機(jī)床主軸動靜態(tài)特性分析項(xiàng)目報告

1、 機(jī)床主軸動靜態(tài)特性分析機(jī)床主軸通常在高速狀態(tài)下工作，因此其動靜態(tài)特性必須很高，才能滿足加工質(zhì)量要求，因此對機(jī)床主軸進(jìn)行靜力學(xué)分析和模態(tài)分析是很有必要的。靜力學(xué)分析主要是得出機(jī)床主軸的剛度，并且得出在典型加工條件下，主軸前端的最大位移，看其是否滿足靜態(tài)要求；動力學(xué)分析得出主軸振型以及主軸固有頻率，從而判斷主軸設(shè)計(jì)是否合理，并且在此基礎(chǔ)上優(yōu)化結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。機(jī)床主軸的動態(tài)特性包括臨界轉(zhuǎn)速、主振型和固有頻率等方面，這是機(jī)床主軸動態(tài)特性的主要方面。當(dāng)機(jī)床主軸的轉(zhuǎn)速達(dá)到或接近臨界轉(zhuǎn)速時，會引起機(jī)床的共振，使機(jī)床震動加劇，加快刀具的磨損，降低加工質(zhì)量，惡化加工環(huán)境。因此為了避免這種情況的發(fā)生，對機(jī)床主軸的臨界

2、轉(zhuǎn)速的研究是很有必要的。為了保證加工質(zhì)量及加工安全要求，主軸的最高轉(zhuǎn)速應(yīng)該低于臨界轉(zhuǎn)速的百分之七十五。1.機(jī)床主軸靜態(tài)特性分析（1） 建立模型 打開proe軟件界面，建立如圖（1）所示模型，并導(dǎo)入ansys workbench中圖1 主軸模型的建立（2） 添加材料屬性信息 機(jī)床主軸的材料為40Cr，其相關(guān)參數(shù)見下表（1）：表1 主軸材料屬性值材料屬性彈性模量泊松比密度屈服極限數(shù)值206GPa0.28800MPa（3）設(shè)定網(wǎng)格劃分參數(shù)并進(jìn)行網(wǎng)格劃分制定網(wǎng)格尺寸為3mm,進(jìn)行網(wǎng)格自動劃分，劃分結(jié)果如圖（2）圖2網(wǎng)格劃分結(jié)果（4） 施加載荷以及約束 對有限元模型進(jìn)行加載時，按照機(jī)床在典型加工工藝條件

3、下工作進(jìn)行計(jì)算，算出其在切削時的徑向力，如在前面的3.2.2章節(jié)已經(jīng)得出在此工況下軸的受力，在進(jìn)行靜態(tài)分析時，其唯一載荷為主軸前端施加的切削力的徑向分量 Fr= 193.8 N。前軸承為固定端，故只約束其X方向的移動自由度,后軸承在軸向（X 向）存在游動。然后進(jìn)行求解，最終得出機(jī)床主軸的靜力變形如圖（3）所示。圖3 機(jī)床主軸靜力變形云圖從圖（3）中可以得出，主軸前端最大變形量為Max=1.14m，因此主軸靜剛度為： 代入數(shù)值得：=170N/m。 在后期的參考文獻(xiàn)的查找中以及老師的指導(dǎo)下，發(fā)現(xiàn)如果把前端三個軸承等效為一組彈簧時，結(jié)果誤差很大。因此再次分析，把三個軸承等效為三組彈簧，所得結(jié)果如圖（

4、4）圖4 重新分析結(jié)果 再次算得主軸靜剛度為=343N/m，可以看出主軸剛度明顯提升。根據(jù)機(jī)床主軸設(shè)計(jì)要求的有關(guān)資料可知：本文中設(shè)計(jì)的磨床機(jī)床主軸靜剛度滿足要求。因此可知，主軸前懸伸量，主軸跨距，主軸平均外徑、內(nèi)徑等主要結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)參數(shù)是合適的。如果剛度不夠，則有以下改進(jìn)措施：1.減小前端伸出量；2.縮短支撐跨距；3.對軸承進(jìn)行中預(yù)緊以提高軸承剛度。機(jī)床主軸動態(tài)特性分析 模態(tài)分析主要包括建立ansys 模型、添加材料屬性、劃分網(wǎng)格、添加載荷以及約束、求解得出結(jié)果。模態(tài)分析的結(jié)果包括各界固有頻率的數(shù)值，以及其變形云圖。（1） 建模模態(tài)分析建模原則與靜態(tài)分析建模原則類似。建立如圖(3）所示的模型。定義

5、軸承與主軸的接觸面，選擇彈簧模擬接觸，每處均布四個。（2）添加約束、載荷以及材料屬性參數(shù)對材料參數(shù)的設(shè)定上與靜態(tài)分析類似，但是需要添加主軸密度信息。模態(tài)分析是不考慮主軸所受切削力，只考慮軸承對主軸的約束。（3） 劃分網(wǎng)格模態(tài)分析計(jì)算量很大，前期設(shè)定網(wǎng)格尺寸為10mm,進(jìn)行網(wǎng)格自動劃分，所得結(jié)果如圖(5)圖5 網(wǎng)格劃分結(jié)果（4） 結(jié)果分析 理論上主軸的固有頻率由無窮多個各階頻率組成，但是在實(shí)際中，只有前幾階頻率對主軸影響較大，只需要得出前幾階頻率就可以了解整個軸的有關(guān)屬性。因此，本文在此提取其前 6 階固有頻率（圖6）(表2）和振形。圖6 前六階固有頻率表2 前六階固有頻率及振型階次一階二階三階

6、四階五階六階頻率（Hz）01505.51505.82089.12089.82851振型扭轉(zhuǎn)一階彎曲二階彎曲一階擺動二階擺動三階擺動圖6.1 一階振型圖6.2二階振型圖6.3 三階振型圖6.4 四階振型圖6.5 五階振型圖6.5 六階振型計(jì)算結(jié)果討論 從上述分析結(jié)果中可以看出，主軸的前兩階固有頻率接近于0，三階四階頻率較為接近，五六階固有頻率也較為接近。從前兩階振型中可以看出，本文所設(shè)計(jì)的主軸屬于剛性軸。從結(jié)果中可以看出，主軸最低階不為0的固有頻率為其三階固有頻率=1505.5HZ。由此可以得出其臨界轉(zhuǎn)速，關(guān)系為n=60f。因此可以算出一階臨界轉(zhuǎn)速n=90300rpm。由設(shè)計(jì)要求的參數(shù)可知，主軸

7、的最高轉(zhuǎn)速為8000r/min，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于一階臨界轉(zhuǎn)速的75%。因此該軸不會發(fā)生共振，它的工作轉(zhuǎn)速是安全的。試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)過ANSYS workbench軟件分析，得出分析結(jié)果如圖（7） 圖7.1 主軸前端幅頻曲線圖7.2 前軸承幅頻曲線圖7.3 轉(zhuǎn)子中點(diǎn)幅頻曲線圖7.4 后軸承幅頻曲線從分析中可以看出，諧響應(yīng)分析的結(jié)果與模態(tài)分析結(jié)果十分吻合，在1500Hz和2090Hz附近主軸前端、后端、前軸承和后軸承的幅頻曲線都出現(xiàn)峰值。并且可以看出在高速情況下，主軸前端的剛度有所下降，但是下降幅度很小，因此在高速情況下，主軸剛度還是可以滿足要求的。從主軸各處的幅頻曲線，比較主軸各處最大位移，見表（3）表3 主軸各處最大位移位置主軸前端（mm）前軸承（mm）轉(zhuǎn)子中點(diǎn)（mm）后軸承（mm）1500Hz0.01680.0140.02050.0122090Hz0.003890.00840.000340.012 由表（3）中可以看出，當(dāng)發(fā)生共振是，主軸轉(zhuǎn)子中點(diǎn)位移最大，其次是主軸前端。因此這兩個位置是主軸的危險點(diǎn)。 由圖可以看出在1500Hz附近，發(fā)生共振時，主軸變形比較