìn)行模型的簡(jiǎn)化，而后 進(jìn)行 有 限元分析。網(wǎng)格分得越細(xì)，計(jì)算結(jié)果的誤差越小，但所需要的計(jì)算時(shí)間也就越長(zhǎng)。 主軸 ANSYS 分析的具體過(guò)程 ANSYS 分析的 前處理 要對(duì)主軸進(jìn)行有限元分析，首先就要 ANSYS 中建立主軸模型，而后進(jìn)行其他操作具體流程為： 導(dǎo) 入 S W 中 的連 桿 機(jī) 構(gòu)劃 分 單 元 網(wǎng)格施 加 約 束定 義 材 料屬 性 等 信 息 進(jìn) 行 有 限 元 分析 圖 ANSYS 分析的一般流程 (1)導(dǎo)入主軸模型： 將 SOLIDWORKS 中的 主軸 提取出來(lái)，通過(guò) ANSYS和 SOLIDWORKS 的數(shù)據(jù)接口直接將連接桿的模型導(dǎo)入到 ANSYS 中 ， 為準(zhǔn)確計(jì)算結(jié)果還需將主軸的倒角去掉，同時(shí)將鉸孔填 充 ， 目的是 避免應(yīng)力集中， 同時(shí) 得到的結(jié)果更加準(zhǔn)確， 如圖 所示 。 作用在軸上的轉(zhuǎn)矩： 9550n PM n?? 其中， P 為該軸的額定功率，單位： Kw n 為轉(zhuǎn)速 ,單位： r/ min nM 為轉(zhuǎn)矩，單位： .Nm 將 P=， n=1450r/min 代入上式， 得到 9 5 5 0 4 . 5 2 9 . 6 .1450nM N m??? 對(duì)直齒輪受力分析得到：齒輪作用在軸上的切向力為： 2 nMF d? ? 其中， 為齒輪作用在軸上的切向力，單位 N nM 為轉(zhuǎn)矩，單位： .Nm d 為節(jié)圓直徑 ，單位 m 將 .nM N m? ， d 代入上式，得到 ? ? 由主軸水平方向力和力矩平衡分析得到： 12xxF F F??? 1 1 2 2 3xxF L F L F L? ? ? ? ? ? 將 ? ? ， 1 30L mm? , 2 70L mm? 3 50L mm? ,代入解得 廈門(mén)大學(xué)學(xué)士學(xué)位論 文 46 1 ? 2 ?? 在主視圖中主軸的受力分析如圖： F rF 1 yF 2 yFL 1L 2L 3L 4 圖 主軸的主視圖受力分析 圖中： Fr 為直齒輪作用的徑向力， F 為切削力， F1y 為后軸頸出軸承的支承力的豎直分量， F2y 為前軸頸出軸承支承力的豎直分量， L1=30mm, L2=70mm, L3=500mm, L4=600mm。 4)定義材料特性 主軸材料為 45 鋼，彈性模量 E 為 1011pa 泊松比為 ，密 度廈門(mén)大學(xué)學(xué)士學(xué)位論 文 44 為 7800kg／ m3。 8 展望與結(jié)論 43 8． 2 主軸 ANSYS 分析的一般過(guò)程 1） 建立模型 建立 ANSYS 分析模型 在進(jìn)行靜力分析時(shí)為了較好的反映實(shí)際工況，將把卡盤(pán)和工件一并考慮。靜力分析中固定不變的載荷和響應(yīng)是一種假定，即假定載荷和結(jié)構(gòu)的響應(yīng)隨時(shí)間的變化非常緩慢。軸承潤(rùn)滑為脂潤(rùn)滑，所以前端密封采用迷宮式，所以主軸前端裝配時(shí)要和密封圈保留一定的間隙用來(lái)填充黃油。 圖 主軸組件計(jì)算模型 軸的扭轉(zhuǎn)變形 計(jì)算 軸的扭轉(zhuǎn)變形，用每米軸長(zhǎng)的扭轉(zhuǎn)角 ? 來(lái)表明。 此設(shè)計(jì)中前軸承采用雙列圓柱滾子軸承 (型號(hào)為 NN3020)，主要承受徑向載荷。如果支承為滑動(dòng)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(yīng)力也很小。初選 a 值可參考表 。主軸 前軸頸 直徑 D1 應(yīng)在合理的范圍內(nèi)盡量選大些。同時(shí)，還應(yīng)考慮主軸的加工和裝配的工藝性。 選定齒輪類(lèi)型，精度等級(jí)、材料 及齒數(shù) 1) 根據(jù)傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。但是，欲緊后發(fā)熱較多，溫升較高；且太大的欲緊將使軸承的壽命降低，故欲緊要適當(dāng)。數(shù)控機(jī)床，可按精密級(jí)或高精度級(jí)選用。主軸軸承以 4 級(jí)為主 (記為 P4)。的編號(hào)為 7000C 型（舊代號(hào)為 36100型），屬于特輕型；或編號(hào)為 7190C 型；或編號(hào)為 7190C型（舊代號(hào)為 1036900型），屬于超輕型。 雙向推力角接觸球軸承 BTAA／ BTAB。主軸軸承，可選用圓柱滾子軸承、圓錐滾子軸承和角接觸球軸承。 滾動(dòng)軸承摩擦阻力小，可以欲緊，潤(rùn)滑維護(hù)簡(jiǎn)單，能在一定的轉(zhuǎn)速范圍和載荷變動(dòng)范圍下穩(wěn)定地工作。普通機(jī)床的材料通常是 45 號(hào)或 60 號(hào)優(yōu)質(zhì)中碳鋼，數(shù)控機(jī)床需調(diào)質(zhì)處理。研究如何減少主軸組件的發(fā)熱，如何控制溫度，是高精度機(jī)床主軸組件的研究的主要課題之一。 影響抗振性的因素主要有主軸組件的靜剛度，質(zhì)量分布和阻尼（特別是主軸前支撐的阻尼）主軸的固有頻率應(yīng)遠(yuǎn) 大于激動(dòng)力的頻率，以使它不易發(fā)生共振。 主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度主要取決于各主要件，如主軸，軸承，箱體孔的3 對(duì)主軸組件的要求 13 的制造，裝配和調(diào)整精度。 1 緒論 11 設(shè)計(jì) 參數(shù) 參數(shù)： P=， n=1450r/min， 切削力 為 85N 廈門(mén)大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 12 2 對(duì) 主軸 組件 的要求 主軸組件是機(jī)床的重要組成部分之一。 1 緒論 9 福州大學(xué)施孟貴應(yīng)用傳遞矩陣法原理編制程序，對(duì) C6240F 車(chē)床的主軸部件動(dòng)態(tài)特性參數(shù)進(jìn)行分析計(jì)算。建立了主軸系統(tǒng)基于 Riccati 傳遞矩陣法的質(zhì)量分布梁動(dòng)力學(xué)模型，獲得了機(jī)床主軸系統(tǒng)橫向振動(dòng)時(shí)其固有頻率的有關(guān)信息，以及主軸系統(tǒng)主要設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的影響有關(guān)信息。 1 緒論 7 美國(guó) Catholic 大學(xué) Gbiabch 等進(jìn)行了機(jī)床動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)與控制相結(jié)合的研究 ， Michigan 大學(xué) T． jiang 和 M． chiredast 在應(yīng)用有限元法和動(dòng)態(tài)分析的基礎(chǔ)上， 用數(shù)學(xué)模型來(lái)模擬機(jī)床的連接形式，建立了機(jī)床整機(jī)的動(dòng)力學(xué)模型，并對(duì)機(jī)床結(jié)合面連接件的位置和數(shù)量進(jìn)行了拓?fù)鋬?yōu)化。超精密加工主要包括超精密切削、超精密磨、研磨、拋光以及超精密特種加工。 20 世紀(jì) 80 年代初，出現(xiàn)了加工中心或車(chē)削中心為主體，配備工件自動(dòng)裝卸和監(jiān)控檢驗(yàn)裝置的柔性制造單元 (flexible manufacturing cell，簡(jiǎn)稱FMC)。 數(shù)控機(jī)床 的發(fā)展 數(shù)控機(jī)床 (numerical control machine tool) 是采用了數(shù)字控制技術(shù)(numerical control 簡(jiǎn)稱 NC)的機(jī)械設(shè)備，就是通過(guò)數(shù)字化的信息對(duì)機(jī)床的運(yùn)動(dòng)及其加工過(guò)程進(jìn)行控制，實(shí)現(xiàn)要求的機(jī)械 動(dòng)作，自動(dòng)完成 加工 任務(wù)。Zienkiewicz 和 C heung 1965 年， Martin 1968 年， Wilson 和 N ickel 1966 年求解場(chǎng)問(wèn)題，如確定軸的扭轉(zhuǎn)、流體流動(dòng)和 熱傳導(dǎo)。 Martin 于 1961 年， Gallagher 等人于 1962 年， Melosh于 1963 年用建立四面體剛度矩陣的方法將有限元方法延伸到三維問(wèn)題。 Argyris 和 Kelsey 1954 年利用能量原理建立 了矩陣結(jié)構(gòu)分析方法。通過(guò)設(shè)計(jì)分析比較機(jī)床的某些典型機(jī)構(gòu)，進(jìn)行選擇和改進(jìn)，學(xué)習(xí)構(gòu)造設(shè)計(jì)，進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算和編寫(xiě)技術(shù)文件，達(dá)到學(xué)習(xí)設(shè)計(jì)步驟和方法的目的。最后 將 所畫(huà)的 車(chē)床主軸 導(dǎo)入 ANSYS進(jìn)行網(wǎng)格化分，計(jì)算出主軸所受到的力，之后施加約束和載荷，最后得出 對(duì)主軸進(jìn)行靜應(yīng)力分析 結(jié)果 ，得到主軸的應(yīng)力分布，進(jìn)而分析主軸的受力狀況，驗(yàn)證設(shè)計(jì)的合理性 同時(shí)對(duì)實(shí)踐進(jìn)行指導(dǎo) 。它的發(fā)展代表了一個(gè)國(guó)家設(shè)計(jì)、制造的水平，在國(guó)內(nèi)外都受到高度重視。 國(guó)內(nèi)外研究狀況 有限元方法的發(fā)展 Hrennikoff 于 1942 年， McHenry 于 1943 年用線 (一維 )單元 (桿和梁 )網(wǎng)格求解連續(xù)體中的應(yīng)力，從而在 20 世紀(jì) 40 年代開(kāi) 始了有限元的現(xiàn)代發(fā)展。他們推導(dǎo)了桿單元、梁?jiǎn)卧?、平面?yīng)力二維三角單元和矩形單元的剛度矩陣，并概括了通常叫做直接剛度法的過(guò)程，以得出總體剛度矩陣的步驟。 20 世紀(jì) 60 年代早期以前，大多數(shù)有限元工作是處理小應(yīng)變、小位移、彈性材料和靜載荷。例如， Lyness 等人 1977年將加權(quán)殘余法用于確定磁場(chǎng)。此后，其他一些國(guó)家 (如德國(guó)、英國(guó)、日本、前蘇聯(lián)等 )都開(kāi)展了數(shù)控機(jī)床的控制開(kāi)發(fā)和生產(chǎn)。 20 世紀(jì) 90 年代以來(lái)，歐、美、日各國(guó)爭(zhēng)相開(kāi)發(fā)應(yīng)用高速數(shù)控機(jī)床，．加快機(jī)床高速化的步伐。因此，研究數(shù)控車(chē)床主軸的動(dòng)靜態(tài)特性對(duì)實(shí)現(xiàn)高速、高精度車(chē)削具有積極的意義。該主軸專(zhuān)家設(shè)計(jì)系統(tǒng)用 Timoshenko beam 理論，將能交互地預(yù)測(cè)主軸在刀尖處的頻率響應(yīng)函數(shù)。 廣東工業(yè)大學(xué)胡愛(ài)玲對(duì)高速主軸動(dòng)靜態(tài)特性的有限元分析進(jìn)行了研究，該課題主要以高速大功率的鏜銑加工中心電主軸為研究目標(biāo)，以實(shí)現(xiàn)電主軸的高速、高加工精度入手，對(duì)電主軸的動(dòng)靜態(tài)特性進(jìn)行了研究。機(jī)床動(dòng)靜態(tài)分析的原理方法是具有共性的，用動(dòng)靜態(tài)分析的原理方法來(lái)分析具體的機(jī)床是有其特殊性的，所以，在有限元方法在數(shù)控車(chē)床設(shè)計(jì)中的應(yīng)用方面做一些探討是有意義的。所以主軸組件的工作性能，對(duì)加工質(zhì)量和機(jī)床生產(chǎn)率有重要影響。 靜剛度 主軸組件的靜剛度（簡(jiǎn)稱剛 度）反映組件抵抗靜態(tài)外載荷 變形的能力。 主軸組件受熱伸長(zhǎng)，使軸承間隙發(fā)生變化。 為了提高耐磨性，一般機(jī)床主軸上的上述部分應(yīng)淬 火 至 硬度 HRC60 左右，深約 1mm. 材料和熱處理 主軸承載后允許的彈性變形很小，引起的應(yīng)力通常遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于鋼的強(qiáng)度極限。為了便于裝配，主軸通常 做 成階梯形的，主軸的結(jié)構(gòu)和形狀與主軸上所安裝的傳動(dòng)件，軸承等零件的類(lèi)型，數(shù)量，位置和安裝方法有直接的關(guān)系。這時(shí)用滾動(dòng)軸承可以用潤(rùn)滑脂潤(rùn)滑，以避免漏油。線接觸的滾子軸承比點(diǎn)接觸的球軸承剛度高，但在一定溫升下允許的轉(zhuǎn)速較低。常用的接觸角主要有兩種： ａ =25176。的軸向剛度較高，但徑向剛度和允許的轉(zhuǎn)速略低，多用于車(chē)、鏜、銑加工中心等主軸； α=15176。 P6 級(jí)和 P0 級(jí)一般不用。 軸承欲緊后，內(nèi)部無(wú)間隙，滾動(dòng)體從各個(gè)方向支承主軸，有利于提高運(yùn)動(dòng)精度。 圖 本設(shè)計(jì)軸承選用 3 主軸軸承的選擇 21 電動(dòng)機(jī)的選擇 按照設(shè)計(jì)要求以及工作條件，選用 Y 系列三相異步電動(dòng)機(jī)，臥式封閉結(jié)構(gòu)，電壓 380V。選擇小齒輪材料為 40Cr (調(diào)質(zhì) )，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼 (調(diào)質(zhì) )硬度為 240HBS，而這材料硬度差為 40HBS。主軸頭部已標(biāo)準(zhǔn)化。 表 主軸前軸頸直徑 D1 的大?。▎挝唬?mm） 功率 (Kw) D1 機(jī)床 ~ 2~ 3~ 5~ ~11 車(chē)床 60~80 70~90 70~105 95~130 110~145 銑床及加工中心 50~90 60~90 60~95 75~100 90~105 外圓磨床 —— 50~60 55~70 70~80 75~90 已知功率 P=，且為數(shù)控車(chē)床，查 上表可取 D1=100mm 主軸后軸頸直徑 D2 小于前軸頸直徑 D1，一般 D2= (~) D1 從而 得到 后軸頸 直 徑 D2= 100=80mm 所以 主軸 前軸頸直徑 D1=100mm, 后軸頸直徑 D2=80mm 主軸內(nèi)徑 d 主軸內(nèi)孔徑與機(jī)床類(lèi)型有關(guān)，主要用來(lái)通過(guò)棒料，鏜桿，拉桿，或 頂出 頂尖 等 。 主軸跨距是主軸系統(tǒng)動(dòng)靜剛度的重要影響因素， 主軸軸端受力 F 作用后，其軸端的彈性變形為 y，當(dāng)所設(shè)計(jì)的支承跨度 0L=L 時(shí)，可使主軸部件的剛度K 最大， 成為“最佳跨距”。 在幾何形狀一定時(shí)，主軸的剛度決定于材料的彈性模量。前端錐孔為莫氏錐度 5 號(hào)，材料 選用 45 鋼，其結(jié)構(gòu)圖如圖 。前軸承內(nèi)徑為100mm，后軸承內(nèi)徑為 80mm，跨距 L=400mm，主軸前懸量 a=80mm，主軸孔直徑 60mm，主軸前端加載 F 為 85N。 總之，經(jīng)過(guò)計(jì)算得，此軸的設(shè)計(jì)滿足剛度要求。軸向欲緊采用螺母，其欲緊量查有關(guān)手冊(cè)。 施加載荷求解 ： 定義分析類(lèi)型 (靜力分析 )、施加載荷和邊界條件、求解。 2)定義單元類(lèi)型 單元類(lèi)型 (Element Type)的定義用來(lái)決定用什么形狀的微元來(lái)離散主軸。單元的劃分很方便，只須在相關(guān)的線或面上定義出單元的長(zhǎng)度或要?jiǎng)澐值谋壤?ANSYS會(huì)自動(dòng)形成單元及節(jié)點(diǎn)，也可以用自適應(yīng)網(wǎng)格劃分自動(dòng) 生成網(wǎng)格 ，這里選擇映射網(wǎng)格 。 廈門(mén)大學(xué)學(xué)士學(xué)位論 文 48 圖 導(dǎo)入 ANSYS 后的主軸模型 （ 2 ） 確定分析類(lèi)型 ： 確定分析類(lèi)型為結(jié)構(gòu)力學(xué)分析，在前處理器Preference for GUI F iltering 中選擇 Structure， Discipline Option 中選擇hmethod。 在俯視圖中， 主軸的受力分析如圖： F tF 1 xF 2 xL 1L 2L 3L 4 圖 主軸的俯視圖受力分析 8 展