（机械工程专业论文）高精度镗铣动力头动静态特性的有限元分析.pdf

高精度镗铣动力头动静态特性的有限元分析 中文摘要 高精度镗铣动力头动静态特性的有限元分析 中文摘要 随着全球汽车工业的不断发展，组合机床也得到了飞速的发展，越来越多的汽车零 部件需要组合机身碱组合机床自动化生产线来j n - r 完成。而作为组合机床设计制造的核 心通用部件镗铣动力头，其高强度、高精度及高可靠性是提高生产率、降低生产成 本、保证零部件品质的必要条件。因此，镗铣动力头主轴结构的研究和动静态特性的优 化，对于进一步提高组合初床的工作性能有着十分重要的意义。 本文采用有限元分析方法，运用a n s y s 软件，对镗铣动力头主轴的结构和动静态特性 进行了深入的研究，具体包括：1 分析主轴的结构特点及其对动静态特性的影响，并从 满足其动静态特性的角度，对主轴的结构进行了设计；2 通过对角接触球轴承进行结构 建模和力学特性分析，获得了轴承静刚度的简易计算方法，对主轴轴承的静刚度进行了 计算：研究了预紧力对轴承静刚度的影响；通过对高精度角接触球轴承进行动力学特性 分析，总结出一种较为简易、精确的轴承动刚度的计算公式；3 对主轴进行二维静态有 限元建模，g 卧n s y s 计算，得出了本主轴的静刚度，并分析了轴承预紧力对主轴静刚度的 影响；4 对主轴进行了较精确的三维动态有限元建模，经a n s y s 计算分析，获得主轴的 模态和谐响应特性；研究了主轴固有频率、振型和临界转速，分析了轴承预紧力对主轴 一阶固有频率的影响：并对高精度加工条件下，主轴在前端、转子和后段三个位置所发 生的最大动态位移进行了分析计算，验证了主轴结构设计的合理性。 关键词：组合机床：镗铣动力头；动静态特性；有限元法；a r s y s 作者：陈晓明 指导老师：钱志良 a b s t r a c t f e m f o r s 。t a t i c a n d 。d y n a m i c p e r f 。o r m a n c e o fh i g h - p e r c i s i o nm a c h i n i n gs p i n d l e f e mf o rs t a t i ca n dd 删cp e r f o r m a n c e o f h i g h - p e r c i s i o nm a c h i n i n gs p i n d l e a bs t r a c t w j t ht h ed e v e l o p m e n to fg l o b a la u t o m o t i v ei n d u s l r y t h em o d u l a rm a c h i n et o o l ( m m a 3h a sb e e n d e v e l o p e d , a n dm o r ea n dm o r ea u t o m o t i v ep a r t sn e e dt h em i v l to fa u t o m a t i cp r o d u c t i o nl 砷器b a s e d0 1 1 m m t st om a c h i n i n g a st h ev e r yi m p o r m tg e v e r a lp a r t so fd e s i g na n dm a n u f a c t u r em m t s m a c h j l l i n g s p i n d l e s , t h eh i 咖s t n m g i l l ，h i g h - p r e c i s i o na n dh i g h - r e l i a b i l i t ya r ct h en e c e s s a r yc o n d i t i o n sf o ri m p r o v i n gt h e p r o d u c t i o nr a t e , r e d u c i n gt h ep r o d u c t i o nc o s ta n de n s u r i n gt h eq u a l 时o f p r o d u c t s t h e r e f o r e , i ti si m p o r t a n tt o 咖匆t h es p i n d l ee o r r m a e t i o nd e s i g na n do p t i m i z a t i o no f t h es t a t i ca n dd y n a m i cp e r f o r m a r r xo ni m p r o v m gt h e p e r f o r m a n c eo f t h em m t s i nt h i sp a p e f ，t h ed e s i g na n de o n t r u c t i o r t , t h es t a t i ca n dd y n a m i c p e r f o r m a n c e so f t h em a c h i n i n gs p i n d l e s a r es t u d i e dt h r o u g h l yu s i n ga n s y ss o f t w a r eb yf e m d e t a i l so f s t u d i e sa r ea sf o l l o w s , l 彝t h ee o n s t r u e t i o no f m em a c h i n i n gs p i n d l ea n dt h ei n f l u e n c e so nt h es t a t i ca n dd y n a m i c p e r f o r m a n c e s o f s p i n d l ea l es t u d i e d , a n dt h ec o n l r u c t i o no f 恤m a c h i n i n gs p i n d l ei sd e s i g n e db a s e do ns a t i s f y m gt h es t a t i c a n dd y n a m i c p e r f o r m a n c e 严8 yt h em o d e l i n ga n da n a l y s i so ff o r c ec 1 1 a 船c 矧鲥c sf o ra n g u l 甜c o n t a c tb a l lb e a r i n g , t h es t a t i c s t i f f n e s so ft 枷n gf o rt h es p i n d l ei sc a l c u l a t e du s i n gs i m p l em e t h o d , a n gt h ei n f l u e n c eo fp r e l o a d0 1 1s t a t i c s t i f f n e s so f b e a r i n gi ss t u d i e d , a n das e to f a c o z - a t es i m p l i f i e df o r m u l ao i lt h ed y n a m i cs t i f f n e s so f b e a r i n ga r e s u m m a r i z e db yt h ea n a l y s i so f d y m m i cp e r f o r m a n c ef o rh i g h - p r e c i s o na n g u l a rc o n t a c tb a l ib e a r i n g 3 哪at w o - d i m e n s i o n a lf e mm o d e l0 f 恤m a c h i n i n gs p i n d l ei sb u i l t 叩w i t ha n s y s ，t h es t a t i cs t i f f n e s s o f s p i n d l ei ss t u d i e da n dt h ei n f l u e n c eo f p r e l o a d0 1 1i ti sa l s oa n a 岫e di nd e t a i l 4 也am o l ea c c u r a t et h r e e - d i m e n s i o n a lf e mm o d e lo f t h e m a c h i n i n gs p i n d l ei se s t a b l i s h e d b a s e do nt h e m o d e l ，t h em o d a la n d1 - e s l 9 0 r l s ec h a r a c t e r i s t i c sp ft h em a c h i n h gs p i n d l ea r ca n a l y z e d t h en a t u r a lf r e q u e n c y , w q ) r a t i o nm o d ea n dl i m i ts p e e da r es t i d i e d t h ei n f l u e n c eo f p r e l o a do i lf i r s ts e to f n a t u r a lf r e q u e n c yo f s p i n d l e i sa n a 蜘e c lt h em a x i m nd y n a m i cd i s p l a c e m e n t so f t h ef r o n te n d , r o t o ra n dr e a re n do ns p i n d l ea r es t u d i e d , t h e r e f o r e , t h er a t i o n a l i t yo f t h es p i n d l ed e s i g na n dc o n s l r u c t i o nw i l lb ev a l i d a t e d k e y w o r d s ：m o d u l a rm a c h i n et o o l ；m a c h i n i n gs p i n d l e ；s t a t i ca n dd y n a m i cp e r f o r m a n c e ；f i n i t ee l e m e n t m e 吐l e o d ；a n s y s h w r i t t e n 蚵c h e nx i a o m i n g s u p e r v i s e db yq i a nz h i l i a n g 高精度镗铣动力头动静态特性的有限元分析第一章绪论 第一章绪论 1 1 课题的研究意义 随着全球汽车工业的不断发展，组合机床行业也得到了飞速的发展，越来越多的汽 车零部件需要采用组合机床或组合机床自动化生产线的方式来进行零部件的生产制造， 而作为组合机床和组合机床自动化生产线设计制造中的核心通用部件镗铣动力头， 其高精度、高强度和高刚度的基本性能是组合机床和组合机床自动化生产线能够生产出 高品质、高精度产品的基本保证，也是我们提高生产效率、降低生产成本、保证零部件 品质的必要条件。而高精度镗铣动力头是能够保证组合机床等设备或生产线专业化生产、 自动化生产和大批量生产的必要保证。 对高精度镗铣动力头的结构设计、动静态特性分析，在很大程度匕决定了组合机床 和组合机床自动化生产线的生产效率、生产能力及使用寿命，也是设备生产高品质、高 精度产品的重要原因。其主轴结构的研究和动静态特性的优化，对于进一步提高组合机 床和组合机床自动化生产线的工作性能具有十分重要的意义。 1 1 1 组合机床和组合机床自动化生产线 组合机床( m o d u l a r l f l a c h i n et 0 0 1 ) 是以系列化、标准化的通用部件为基础，配以 少量的专用部件组成的专用机床( s p e c i a lm a c h i n et 0 0 1 ) 。它适应于在大批、大量生 产中对一种或几种类似零件的一道或八。道工序进行加工。这种机床既具有专用机床的结 构简单、生产率和自动化程度较高的特点，又具有一定的重新调整能力，以适应工件变 化的需要。组合机床可以对工件进行多面、多主轴加工，一般是半自动或全自动的。 组合机床自动化生产线是以组合机床为基础的进行某个零件或某个产品的多工序加 工的生产线。 无论是组合机床，还是组合机床自动化生产线，都是一种专用高效自动化技术的装 备，是大批量机械产品实现高效、高质量和经济性生产的关键装备，主要被广泛应用于 1 第一章绪论 高精度镗铣动力头动静态特性的有限元分析 汽车、拖拉机、内燃机和压缩机等众多工业生产领域。其中，特别是汽车工业，是组合 机床和组合机床自动化生产线最大的用户。例如，德国大众汽车公司在s a l z g i t t e r 的发 动机生产工厂，9 0 年代初所采用的金属切削机床主要是组合机床自动化生产线( 6 0 9 6 ) 、 组合机床( 2 0 9 6 ) 和加工中心( 2 0 9 6 ) 。显然，在大批量生产的机械制造行业，大量采用的 加工设备是组合机床和组合机床自动化生产线。因此，组合机床及其自动化生产线的技 术性能和综合自动化水平，在很大程度匕决定了这些制造行业产品的生产效率、产品质 量和企业生产组织的结构，也在很大程度上决定了企业产品的竞争力。 1 1 2 高精度镗铣动力头 镗铣动力头是这些专用设备和自动化生产线的重要组成部分，是担负着这些专用设 备和自动化生产线加工品质、加工能力和使用寿命的责任；同时，也是这些专用设备和 自动化生产线的重要组成部分。在设计这些专用设备和自动化生产线的加工品质、加工 能力、加工精度时，必须首要的考虑镗铣动力头是否能够胜任这些加工状态。而且，镗 铣动力头在实现机械加工的时候是单个独立存在进行机械加工的，相互之间不会有任何 加工工序和工艺要求的影响。 专用机床是随着汽车工业的兴起而发展起来的。在专用机床中某些部件因经常性的 重复使用，逐步发展为通用部件，因而在此基础e 产生了组合机床。 最早的组合机床是1 9 11 年在美国制成的，用于加工汽车零件。初期，各机床制造厂 都有各自的通用部件标准。为了提高不同制造厂通用部件的互换性，便于用户使用和维 修，1 9 5 3 年美国福特公司和通用汽车公司与美国机床制造厂协商，确定了组合机床通用 部件标准化的原则，即严格规定各部件间的联系尺寸，但对部件结构未作规定。 通用部件按功能可分为动力部件、支撑部件、输送部件、控制部件和辅助部件五类。 动力部件是为组合机床提供主运动和进给运动的部件。主要有动力箱、切削头和动力滑 台。我们这里所说的高精度镗铣动力头就属于通用部件的动力部件，包含了动力箱和切 2 高精度镗铣动力头动静态特性的有限元分析第一章绪论 削头部分，同时配合了动力滑台后就组成了完整的动力部件，是为组合机床提供主运动 和进给运动的部件。 1 2 主轴动静态特陛的研究现状 主轴单元的动静态特性包括主轴的变形、共振频率、临界转速和动态响应等。其对 主轴的速度和精度陛能有极大的影响，有关研究早在上世纪2 0 年代就开始了，大致可分 为三个阶段。 上世纪6 0 年代以前，基本上采用经验类比法进行主轴结构及动力学特性的设计。6 0 年代初，开始出现最佳支承跨距的计算，使主轴结构设计有了很大的改进，由于计算方 法和计算手段的限制，对动力学模型进行简化后，仍只能用图解法或解析法分析，不仅 方法繁琐，使用不方便，而且计算精度低。 近2 0 年来，由于计算机和计算技术的发展，主轴单元的动力学特性研究进入新的研叠： 究阶段。各种计算机分析方法相继问世，如古典结构分析法、传递矩阵法、有限差分法、 有限单元法和结构修正法等。 例如在国外，1 9 9 2 年，s p u rg 等利用结构修正法分析了切削机床的主轴轴承的静 态和动态性能，但只是考虑轴承径向一个自由度，并且忽略了轴向、力矩方向的自由度， 更忽略了轴承刚度的非线性。1 9 9 7 年，美国普渡大学的b e r t r j o r g e n s e n 和y u n g c s h i n 推出了一个包括热变形的轴承载荷变形模型，并与离散的主轴动态模型结合在起， 这一模型可以得到主轴固有频率、轴承刚度和热变形的较好的计算值。同年，t s u t s u m i 等人研究了滚动轴承的动态性能对主轴振动特性的影响。y h l a n d 建立了仅受球轴承几何 缺陷激励的无阻尼主轴轴承系统的线性分析模型，该模型在中、低速有效。 而国内从事这领域研究的也很多，特别是早期对普通主轴动特性的研究。1 9 9 2 年， 江苏工学院的付华应用试验模态分析与有限元计算相结合的方法，对传统主轴部件进行 3 第一章绪论 高精度镗铣动力头动静态特性的有限元分析 了动力特性分析，并对主轴进行了动力修改。1 9 9 4 年，大连理工大学的肖曙红用有限元 结合迭代的分析方法，编制了主轴组件静、动特性分析软件( s a a s ) 。同年，北京工业大 学的黄旭东等采用实验方法对复杂的主轴部件进行了动态特性分析。1 9 9 9 年，沈阳工业 学院的史安娜等对主轴部件建立了空间梁单元模型，并在此基础上对其静动态特性进行 了分析。同年，洛阳工学院的陈全兵等在轴的有限元法和超高速轴承的滚到控制理论的 基础上，给出了超高速主轴轴承系统在工作状况下的临界转速和动态下的挠度的计算 方法。2 0 0 ( 0 ，北京理工大学的刘素华利用有限元分析软件a ig o r f e a s 对镗铣动力头主轴 的动静态特性进行了分析。2 0 0 1 年，浙江大学的蒋兴奇在考虑轴承载荷和变形的非线性 特性及摩擦热的影响的情况下，建立了主轴变形和固有频率的计算方法。同年，杨曼云 等利用k s c n a s t r a n 软件对，m 6 3 5 0 卧式加工中心的主轴系统进行了静、动态特性分析。 武汉理工大学的杨光等利用传递矩阵法对镗铣动力头主轴系统进行了动力学特性分析。 2 0 0 3 年，无锡机床股份有限公司的蔡英等基于r i c c a t t i 传递矩阵法，对( 2 1 2 0 a 型内圆磨 床的高速主轴系统进行了动力学特性分析。 ： 综合以上文献可以发现，其中的有限差分法只能投主轴近似成b e m 0 1 i 梁，有限单元 法可以分析b e r n o li 梁、t i m o s h e n k o 梁，但必须对轴承载荷和变形关系进行线性化，同时 对轴承载荷进行积分以求出广义载荷，而传递矩阵法虽然具有程序简单、所需内存小等 优点，但其在计算高阶模态时，计算精度将急剧下降，有时甚至会导致有效数据丧失。 而且，除了刘素华和杨曼云利用特定的软件进行分析，较易完成外，其他的各种方法都 需要进行复杂的理论计算；在上述各文献中，只有杨曼云建立的模型是三维的。总之， 上述方法各有优缺点，随着设计质量要求的提高，只有更加全面的考虑各种因素对主轴 单元动力学特性的影响，尤其是过去被简化或忽略的因素的影响，才能得到更加接近实 际的分析计算结果。 本课题就是要研究镗铣动力头主轴的动静态特性，由上述各文献所总结的经验可知， 4 高精度镗铣动力头动静态特性的有限元分析第一章绪论 其主要任务是计算轴承的刚度、建立合理有效的模型，特别是轴承部分的简化，再对模 型进行静变形、模态及响应等各方面的分析。其中轴承刚度的计算较复杂，静刚度可用 前人的经验公式计算得出；而动刚度的计算部分则要考虑主轴高速运转条件下对轴承的 影响，目前在国内还未出现简便有效的计算方法。 本课题采用a n s y s 有限元软件来分析高速镗铣动力头主轴的动静态特性。a n s y s 软件 是一个应用广泛的工程有限元分析软件，主要是利用有限元法将所探讨的工程系统转化 成一个有限元系统，该有限元系统由节点及元素所组台而成，以取代原有的工程系统， 有限元系统可以转化成个数学模型，并根据该数学模型得到该有限元系统的解答，且 可以通过节点、元素把结果表现出来。完整的有限元模型除了节点、元素外，还包含工 程系统本身所具有的边界条件，如约束条件、外力的负载等。这个软件比上述的a i 伪r f e a s 其有更完善的前后处理功能，因此能更有效的建立好分析模型。 1 3 本课题的主要研究内容 本课题的目的在于以s u h n e r 公司镗铣动力头雎x3 5s 的主轴为研究对象，以实现镗 铣动力头主轴的高强度、高精度入手，对主轴的动静态特性进行研究：分析镗铣动力头 主轴的结构特点及其对动静态特性的影响；分析角接触球轴承的静态特性和动态刚度； 建立主轴的有限元分析模型，利用a n s y s 对设计的主轴进行静态、模态和动力响应的有限 元分析，改善主轴的动静态特性。 本课题的意义在于通过对镗铣动力头主轴结构和动静态特性的有限元分析，为优化 主轴结构和改善镗铣动力头主轴的动静态特性提供必要的理论依据，为镗铣动力头及其 主轴的研究开发和应用奠定基础，促进我国组合机床及其自动化生产线的应用与发展做 一点实际工作。 5 第二章主轴的动静态特性及其结构设计 高精度镗铣动力头动静态特性的有限元分析 第二章主轴的动静态特性及其结构设计 2 1 主轴的静态特性 主轴的静刚度简称主轴刚度，是机床主轴系统重要的性能指标，它反映主轴单元抵 抗静态外载荷的能力，与负荷能力及抗振性密切相关。主轴单元的弯曲刚度，定义为使 主轴前端产生单位径向位移6 时，在位移方向所需施加的力f ，即 k = 昂i 占( 岍) ( 2 1 ) 主轴单元的轴r l 习a j 度，定义为使主轴轴向产生单位位移时，在轴向所需施加的力。 般情况下，弯曲刚度远比轴向刚度重要，是衡量主轴单元刚度的重要指标，通常用来 代指主轴的刚度。它与主轴单元的前悬伸量、支承跨距、几何尺寸、主轴材料的物理性 能及轴承刚度有关。 2 2 主轴的动态特性 机床的主轴轴承系统的动态特性在很大程度匕决定了机床的加工质量和切削能力。 当切削过程中出现较大的振动时，会使刀具出现剧烈的磨损或破损，也会增加主轴轴承 和机床导轨承受的动态载荷，从而降低其寿命和精度保持性。当主轴组件选用滚动轴承 作主轴轴承时，其动态特性的优劣将反映在下列四方面的工作性能上： 1 ) 由于其抗振能力不足而产生切削自激振动( 颤振) ； 2 ) 由于制造和装配误差引起的受迫振动，以及由于非均衡切削所激励的受迫振动； 3 ) 由振动激发的固体声通过空气介质的传递而形成的噪声； 4 )在起动和制动的过渡过程中出现运动不平稳和动载荷剧增的现象 根据对机床出现上述前两种振动问题的统计分析，其中受迫振动约占6 0 ，自激振动 约占4 0 。受迫振动大多由主轴组件( 包括装于其上的夹具、附件、刀柄及刀具) 、主传 动系统、电机以及轴承系统等产生的周期性干扰运动和波动的切削载荷所引起的，高速 6 高精度镗铣动力头动静态特性的有限元分析第二章主轴的动静态特性及其结构设计 机床产生受迫振动则往往是由于主轴组件的原因所引起。 自激振动是一种表现形式更为剧烈的振动，当切削过程出现自激振动时，被加工表 面会出现明显的波纹而恶化其表面质量，并伴随有刺耳的噪声。如果振动剧烈则切削将 无法正常进行，因而不得不降低切削用量，致使机床的切削功率不能得到正常发挥，从 而降低机床的切削效率和金属切除率。在大多数场合下，主轴轴承系统是主要的动态 薄弱环节，也是构成自激振动的主导部件。 结构的动力特性是指它抵抗受迫振动和自激振动的能力。由于机床工作时既不可避 免地要产生受迫振动，又有可能产生自激振动，因此所设计的主轴部件应该对这两类性 质不同的振动都具有良好的抵抗能力，以满足预定的加工精度和生产率的要求。对于高 速机床，一方面由于激振力的幅值和频率随转速提高成比例的增加，而加工精度的要求 提高，所允许的幅值又减小，使受迫振动的问题逐渐突出；另一方面，切削用量较小， 对抵抗切削自激振动能力的要求又有所降低，因此在设计和评价高速机床的主轴部件时， 切削自激振动和受迫振动都应该加以考虑。j 在高速加工过程中，当切削过程出现较大的振动时，会使刀具出现剧烈的磨损或破 损，也会增加主轴轴承所承受的动载荷，降低轴承的精度和寿命，影响加工精度和表面 质量。任何个实际结构，理论上都是一个无限多自由度的系统，故其动态响应具有多 个明显的共振峰，每个共振峰主要由某个模态振型所决定，不同的振动形态对工件与刀 具间相对位移的影响不同，需改进的薄弱环节不同，所采取的措施也不同。镗铣动力头 的主轴转子是一个集中质量，将使固有频率下降，有可能发生共振。因此，识别和确定 镗铣动力头主轴单元系统的振型和固有频率，是评价其动态性能的一项重要指标。 要研究主轴单元的动态特性，首先要建立该系统的运动微分方程。多自由度的运动 微分方程可以应用牛顿第二定律，达朗伯原理，拉格朗日方程和哈密顿原理等来建立。 根据达朗伯原理，只要引入相应的惯性力，就可以将弹性体的动力问题化为相应的静力 7 第二章主轴的动静态特性及其结构设计高精度镗铣动力头动静态特性的有限元分析 问题，即化为弹性体的平衡问题来处理。即有： 【m 】扛如) ) + 【c 】缸( c ) ) + 【k 】缸( c ) ) = ( f ( c ) ) ( 2 2 ) 这就是弹性体的动力学方程，即用有限元法来解弹性体的动力问题的基本方程。 式中m 】、【c 】、瞰】总体质量、阻尼和刚度矩阵 缸( c ) ) 、矿( c ) 卜节点的位移和外力向量 在主轴受到静态力作用时，系统的运动方程式( 2 2 ) 就不存在加速度和速度的耦合 项，即有 瞰】缸) = 舻) ( 2 3 ) 由上式( 2 3 ) 采用高斯消元法即可求得主轴的静变形，主轴前端的静挠度计算与主 轴的静变形计算相似，只需修改外力向量即可。 2 2 1 主轴的固有振动特性 固有振动特性分析是通过研究无阻尼的自由振动，得到振动系统的自然属性，即固 有频率和振型。忽略阻尼矩阵的影响，【c 】= 0 ，当式( 2 2 ) 中的外力向量妒( t ) ) = ( 0 ) 时， 便可得系统的无阻尼自由振动方程 眦】缸如) ) + 吲( z ( t ) ) = ( o ) ( 2 4 ) 求解主轴的固有频率和振型，即求解上式的广义特征值和特征向量，可采用有理q r 方法求解。 2 2 2 主轴前端在切削部位的激振点动柔度 在单独分析主轴部件时，可以认为主轴前端在切削部位的激振点动柔度反映主轴抵 抗切削自激振动的能力，可以进步假设主轴的各阶模态比较离散，并且切削自激振动 的频率往往接近于主轴的横向振动的低阶频率，因此主轴前端的动柔度可以近似用第r 阶模态来表示。若只考虑主轴的第一阶模态的影响，主轴前端的动柔度可近似表示为 巩= a t ( 1 ) 2 瓯矗 ( 2 5 ) 8 高精度镗铣动力头动静态特性的有限元分析第二章主轴的动静态特性及其结构设计 式中口1 ( 1 ) _ 主轴前端第一阶模态的振型 矗第一阶模态阻尼系数 髓第一阶模态刚度 2 3 镗铣动力头主轴结构的动静态特性要求 对组合机床的镗铣动力头主轴来说，研究其动静态特性，必须同时考虑其切削白激 振动和受迫振动；为了减少受迫振动的振幅和避免出现切削自激振动，首先要了解影响 组合机床的镗铣动力头主轴动静态特性的主要因素，研究其对结构技术参数的要求。 1 主轴的整体结构 主轴单元的结构参数对其抗振性有很大的影响，其中包括主轴本身及安装在其上的 质量与分布状况、主轴的前悬伸量、主轴的支承跨距等。 2 主轴组件的支撑刚度和阻尼 甚 主轴组件的支撑部件包括轴承、主轴箱体和其它相关零件。其刚度和阻尼对主轴系 统的振动起决定性的影响；其中，轴承的振动又是支撑部件振动的主要因素，对主轴系 统的工作精度和抗振能力有极为显著的影响。因此，在进行结构设计时，考虑主轴轴承 的动态特性是非常有必要的；影响轴承动态性能的主要参数包括有：轴承的结构类型和 配置方式、轴承的预加载荷、轴承的运转速度、轴承的发热及轴承润滑方式的选择、冷 却系统的设计等，这些都是镗铣动力头主轴结构设计时必须妥善解决的问题。 3 主轴的动平衡精度 在机械主轴高速运转过程中，镗铣动力头主轴旋转部分微小的不平衡，都会产生很 大的离心力，引起机床的振动和噪声，影响工件的加工精度和表面质量。因此，必须采 用一些特殊的结构和工艺措施，保证镗铣动力头主轴的动平衡精度。 9 第二章主轴的动静态特性及其结构设计高精度镗铣动力头动静态特性的有限元分析 2 4 本课题主轴的结构设计 本文研究的镗铣动力头主轴结构如图2 1 所示。该镗铣动力头的主轴部件由前后两套 角接触球轴承支承。前轴承固定，承受径向载荷和双向轴向载荷。后轴承在轴向可以有 微量位移，以补偿主轴工作时的热伸长。前后轴承均采用定位置预紧，并用过盈套固定 在主轴上。从动轮用键联接方法安装在主轴尾部，用弹性止住挡圈固定从动轮。主轴前 端是i s o 、h s k 等形式的刀柄系统。轴承的润滑形式采用高效的润滑油脂进行润滑。 图2 - 1 镗铣动力头主轴结构 1 0 高精度镗铣动力头动静态特性的有限元分析第二章主轴的动静态特性及其结构设计 2 4 1 主轴轴承 镗铣动力头是组合机床的通用部件，是组合机床的“核心部件，是高速、精密且 承受较大径向和轴向载荷的重要部件。其轴承首先必须满足高速运转的要求，并具有较 高的回转精度和较低的温升；其次，必须具有尽可能高的径向和轴向刚度。第三，还要 具有较长的使用寿命，特别是高精度保持的寿命。因此，轴承的性能、类型与支承形式 都对镗铣动力头的使用功能极为重要。 目前，本课题研究的镗铣动力头采用的轴承主要是锥度轴承和角接触球轴承；锥度 轴承在组合机床中主要应用于镗铣动力头承担钻削等承受轴向载荷的工作场合，不适合 高转速和高精度的应用；例如在超过4 0 0 0 r p m 的应用场合，不适合用这种锥度轴承的镗铣 动力头。角接触球轴承主要应用于组合机床中承担镗削、铣削等既要承受轴向载荷，又 要承受径向载荷的工作场合，也适合较高转速和高精度的应用，主轴转速可达9 2 0 0 r p m ， 精度等级可达0 0 0 5 m l n 的应用场合。所以，镗铣动力头主轴最常用的支承元件，当然首选 角接触球轴承，因为其具有较好的高速高精度性能。同时，：为了提高主轴的支承强度和 主轴刚度，常采用角接触球轴承多联组配的结构。这样就可以承受非常高的轴向和径向 载荷，本课题研究的镗铣动力头b t x3 5si s 04 0 ，最大可承受3 0 0 的扭矩，其中的轴 承就是采用7 0 1 1 型号的角接触球轴承。 此种支承结构的特点是：前后支承都采用角接触球轴承，背靠背组配，定位置预紧， 采用前支承轴向定位，后支承浮动的形式，以适应主轴热伸长的需要，适用于轴向拉压 不定的负载状况，具有较高刚度，同时又具有较好的高速和承载性能。若轴承的预紧、 润滑及整个主轴箱的热平衡能得到较好的解决，则是一种较理想的主轴单元的支承形式。 根据本设计的性能指标，选用接触角为1 5 0 的特轻系列角接触球轴承，采用轻预紧的 方式，其代号为7 0 1 1e ts u lp 4 或7 0 1 1c tsd u lp 4 ，其技术参数见表2 一l 。 第二章主轴的动静态特性及其结构设计 高精度镗铣动力头动静态特性的有限元分析 表2 1 角接触球轴承的主要技术参数 型号 精度等级 内径d ( r a m ) 外径d ( m m ) 宽威( m m ) 内圈沟道曲率半径r i ( m m ) 外圈沟道曲率半径r e ( m m ) 滚动体直径d b ( m m ) 滚动体数目z 原始接触角仅。 预紧力f 曲( n ) 润滑方式 弹性模量e ( n m m 2 ) 密度p ( 蚝c m 3 ) 泊松比v 目标过盈量肌 7 0 1 1 p 4 s 5 9 0 1 8 4 _ 8 1 4 8 1 9 6 3 1 8 1 5 0 2 0 0 油脂润滑 轴承钢2 0 6 x1 0 5 轴承钢7 8 轴承钢0 3 0 3 2 4 2 主轴轴承的润滑形式 镗铣动力头在主轴轴承和承受轴向、径向载荷的三重作用下，或有一定的温升和热 变形，影响镗铣动力头主轴所能达到的最高转速、工作精度和可靠性。这就要考虑镗铣 动力头主轴的内外部散热问题。 轴承的润滑主要是为了降低摩擦阻力和减轻磨损，保证轴承正常运转。合理的润滑 高精度镗铣动力头动静态特性的有限元分析第二章主轴的动静态特性及其结构设计 对提高轴承的性能、延长轴承的寿命有着重要的意义。轴承润滑方式的选择与轴承的转 速、负荷、许用温升及轴承类型有关，般根据速度因数d m n 值选择。其中，如d m 为轴 承中径，n l i i l $ n 为工作转速，r p m 。 和传统的脂润滑和油雾润滑相比，采用密闭式润滑油脂能适应的工作转速比较高， 对车间生产环境无污染，是种实现最小量润滑( m i n i m u mq u a n t i t yl u b r i c a t i o n ) 的先 进润滑方式，其内部空腔具有一定压力的空气对轴承有冷却效果，可防止冷却液和空气 中的灰尘进入轴承。良好的润滑系统可以较好的解决镗铣动力头的润滑问题和与冷却问 题，如图2 2 所示。 图2 屹润滑系统的给气示意图 润滑系统的基本原理是，利用具有一定压力的干燥压缩空气( 0 1 0 3 b a r ) 和密闭 在主轴及主轴基座内腔中的润滑油，在一定长度的管道中混合，通过压缩空气在管道中 流动，带动润滑油沿管道内壁不断地流动，在整个主轴及主轴基座内腔都保持有润滑油 的润滑，实现润滑的最佳状态和冷却效果。同时，在轴承和镗铣动力头主轴的密封处形 成了由内向外的空气压力，避免了镗铣动力头在工作时外部的切削液、微细切屑或粉尘 通过密封处进入主轴内部的可能性，保护了主轴系统。 2 4 3 主轴的跨距设计 主轴前支承点到主轴前端的距离称为前悬伸量，前后支承点之间的距离称为跨距。 1 3 第二章主轴的动静态特性及其结构设计 高精度镗铣动力头动静态特性的有限元分析 前悬伸量对主轴组件的综合刚度影响很大，设计时要尽可能地缩小，考虑到实际情况， 取为4 0 2 姗，见图2 - 3 。 而跨距l 对综合刚度的影响则不是单向的。l 太小或太大，都会降低综合刚度。满 足主轴前端最小静挠度条件时的l 是最佳跨距l o ，此最佳跨距是一个近似的参考值。若 实际跨距在此附近，则有可能使主轴刚度达到最大值，若结构要求中实际跨距不可能等 于l o 时，则宁大勿小，以取较大的实际跨距为宜。因为当实际跨距小于最佳跨距时，综 合刚度的降低比跨距大于最佳值时要敏感得多。本镗铣动力头主轴在最初设计时根据整 体结构和实际经验的考虑，将跨距取为3 4 5m ，见图2 3 。 图2 - 5 主轴的跨距 2 5 本章小结 本章研究了一般主轴单元动静态特性的基本理论，建立了主轴单元的运动微分方程， 为镗铣动力头主轴单元动静态特性的有限元分析奠定了理论基础；并在此基础上，分析 了影响镗铣动力头主轴动静态特性的主要因素及其对结构设计的要求；分析了本课题研 究的镗铣动力头主轴的结构特点，通过对主轴轴承、主轴轴承润滑系统、主轴跨距等关 键部件和结构参数的设计计算，满足镗铣动力头主轴动静态特性的要求。 1 4 堕堕堡堡垦垫垄兰垫堂查堑堡堕复堡垂坌塑笙三兰塑墨型塞塑坌堑 第三章轴承刚度的分析 主轴轴承，为了保证主轴的运动刚度，除了在主轴旋转方向上无约束外，根据轴承 的结构不同，对其他4 个或5 个自由度均起约束作用。轴承在这些自由度上一定存在着阻 止动态位移的能力。按照位移的方向，轴承刚度分径向、轴向和角刚度。按照运转状态， 轴承刚度又分静刚度和运动刚度，低速下的运动刚度可以利用静刚度分析方法，高速时 惯性载荷使轴承刚度与静le 状态不同。 主轴轴承动态性能的主要评价指标就是动刚度。轴承的动态性能对主轴轴承组件 系统的工作精度和抗振能力有极为显著的影响。对于轴系来说，轴承的刚度约占4 0 9 6 6 0 9 6 ， 因此，讨论轴承的工作状态对轴系来说至关重要。本课题所研究的轴系采用的是角接触 球轴承，下面对角接触球轴承的刚度计算进行了一定的探讨。 3 1 角接触球轴承静刚度的计算 角接触球轴承受力后主要变形是滚动体与内、外滚道处的接触弹性变形，受力与变 形关系可用赫兹公式来计算。根据赫兹公式，两个材料相同的物体在q 力作用下以点接 触形式相互挤压时，弹性变形( 趋近量) 瓯为 & = t 5 元2 kx 降x 韭3 q 2 】l 3 ( 3 1 ) 式中奴一弹| 生趋近量，m 坚一赫兹系数 f 一材料弹性模量，轴承刚e = 2 0 6 8 7 1 0 1 1 ，n m 2 弘一泊松比，轴承钢肛= 0 3 f 一曲率总和 q 一作用力，n 对于钢制轴承，将弹性模量和泊松比的值代入式( 3 1 ) ，得 氐= 2 7 9 1 0 8 = 2 k ( f q 2 ) 1 3 ( 3 2 ) “7 n 第三章轴承刚度的分析高精度镗铣动力头动静态特性的有限元分析 对于角接触球轴承，赫兹系数磊2 k 和f 为滚动体直径d 厶的函数来表示，代入式 ( 3 2 ) 后得 艿= 4 。2 3x 1 0 8 ( q 2 ) 1 3 ( 3 3 ) 或q = 1 1 4 9 1 0 1 1x ( d u # 3 ) 1 2 ( 3 4 ) 式中占为滚动体与内、外滚道接触处总的弹性变形，根据式( 3 3 ) 或( 3 4 ) 可对 滚动体与滚道接触变形进行计算。 3 1 1 角接触球轴承受力分析 角接触球轴承可同时承受径向负荷辱和轴向负荷兄。受力后滚珠受力的压力线相交 于轴线上一点，即所谓压力锥尖，为实现平衡，外力f 必然作用于压力锥尖，如i 蛩3 - 1 所 示。 图3 - 1 角接触球轴承的受力分析 在同时受径向负荷和轴向负荷的情况下，轴承内、外环径向、轴向分别相对位移辞、 醣，在这种情况下，各滚珠体承受的载荷不致。各滚珠体变形情况有下式求出： 1 6 高精度镗铣动力头动静态特性的有限元分析第三章轴承刚度的分析 t i c 甲, 8 a 0s 住口+ 辞c 。s 口c 。s 妒：套：三吕； c 3 5 ， 【一甲( 如o ) w “7 式中征轴承接触角 l f ，各滚珠中心与最大负荷滚动体中心之间的夹角 各滚珠体负荷为 由滚珠受力平衡得： q 1 f | = 1 1 4 9 1 0 1 1x ( d b 如3 ) 1 2 ( 3 6 ) 孵2 毛粤鲫c d s 妒 ( 3 7 ) i 尾= s i n o l ”“7 但要由式( 3 7 ) 来计算轴、径向负荷与位移关系还是比较复杂，而轴承在主轴的实 际应用中是一种特殊隋况，针对这种特殊情况进行分析可使问题大大简化。 3 1 2 轴承的轴向预紧与位移 轴承在主轴结构中，采用定压预紧和定位预紧两种方式。其中轴向定位预紧特点是 预紧时轴承内、外环产生轴向相对位移，预紧后受外载作用，轴承间距保持不变，设仅 受径i 形 1 - 载作用时，内外环仅有相对径向位移而无轴向位移。 若预紧力为兄o ，这时各滚珠体受力致，变形一致，则每一滚珠体的负荷为 q = p 口o ( z s i n 口) 式中z 为滚珠体数目。 将式( 3 8 ) 代入式( 3 3 ) ，可求得各滚珠体与内、外滚道接触变形为： ( 3 8 ) q = 4 2 3x1 0 8 ( z 2s i n 2o l ) 一1 3 f a 0 2 3 ( 3 9 ) 轴承内、外环轴向相对位移为 & 。= 熹= 4 2 3 1 0 8 口2 s i n s 口o h ) 一1 3 。2 3 ( 3 1 0 ) 1 7 第三章轴承刚度的分析 高精度镗铣动力头动静态特性的有限元分析 3 1 3 轴承的径向刚度 轴向预紧后，如再受到径向负荷耳作用，内、外环产生相对径向位移s ，假设预 紧方式为轴向定位预紧，则受到径向负荷作用时，轴向位移仍为预紧时轴向位移既o 。 = & o s i n 口+ 辞c o s 口c o s l | b ( 3 1 1 ) 代入式( 3 6 ) ，各滚珠负荷为 q l f ，= 1 1 4 9 1 0 1 1 d b l 2 ( 如os i na + 辞c o s a c o s l f ，) 3 2 ( 3 1 2 ) 根据受力分析，径向负荷耳等于各滚珠体负荷在径向分量的代数和，即 昂= c o s 口c o s ( 3 1 3 ) = 1 1 4 9x1 0 1 1 d b i 2 c o s 口( 既os i na + 辞c o s 0 1 c o s l i o ) 3 2 c o s 从式( 3 1 3 ) 可知，随着西增大，耳增大，但增大情况随预紧情况变化而变化， 在允。较小时，辱与品非线性关系明显，而在辞较小时，耳与昂近似线性关系，只 有当辞增大到足以使滚珠体与内、外滚道不全圈接触时，这种近似线性关系才出现较大 的误差。 轴承在主轴工作中，即属于品较小而如。较大的情况，因此可以考虑弓与辞为线 性关系，此时，径向刚度为常数，等于昂= 0 时径向刚度值。 将式( 3 1 3 ) 两边对辞求导得 面a f t = 1 1 4 9 x1 0 1 1 d b z 2 c o s 2o t 三( 如os i na + 辞c o sa c o s 2 c 铲妒 ( 3 1 4 ) 径向刚度 晦= 筹lb ：。= 4 9 舢n d b l 2 c o s 2f t 兰懈捌n z 伽2 1 ；f ， ( 3 1 5 ) 当辞= 0 ，属于全圈接触，所以 高精度镗铣动力头动静态特性的有限元分析第三章轴承刚度的分析 代入式( 3 1 5 ) ，并整理得 c o s