【正文】 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。 Main Menu:SolutionAnalysis TypeAnalysis Options 命令，打開 Modal Analysis 設(shè)置對話框，要求進(jìn)行模態(tài)分析設(shè)置，選擇“ Block Lanczos”，在 nodes to expand 文本框中輸入 10，單擊 OK 按鈕。 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。 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 主軸分析時，采用的是稀疏直接求解器 (Sparse Direct Solver)。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。 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。 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(jìn)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?？紤]到主軸組件是機(jī)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。逐步降低。即假設(shè)三者都在 Y 方向。如果主軸上裝有電動機(jī)轉(zhuǎn)子（內(nèi)連式電動機(jī)），則轉(zhuǎn)子處的撓度不得超過電動機(jī)轉(zhuǎn)子與定子之間的氣隙的 1/10。因此，鉆床主軸的剛度指標(biāo)是扭轉(zhuǎn)剛度 KM。 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。精密機(jī)床的主軸，希望淬火應(yīng)力要小，這時可用 40Cr 或低合金鋼 20Cr， 16MnCr,12CrNi2A 等滲碳淬硬。因此在一般情況下，強(qiáng)度不是需要考慮的主要問題。 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 。 對于球軸承，剛度與載荷的 1/3 次冪成正比，預(yù)緊力對剛度的影響是明顯的，計算時應(yīng)考慮預(yù)緊力。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。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。這類軸承多用于載荷較大、剛度要求高、中等轉(zhuǎn)速的地方。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。常用高頻淬火。溫度使主軸箱發(fā)生熱膨脹，使主軸偏離正確位置。 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(yù)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。因此，對于主軸組件，又有許多特殊要求。 ③電動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為 1440～ 379r/min，變頻器的頻率范圍為 50Hz~13Hz。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。 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。 綜合以上文獻(xiàn)資料可以發(fā)現(xiàn)，國內(nèi)國外對機(jī)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。 20 世紀(jì) 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。 和 對高速主軸一軸承系統(tǒng)的動力學(xué)特性進(jìn)行了詳細(xì)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(dǎo)致主軸系統(tǒng)的固有頻率隨之下降。 1956 年，美國波音飛機(jī)制造公司 和 等人在分 第頁共 34 頁 析大型飛機(jī)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(yīng)力問題的正確解答，從而開創(chuàng)了利用電子計算機(jī)求解復(fù)雜彈性平面問題的新局面。由于計算繁冗，時間耗費大，有些項目甚至無法計算。對于數(shù)控機(jī)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。而在實際結(jié)構(gòu)設(shè)計時，仍取較大的安全系 數(shù)，結(jié)果使結(jié) 構(gòu)尺寸和重量加大，不能很好地發(fā)揮材料的潛能，機(jī)床結(jié)構(gòu)性能難以提高，特別是在加工中心主軸部件設(shè)計時，沒有有效的計算方法，就無法對結(jié)構(gòu)方案設(shè)計提供可靠的依據(jù)，只能依靠以往的經(jīng)驗進(jìn)行局部修正，無法進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計 。 1963年到 1964年， 等人證明了有限元法是基于變分原理的 Ritz （里茲）法的另一種形式，此后有限元法開始鞏固其地位。第一臺數(shù)控機(jī)床是由美國Parsons 公司與美國麻省大理工學(xué)院（ MIT）于 1952 年合作研制成功的，當(dāng)時是為了加工直升飛機(jī)螺旋槳葉片輪廓的檢查樣板。 20 世紀(jì) 90 年代以來，歐、美、日各國爭相開發(fā)應(yīng)用高速數(shù)控機(jī)床，．加快機(jī)床高速化的步伐。該機(jī)床配置國產(chǎn)經(jīng)濟(jì)型數(shù)控系統(tǒng)。車床最低幾級轉(zhuǎn)速常用于光整車削、車削大直徑的螺紋等，并不需要傳遞全部功率。變頻器選用的是CVFG2RT0037 通用變頻器，額定容量 額定輸出電流 ,適配電動機(jī)。主軸組件通常由主軸、軸承和安裝在主軸上的傳動件等組成。這個差異，對于精密和高精度機(jī)床是不能忽略的。如果發(fā)生切削自激振動，將嚴(yán)重影響加工質(zhì)量，甚至可能使切削無法進(jìn)行下去。 耐磨性 主軸組件必須有足夠的耐磨性，以便能長期保持精度。但與滑動軸承相比，滾動軸承噪音大，滾動體數(shù)目有限，剛度是變化的，抗振性略差并且對轉(zhuǎn)速有很大限制。為了提高精度和剛度，主軸軸承的間隙應(yīng)該是可調(diào)的。 ③角接觸球軸承，這種軸承既可以承受徑向載荷，又可承受軸向載荷。要求較低的主軸或三支承主軸的輔助支承可用 P5 級。 表 主軸軸承精度 機(jī)床精度等級 前軸承 后軸承 普通精度等級 P5 或 P4（ SP） P5 或 P4（ SP） 高精度級 P2（ UP） P2(UP) 軸承的剛度 滾動軸承在 0游隙下，軸承在外載荷作用下的變形為： 點接觸的球軸承： δ r= δ r= （ ） 線接觸滾子軸承 δ r= δ a= () 式中 δ r、 δ a— 徑向和軸向變形（ μ m）； α — 接觸角（ 0） la— 滾子的有效長度，等于滾子長度扣除兩端倒角（ mm） Qr、 Qa— 作用于單個滾動體的徑向和軸向載荷（ N） Qr= Qa= () Fr、 Fa— 用于軸承上的徑向和軸向載荷（ N） i、 z— 滾動體的列數(shù)和每列的滾動體數(shù) 零游隙時軸承的剛度： K= 當(dāng)為球軸承： Kr== () Ka= () 第頁共 34 頁 當(dāng)為滾子軸承： K r==(iz) () Ka== () 式中 K r 、 Ka—— 軸承的徑向和軸向剛度（ N/μ m）。 CK6132 主軸軸承徑向剛度如下： 表 CK6132 主軸軸承徑向剛度 前軸承 后軸承 軸向剛度 1316N/μ m 729N/μ m 296N/μ m 主軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 主軸的構(gòu)造和形狀主要決定于軸上所安裝的傳動件、軸承等零件的類型、數(shù)量、位置和安裝方法等。 車床、銑床以及其他一些機(jī)床的主軸上有多種零件。各種鋼材的彈性模量幾乎沒有什么差別，因此剛度不是選擇材料的依據(jù)。 第頁共 34 頁 圖 CK6132 的主軸結(jié)構(gòu) 第四章 基于 ANSYS 的 CK6132 主軸的靜力分析 主軸靜力分析概述 線性靜力分析的基本步驟 靜力分析用來計算結(jié)構(gòu)在固定不變載荷作用下的響應(yīng)，如反力、位移、應(yīng)變、應(yīng)力等，也就是探討結(jié)構(gòu)受到外力后變形、應(yīng)力、應(yīng)變的大小。后者處理模型中特定點在所有載荷步（整個 第頁共 34 頁 瞬態(tài)過程）的結(jié)果。 m） L—— 扭矩的作用距離（ m） θ —— 扭轉(zhuǎn)角（ rad） 主軸彎曲剛度尚無標(biāo)準(zhǔn)，文獻(xiàn)資料，從下列幾個方面，提出了一些對主軸組件的剛度要求： ①靜態(tài)彈性變形對加工精度的影響有的資料推薦，可以根據(jù)復(fù)映誤差來規(guī)定機(jī)床 Y向綜合剛度，再根據(jù)主軸組件的變形占機(jī)床系統(tǒng)綜合變形的比例確定組件的剛度。 瑞典 SKF 公司推薦，把主軸當(dāng)作一個簡支梁，支承中間承受一集中載荷，對于一般生產(chǎn)型機(jī)床如車床和銑床等， K≥ 250N/μ m。但為了簡化分析，仍假設(shè)主振動方向和測量靜變形的方向相同，即都在 y向。即用較高的切削速度和較大的進(jìn)給量，可以允許較大的極限切削寬度。當(dāng)軸承預(yù)加載較大或用三支承時取大值，當(dāng)主軸前軸承存在間隙時取 ζ ＝ ~ 圓錐滾子軸承，雙列向心短圓柱滾子軸承和推力球軸承的組合 ~ 動壓滑動軸承 單油楔 ~ 指主軸前軸承結(jié)構(gòu)，主軸轉(zhuǎn)速高或直徑間隙小時取大值 多沒楔 ~ 液體靜壓軸承 ~ 當(dāng)用小孔節(jié)流或毛細(xì)管節(jié)流，高粘度的潤滑油或油膜剛度較低時取大值 CK6132 主軸的典型工況 表 主軸各工況的的載荷表 齒輪上的作用力 切削力 徑向 扭矩等 第頁共 34 頁 工況 圓周力（ N） 力(N) 扭矩(N 2)定義單元類型 單元類型（ Element Type）的定義用來決定用什么形狀的微元來離散主軸。要提高分析精度，可以有以下三種方法： a. 網(wǎng)格細(xì)分法（ hmethod）： ANSYS 自動細(xì)分網(wǎng)格； b．高次單元法（ pmethod）：選擇高次單元進(jìn)行分析； c．混合并行法（ hpmethod）： 上述兩者并用。這些載荷均施加在主軸的有限元模型，為了將載荷施加于相應(yīng)的節(jié)點上，對主軸的有限元模型加載區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化。 ANSYS 還為用戶提供了一個詢問數(shù)據(jù)的功能，可將圖形窗口中的光標(biāo)位置的數(shù)據(jù)顯示出來。切削參數(shù)為：v=50m/min， f=~。 ANSYS 的模態(tài)分析是線性分析，任何非線性特性將被忽略。 同理施加約束在前端軸承上，坐標(biāo)為（ ， ），施加約束為 UX、 UY,UZ。電動機(jī)為 YD1128/4,轉(zhuǎn)速為 720/1440r/min，功率為 3/。 (2)CK6132 車床精車時， 因主軸組件變 形 (包括軸承、主軸箱、主軸和工件 )，由此產(chǎn)生的直線度誤差為 105m。 ............................................................................................... 31 主軸組件的模態(tài)分析 ........................................................................................... 31