基于ansysworkbench的高速立式加工中心主軸箱優(yōu)化設計

基于ansysworkbench的高速立式加工中心主軸箱優(yōu)化設計

0主軸箱動態(tài)特性分析主室內加工中心是快速垂直中心的核心。這種靜態(tài)平衡性直接影響高速垂直中心的加工精度、精度穩(wěn)定性和抗振性。在加工中心工作過程中,主軸箱在滑枕上上下移動,當其運動到最下端時,主軸箱形成一個懸臂梁結構,這時主軸箱的剛度最差。因此,對主軸箱進行此工況位置的靜動態(tài)特性有限元分析及優(yōu)化設計具有很重要的工程意義。本文建立了主軸箱的有限元模型,以銑削工況下的最大載荷作為載荷邊界條件,根據實際情況為主軸箱添加了約束邊界條件,對其進行了靜動態(tài)特性有限元分析和多目標多尺寸的優(yōu)化設計。1主框架的金元模型1.1加工中心加工過程高速立式鏜銑加工中心采用龍門式結構,主要由床身、橫梁、滑枕、主軸箱等部件組成,其結構模型如圖1所示。在加工中心加工過程中,工作臺不動,主軸箱沿著滑枕運動實現(xiàn)主軸X方向的運動,滑枕沿著橫梁運動實現(xiàn)主軸Y方向的運動,橫梁沿著床身運動實現(xiàn)主軸Z方向的運動。主軸箱是關鍵的承載和連接部件,承載切削力并將切削力傳遞到滑枕。1.2立主軸箱模型的建立高速立式加工中心主軸箱采用的是圓柱結構,這樣的結構能夠在減輕重量的同時抵抗大切削力作用下產生的變形。如果只單獨分析主軸箱,則無法對主軸箱施加載荷,因此建立主軸箱部件的三維模型。主軸箱部件是由主軸、刀具、絲杠、絲杠螺母和主軸箱等組成的,三維模型如圖2所示。為了保證分析結果的準確性和提高效率,對主軸箱部件進行簡化,去掉所有的倒角、圓角及小尺寸的螺栓孔。主軸箱的整體結構由精密鑄造加工而成,其材料為灰口鑄鐵HT250(極限應力為250MPa)。導軌、絲杠和絲杠螺母的材料為軸承鋼,彈性模量:210Gpa,密度:7.82e+3kg/m3。采用ANSYSWorkbench中“boned”接觸單元類型仿真所有的接觸面。1.3主軸箱和主軸箱部件網格劃分網格劃分是有限元分析的關鍵步驟,網格劃分的好壞直接影響到有限元分析的精度和效率。對主軸箱部件簡單部分采用自由網格劃分。刀具承受了極大的切削力和切削扭矩,導軌是主軸箱部件與滑枕部件的接觸位置,因此要對刀具和導軌部位進行網格細化,以保證計算結果的準確性。有限元網格劃分單元數(shù):83660,節(jié)點數(shù)139625。1.4主軸箱約束方式利用有限元方法進行靜動態(tài)特性分析,最重要的是確定邊界條件。邊界條件包括約束邊界條件和載荷邊界條件。主軸箱通過安裝在主軸箱上的導軌與安裝在滑枕上的滑塊配合,實現(xiàn)主軸箱只能沿著X方向運動。因此,約束導軌上與滑塊配合的四個位置Y和Z方向自由度來模擬主軸箱的單向運動。主軸箱上的絲杠兩端安裝在滑枕上的軸承里,因此采用固定約束實現(xiàn)絲杠上下兩端的完全約束,主軸箱約束方式如圖3所示。加載情況是有限元分析的前提,因此必須明確主軸箱銑削工況下的最大承受載荷。主軸箱所承受的載荷主要有加工工件時的切削力、主軸箱的重力。在計算切削力時,根據《金屬切削原理與刀具》中的切削力經驗公式,計算出銑削力:X軸0N,Y軸896N,Z軸1280N。2主軸箱應力云圖主軸箱靜力分析是計算在固定不變載荷作用下主軸箱的位移、應力,它不考慮慣性和阻尼的影響,所以靜力分析為主軸箱結構優(yōu)化提供非常重要的參考。完成主軸箱的邊界條件設置,力、扭矩施加后,對主軸箱進行靜力分析。主軸箱為有限元分析的主體,因此在后處理過程中只顯示主軸箱的變形和應力云圖,這樣能夠簡化分析結果,突出重點。主軸箱的變形如圖4所示,應力如圖5所示。如圖4所示,主軸箱最大位移處位于主軸箱下端的前部,最大位移為0.0204mm。主軸箱為懸臂梁結構并承受來自工件的銑削力,變形主要發(fā)生在主軸箱中部位置,此處剛性偏弱,造成主軸箱底部位移最大。如圖5所示,主軸箱的最大應力為4.5974MPa,位于主軸箱與絲杠接觸位置,是模型簡化過程中刪除倒角圓角所導致的應力集中。本應力分析結果除應力集中位置之外,其他位置的應力大約為2MPa左右,在主軸箱中部位置,這里也是導軌與滑塊連接位置,承受了主要載荷。3中心主軸箱的自適應結構主軸箱模態(tài)分析用于確定主軸箱的振動特性-固有頻率和振型。模態(tài)分析反映了主軸箱的力學性能,與載荷無關,因此它能全方位地體現(xiàn)主軸箱的結構特性,暴露其在某方向的最薄弱環(huán)節(jié),是主軸箱優(yōu)化設計的方向和理論基礎。前處理與靜力分析相同,且不施加載荷,表1為主軸箱前四階固有頻率,圖6為前四階振型圖。該型號加工中心主軸最大轉速為20000rpm,因此切削力激振頻率范圍為0~333Hz。主軸箱一階固有頻率為150.8Hz,處于切削力激振頻率范圍以內,因此需要對主軸箱進行優(yōu)化設計,盡量提高第一階固有頻率,以避免因產生共振造成損失。從圖6可以看出,主軸箱一階振型為主軸箱整體向上振動,下部沿著Z軸翹起;二階振型為整體向下振動,下部沿著Z軸翹起;三階振型為主軸箱下部沿著Y軸振動;四階振型為主軸箱上部沿Y軸振動。4優(yōu)化中軸線方案4.1尺寸優(yōu)化設計針對主軸箱的圓柱結構,選取如圖7所示的7個優(yōu)化尺寸。改變這些優(yōu)化尺寸只對主軸箱結構進行局部修改,不會改變整體尺寸,因此符合設計的思路。另一方面,這些尺寸是相對獨立的,不存在依賴關系,優(yōu)化過程中不會導致模型再生失敗,因此可以實現(xiàn)尺寸優(yōu)化。在不影響主軸箱性能的前提下確定優(yōu)化尺寸的變化范圍。優(yōu)化尺寸的初始值和變化范圍如表2所示。4.2優(yōu)化主箱的設計優(yōu)化尺寸靈敏度分析是通過一定的數(shù)學方法和手段,計算出主軸箱的靜動態(tài)性能參數(shù)隨優(yōu)化尺寸變化的靈敏度,從而選擇出對靜動態(tài)特性影響較大的尺寸,并依據靈敏度值的大小和正負,對主軸箱進行優(yōu)化設計?；赟ixSigma的判定原則,利用全局變量法來確定哪些尺寸對主軸箱的性能有較大影響,以便完成全局靈敏度分析。通過迭代,7個尺寸對主軸箱的變形、應力和一階固有頻率的影響因子如圖8所示。圖8中優(yōu)化尺寸的靈敏度為正值,表示當這個尺寸增大時,目標函數(shù)的值會相應的增大。同樣的,尺寸的靈敏度為負值,表示當這個尺寸減小時,目標函數(shù)的值會相應的減小。通過對圖8的分析,可以看出P1、P4、P6、P7對主軸箱的變形、應力和一階固有頻率的影響因子較大,因此選用這四個尺寸對主軸箱進行最終的尺寸優(yōu)化。4.3主軸箱靜動態(tài)特性分析以減輕重量為目標函數(shù)、位移變形和一階固有頻率為約束函數(shù)對主軸箱進行尺寸優(yōu)化。優(yōu)化后的尺寸P1為874.5mm,P4為69.62mm,P6為25346mm,P7為354.54mm,進行圓整后P1為875mmP4為70mm,P6為255mm,P7為355mm。按照圓整后的尺寸對模型進行再生,對再生的模型進行靜動態(tài)特性有限元分析,分析結果如圖9所示。優(yōu)化前后主軸箱靜動態(tài)特性參數(shù)對比如表3所示。從表3可以看出,優(yōu)化后的主軸箱重量減輕了23.81kg,最大變形和最大應力都有所下降,一階固有頻率明顯提高。因此,優(yōu)化后主軸箱結構的靜動態(tài)特性得到了顯著提高。5軸箱關鍵尺