（材料加工工程专业论文）大型旋压机旋轮座的结构性能研究.pdf

摘要 摘要 1 2 m n 立式数控强力旋压机，是当今世界上少有的大型、高精度三旋 轮旋压机。旋轮座既是旋压机的纵向滑块，又是旋压机的横向滑块 5 0 时，金属的切向流动量增 加，旋压件胀径程度增大。进给比增加，切向变形增大，但总的金属切向 流动量呈减小趋势。研究结果还表明，旋轮工作角对金属切向流动量的影 响并不明显。文献【4 4 】进一步分析了在一定的减薄率条件下金属的切向变形 规律。分析结果指出，切向变形量随着进给比、毛坯壁厚的增加而增大， 随工作角、屈服应力的增加而减小。在相同条件下，讵旋时的切向变形量 小于反旋时的切向变形量。 ( 3 ) 关于筒形件强力旋压力学模型的研究近年来，不少学者都在采用 有限元方法模拟强旋成形过程。研究工作取得了许多重要成果。但是，正 如前面所指出的那样，强力旋压的成形过程是一个非常复杂的塑性变形过 程。正是由于这种复杂性，对数值模拟的模型不得不作相应的简化。这种 简化往往因人而异，因研究工作的侧重面而异。有的忽略了旋轮圆角半径 的影响，有的没有精确计算旋轮与毛坯的接触轮廓，有的在接触区网格划 分不够精确，也有的在处理旋轮与毛坯接触区的边界条件时没有考虑坯料 转动【3 0 , 4 6 - 4 8 1 。文献【4 6 】 4 7 】很好的完善了强力旋压成形过程的数值模拟模 型，重点描述了工件接触区及其边赛条件，精确计算了接触轮廓。采用这 种模拟模型可以更真实的揭示f 旋和反旋时的变形机理。文献 4 8 】因为考虑 了旋轮的轴向进给因素，所以很好的解释了坯料母线偏转、隆起和旋压力 6 第1 章绪论 变化等以前难以解释的现象。 ( 4 ) 关于筒形件强力旋压力的研究在筒形零件的强力旋压过程中，变 形力是一个非常重要的参数，旋压设备和工艺装备的工作条件、旋压件的 加工精度以及成形所需功率等都与此密切相关【2 1 。2 6 a 9 - 5 2 】。在生产实践中，人 们更加关注的是旋压力分量的大小，因为需要根据旋压力的分量来分别确 定旋压设备所需的功率和进给机构的动力。文献 2 l 】采用三维弹塑性有限元 法得到了正旋时变形区接触面上旋压力3 个分量的分布规律。文献 4 9 】、 5 l 】 根据强旋时的实际接触情况，采用数值模拟计算方法分别计算了筒形零件 正旋和反旋时的旋压力，系统的分析了各工艺参数对旋压力的影响。文献 1 5 基于轴截面建立了平面分析模型，并通过依次变化一个工艺参数而得到了 该参数对旋压成形过程的影响规律。研究结果显示，随着进给量的增加， 旋压力虽有增加但变化不明显，但是进给量过大会造成材料的隆起和堆积。 旋压力随着减薄率的增加趋势十分显著。旋压力随旋轮圆角半径的增大而 下降，但下降的斜率变化不大。旋压力随旋轮成形角的增大而增大，当成 形角超过3 0 0 以后，旋压力的变化很快。文献【5 2 】针对某一种具体材料的热 旋工艺，应用有限元软件分析了旋压加工中的隆起现象和旋压力之间的关 系，这项工作对于探索复杂的旋压成形规律具有重要意义。 ( 5 ) 关于简形件强力内旋压的研究大多数强力旋压成形过程的数值 模拟都是针对外旋压问题进行的，而强力内旋与同等参数下强力外旋相比， 旋轮与毛坯的接触面要大的多，局部变形更为复杂1 5 ”。文献 5 3 3 采用有限元 程序l s d y n a 3 d 首次对强力内旋压过程进行了数值模拟，发现旋轮在作 轴向进给时，旋轮前面的单元在周向上的应变先是压应变，材料向中心移 动，内表面周长减小，当旋轮压过这些单元后应变变为拉应变：轴向应变 为拉应变，说明轴向一直处于伸长阶段，而径向应变与轴向应变很相似， 径向先伸长后收缩。 ( 6 ) 关于强力旋压残余应力的研究由于在强力旋压过程中，不可避免 的存在着不均匀的塑性变形。所以在旋压件内部就将有残余应力的存在。 残余应力的大小及其分布规律对旋压件的使用性能会产生严重的影响 2 7 , 5 4 - 5 6 】。文献1 5 5 应用商用a b a u q s 软件分析了三旋轮强旋残余应力的分 7 燕山大学工学硕士学位论文 布问题。文献【4 4 】运用弹塑性有限元法分析了旋压件内部残余应力的分布规 律。这些研究结果表明：减薄率、进给比、旋轮工作角、毛坯壁厚以及材 料性能等因素都会对残余应力豹分布产生影响。残余应力的绝对值随减薄 率的增加而增加。在整个壁厚方向上，轴向残余应力的绝对值比切向残余 应力的绝对值大。 ( 7 ) 关于旋压设备结构的分析大多数对强力旋压数值模拟的研究都是 以旋轮、毛坯和芯模作为研究对象，针对强力旋压机以及其中关键部件的 有限元模拟资料很少【1 4 , s 7 - 5 9 1 。文献【1 4 重点分析了f w x 2 0 封头旋压机机架 的受力状态，把机架的变形简化为平面弹性变形，利用二维弹性有限元方 法对机架的剐度进行了计算，给出了机架上最大变形点的位移曲线。文献 5 7 1 针对单轮卧式旋压机的主要受力部件旋轮座建立了有限元力学模型。在 力学模型建立时，将旋轮座所受到的外载荷横向油缸推力、三个方向旋 压力分力，以及床身对它的约束，先转化为作用在与床身紧密联结的导轨 滑块上的均布载荷，利用f o r t r a n 程序把表面均布载荷转化为节点力。 对旋轮座单独建立有限元模型，以导轨滑块接触面问的均布载荷代替了滑 枕和机架对旋轮座的作用。有限元计算结果以等值线的形式给出了整个旋 轮座上应力和变形的分布形式。文献 5 8 】 5 9 在分析承压封头液压仿形旋压 机中旋轮座的运动规律和工作机理的基础上，建立了旋轮座的运动方程， 以仿形误差、运动能耗和旋轮座重量为目标函数，通过分析旋轮座的强度、 稳定性、导轨比压建立了旋轮座参数的优化模型，对承压封头旋压机的旋 轮座进行了三目标和双目标优化设计。 从上述对旋压机设备研究的文献可以看出不仅对旋压机设备研究的资 料很少。而且还有些需要改进的地方：在力学模型上都作了很大的简化， 例如文献 1 4 】简化为平面模型，文献 5 7 】以材料力学方法处理导轨和滑块副 之问的接触作用，这种简化与导轨和滑块之间的实际运动相差很大，可以 说完全忽略了旋轮座中这一重要技术点，无法继续深入细致的对导轨滑块 进行研究，造成了在有限元结果的提取中只能泛泛的给出一些整体旋轮座 的应力应变等值线图，而通过文献f 5 8 】和 5 9 】，可以看出旋轮座的使用寿命 和旋轮座的机械效率都与导轨滑块上的应力应变的分布有着密切的关系， r 第1 章绪论 而且在实践生产中人们通常更加关心和感兴趣的是旋轮座中关键部件尤其 是导轨滑块上的应力应变分布：利用有限元方法对旋轮座的研究是六七年 以前的事情，限于当时有限元软件的发晨，使德文献的研究重心对于现在 来说已经不是一个难点，例如作者通过f o r t a r n 程序把导轨滑块上的均 布载荷转化为节点力，现在的软件已经不需要用户手动转化，在i d e a s 软件中，只要在创建有限元模型时，选中基于几何形状( b a s e d0 1 1g e o m e t r y1 的边界条件加载命令，软件就可以自动的把用户加载在几何模型尺寸上的 载荷转化为节点载荷。 文献【5 7 】对于当时来说是有阶段性的指导意义，但是随着旋压技术的发 展，三旋轮强力旋压机的广泛应用，迫切需要出现对当前旋轮座中的技术 难点有指导意义的研究，但是到目前为止，很少有人利用有限元对三旋轮 旋压机旋轮座的关键部件进行分析。本课题填补了这一空白，以接触方法 处理导轨滑块之间的作用，与实际情况更加接近，因而进一步完善了旋轮 座力学模型的建立；并且针对旋轮座中的关键部件和技术难点导轨滑 块进行了研究：在结果中以具体数据定量的给出人们所关心的实际问题。 1 3 2 强力旋压设备发展 随着旋压技术的广泛应用旋压设备的结构和性能也得到了不断的改 进和发展，旋压设备的制造水平也在日益提高 6 9 - 6 1 。 我国在上世纪六十年代初期开始进行旋压工艺和设备的研究，并研制 出p x 系列普通旋压机床和s y 系列强力旋压机床。曾经有一段时间，国内 旋压机床的设计制造处于停滞状态。近几年，随着我国国民经济的快速发 展，对各类旋压机的需求越来越大。这种需求已经把旋压机制造的本土化 推向了一个空前的快速发展阶段。 尽管在我国现役的旋鹾机中，还有为数不少的七卜年代从国外进口的 旧机床，但是在最新固产的旋压设备上，都已经配备r 国际h 最先进的数 控系统和液压系统，其综合性能和水平都已经达到了幽际先进水平。不过， 若考虑到大型旋压机的设计和制造因素，美国和德旧依然处于领先地位。 q 燕山人学i 学硕士学伉论文 上世纪末，西班牙的旋压技术异军突起。在我国的旋压技术市场上， 也占据了非常重要的- 席之地。西班牙的旋压设备有成熟的工艺基础，具 有优秀的工艺性能和可靠性，设备制造的专业化程度很高。 但是因为大型筒形零件的制造将涉及到国防实力的建设问题，所以在 大型强力旋压设备的研制方面，我们不可能寄希望与国外先进技术的支持。 三年前，关于1 2 m n 大型数控强力旋压机的研制工作就已经被提到了有关 部门的议事日程。建造这台现代化的大型强力数控旋压机，是提升我国国 防实力的一项重要措施，对国防建设有着至关重要的意义。燕山大学也为 该项工程作了许多工作，取得了一些阶段性的成果。遗憾的是，由于设计 工作具有极高的技术难度，又缺乏设计和制造经验，所以时至今只这项工 作仍然没有一个令人满意的结局。 1 4 存在的问题 纵观强力旋压技术、特别是大型强力旋压装备技术的现状，还存在以 下两个方面的问题。 f 1 1 缺少旋压机设计的工艺基础 目前，人们对强力旋压成形过程的研 究已经取得了很多成果，基本上掌握了强力旋压过程的变形机理和规律。 然而，在强力旋压设备的研制工作中，人们对旋压力、特别是旋压力的切 向分力更加感兴趣。这是因为切向旋压力是旋压机装机功率设计的直接依 据。因为在现有的文献资料中难以得到一种关于切向旋压力计算的科学方 法，所以即使是在制定大型强力旋压机的技术参数时，也不得不依靠经验 来估计装机功率这样一个至关重要的基本参数。 ( 2 1 缺乏对旋压机结构的分析和研究 对于中小型强力旋压机而言，其本 体结构的分析和研究，并不是一个十分引人关注的问题。因为对于小型结 构来说，无论是结构强度还是结构刚度，都可以在人们的认知范围内可以 得到很好的解决，而不至于过多的增加制造成本。但是对于那些接近或达 到极限制造能力的大型结构来说，无论是结构刚度还是结构强度问题t 对 于设计者而言都是十分棘手的技术难题。目前，。虽然有一些关于旋压机本 】0 第l 章绪论 体结构分析的资料，但是由于所涉及的问题不同，而无法对大型旋压机的 本体结构设计起到指导作用。因此，大型强力旋压机的结构设计、特别是 一些在旋压过程中将会影响到旋压件戍形精度的重要零部件的设计，在技 术上还缺少理论支持。 1 5 课题研究的内容 本文的研究任务是对1 2 m n 大型数控强力旋压机的旋轮座部件进行系 统的结构分析，以揭示旋轮座上一些关键点的变形规律，从而为顺利实现 自主设计大型旋压机的本体结构提供技术支持。 旋轮座是该旋压机的一个重要部件。旋轮座既是旋压机的纵向滑块， 又是旋压机横向滑块( 俗称滑枕) 的导向装置。在旋压成形过程中，旋轮座以 机架导向，在纵向液压缸的驱动下，完成旋轮的径向进给。因此，旋轮座 在旋压过程中的变形，将会直接影响到旋压件的制造精度和表面光洁度。 将旋轮座的剐度分析作为本文的主要研究内容，是1 2 m n 大型数控强 力旋压机本体结构设计的需要。在1 2 m n 大型数控强力旋压护的本体结构 设计阶段，曾经有过两种不同的结构方案。虽然当时针对旋压机的本体结 构设计问题，也做过很多有限元分析，但由于时间关系一直没有系统的对 重要部件的结构做深入、细致的分析，以至于至今为止对设计当中的许多 涉及到设备精度的问题，尚没有一个比较详细、明确的结论，对两种设计 方案也很难从结构性能方面做出客观评价。两年前，由于这项研制工作被 中止，对旋轮座结构的刚度分析也随之被搁置。但是，对旋轮座结构设计 中的所备受关注的关键问题进行系统分析和研究，对提高大型强力旋压机 的设计水平仍然不乏指导意义。 本文的具体研究内容包括： ( 1 ) 关于滑枕和旋轮座之间导轨、滑块运动副接触状态的分析通过接 触分析，可以揭示出导轨滑块之问的接触应力分布规律，估算导轨滑块运 动副的使用寿命。 燕山大学工学硕士学位论文 ( 2 ) - - 分之一结构的有限元分析旋轮座是一个正六边形框架结构，具 有明显的对称性。但由于滑枕上所受的旋压力，除了轴向和径向对称的成 份之外，还有切向力这样一个非对称的因素，所以通过滑枕作用在旋轮座 上的载荷，就包含了不对称的成份。严格的讲，对旋轮座只能做整体结构 分析。但是，由于旋轮座的结构尺寸十分庞大，如果在微机上进行整体结 构分析，其分析单元的尺寸和数量就成为一个不得不考虑的现实问题。 我们知道，在旋压力的三个分量当中，切向力是最小的一个分量，当 然也应该是对结构变形影响最轻的一个分量。那末，对于像旋轮座这样一 个大型的封闭框架结构来说，这种次要的不对称因素影响是否可以忽略， 也是值得研究的一个问题。如果能够忽略，结构分析的规模就可以大大减 小。为此，本文从结构的对称性出发设计了两种三分之一有限元分析模型， 并将其计算结果与整体结构的分析结构进行了对比研究。 ( 3 1 不同工况下两种结构方案的对比研究1 2 m n 大型数控强力旋压机 用于成形1 4 0 0 m m 2 8 0 0 m m 的筒形零件。两个极限尺寸代表着两种极限工 况。为了对旋轮座的结构性能进行全面的分析，本文对两种不同结构的旋 轮座在两种极限工况和中问工况( 工件尺寸2 1 0 0 m m ) 下的变形行为做了对比 研究。 1 2 第2 章1 2 m n 强力旋压机本体结构 第2 章1 2 m n 强力旋压机本体结构 1 2 m n 强力旋压机主要用于旋压高尺寸和形状精度的薄壁筒形零件。 为了提升设备的工艺柔性，使其在作为专用塑性成形设备使用的同时，具 有更为强大工艺适应能力，旋压机应该具备j 下旋和反旋功能，并可实现错 距旋压工艺。 虽然说这台旋压机是一台塑性成形设备，并且与通常意义下的液压机 比较，其工艺负载很小，但是若与旋压机比较，其工艺负载之高、工艺行 程之大、设备的结构尺寸之庞大以及制件成形精度要求之严格，都是前所 未有的。实事求是地讲，我们缺少研制该旋压机的技术储备，也不可能得 到国外的技术支持，所以在研制工作中，无论是本体结构还是电液控制系 统，方方面面都充满了困难，研制工作步履艰难。 为了实现旋压件的精确成形，除了需要对旋轮的纵向和横向进给实行 位置闭环控制之外，还需要旋压机本体结构具有高的刚度。然而出于旋压 机主要部件的几何尺寸都已经接近或达到国内机械制造的极限能力，运动 部分的质量也已经接近或超过现有液压伺服控制技术规定的极限负荷能 力，所以依靠增加重量来提高刚度的可能性已经微乎其微。因此，如何合 理设计旋压机的本体结构，就成为该项研制工作所面临的关键技术问题之 一。 本章将主要论述1 2 m n 强力数控旋压机的技术要求、结构组成、特点 及其两种不同的本体结构方案。 2 1主要技术参数与精度要求 作为1 2 m n 大型数控强力旋压机的主要产品，圆筒形零件的最大直径 为2 8 0 0 m m ，最小直径为1 4 0 0 m m 。制件最大高度4 0 0 0 m m 。厚度公差小于 士o 0 5 m m ，最大直径公差不大于士o 6 0 m m 。旋压机的主要技术参数见表2 一l 。 燕山大学工学硕士学位论文 表2 - 1 旋压机主要技术参数 t a b l e2 - 1k e yt e c h n i c a lp a r a m e t e r so f s p i n n i n gm a c h i n e 序号参数名称单位参数值 l旋鹾力( 径向)m nl2 x 3 2旋压力( 轴向)m no 8 x 3 3尾顶力m n 0 6 4 旋轮座晟太行程3 5 0 0 5 横向滑块最大行程8 5 0 6旋轮座工作速度o - 5 7横向滑块工作速度0 - 5 1 2 m n 强力数控旋压机的精度要求包括安装精度、运动精度和定位精 度几个方面，见表2 - 2 。 表2 - 2 精度参数 t a b l e2 - 2p r e c i s i o np a r a m e t e r s 序号参数名称单位参数值蒜沣 l立柱导轨对底座导轨的垂直度( o 0 2 2工作台面的平面度如0 3 3工作台面的端面跳动5 0 0 3 工作台面的径向跳动翊0 2 4工作台定位止口径向跳动5 0 0 2 5主轴与尾顶同轴度郢1 5 6横向定位精度00 4 7横向重复定位精度0 ，0 2 8纵向定位精度00 5 9纵向蓐复定位精度 00 2 5 1 0横向i 时步精度s 0 0 2 l l 纵内脚步精度 ! 0 0 5 2纵向导轨直线度u m o 5 m 8 夸长s 00 3 1 3横向导轨直线度u m o5 m! 1 0牟k 5 00 i5 1 4 第2 章1 2 1 v i m 强力旋压机本体结构 2 2 基本结构与工作原理 2 2 1 基本结构 图2 1 是1 2 m n 强力数控旋压机的本体结构简图。旋压机本体采用三 ， 旋轮立式框架结构，由上横梁1 、纵向滑块( 旋轮座) 2 、横向滑块( 滑枕) 3 、横向液压缸4 、立柱5 、纵向液压缸6 、连接架7 、主轴箱8 、尾顶装置 9 、主轴传动部分l o 和回转工作台l1 等部件组成。 图2 - 1旋压机结构原理图 f i g 2 1 s k e t c ho f c o n s t r u c t i o np r i n c i p l eo f s p i n n i n gm a c h i n e 主轴箱构成旋压机的下横梁。上、下横梁和三根立柱经预紧构成旋压 燕山大学：学硕士学位论文 机的机架。旋轮固定在横向滑块( 滑枕) 上j 三个横向滑块通过3 6 对导轨滑 块运动副与纵向滑块( 旋轮座) 相联系，在横向液压缸的驱动下，相对纵 向滑块做径向往复直线运动。纵向滑块又称旋轮座，它在纵向液压缸的驱 动下沿立柱做轴向往复直线运动。旋轮可以在液压马达的驱动下绕其轴线 旋转。回转工作台的旋转运动依靠主轴驱动，主轴与电机之间设有变速箱。 旋压芯模固定在回转工作台上，毛坯套装在芯模上。 2 2 2 工作原理 正旋时，尾项装置把毛坯压紧在芯模上。旋轮座上行，使旋轮超过毛 坯上表面。主轴按工艺要求转动。旋轮以与毛坯表面线速度相同的转速自 转。横向滑块沿径向进给至设定位置。旋轮座下行，旋轮在接触到毛坯的 瞬间停止自转，靠毛坯的摩擦力带动其自转，并沿着毛坯表面绕主轴轴线 公转。此时系统进入f 常的旋压加工过程，即旋轮按照工艺要求沿着轴向 和径向进给，直至旋轮座下行至预定位置后三旋轮同步退回。这样就完成 了一个旋压加工道次。 反旋时，管筒形毛坯被套装在芯模上，并以下断面与退料环接触。旋 压过程与正旋相同。 2 3 本体结构方案 方案设计作为旋压机本体结构研究的主要工作内容之一，曾经耗费了 设计人员的许多精力。经过不断修改，最终形成了两种结构方案。一种如 图2 2 所示，另一种如图2 3 所示。为了叙述方便，分别将图2 2 和图2 3 所示的结构方案称为方案l 和方案2 。 两种方案的根本区别，在于它们的横向滑块相对于立柱的位置相差了 6 0 度角。在方案1 中，三个横向滑块的对称轴线分别与三根立柱的对称轴 线重台，纵向液压缸位于该对称轴线上，纵向导轨滑块副均匀分布在该对 称轴线的两侧。在方案2 中，三个横向滑块的对称轴线分别与三根立柱的 6 第2 章12 m n + 强力旋压机本体结构 对称轴线相差6 0 度角，纵向液压缸位于立柱的对称轴线上，纵向导轨滑块 副则设置在立柱对称轴线的两侧。 图2 - 2 方案1 的本体结构简图 f i g2 2s k e t c h o f m a i n b o d y c o n s t r u c t i o n o f p r o j e c t n o 1 1 ! | i l 删l n ：r ，7 卜箱 j 贮j 阻，y 酗雷、，p 1 l ， 卜h 黼 | h 机架一 州 ： ；辞蕾 + _ 刊 r 1 _峙*l i l i - i ：【：p 霉，暇础! h | 晤 - ：e t 嬲 t i * h i 【：【：i ：l ：苷珊：n ：l ：#： 。曾一斑；：【j “l 瑚五上j ：i u千鲑 嘲渊眸争制：卜十一7 鲻罗热 ：h 煳盖u 卜下横粱妙 圈2 - 3 方案2 的本体结构简图 f i g 2 3 s k e t c ho fm a i nb o d yc o n s t r u c t i o no fp r o j e c tn o 2 显然，对于机架及其与机架相关的旋轮座而言，纵向导轨滑块副和横 7 燕山人学f 学硕十学彳i ) ：论文 向滑块( 滑枕) 的不同布置，最终导致了两种不同的受力方式。为了比较 两种方案的力学性能，本文基于这两种方案的基本结构，本着结构组成趋 同的原则，建立了两种旋轮座分析模型，并对其进行了有限元分析。 2 4 旋轮座部件 旋压机本体结构的主要组成部分采用的均为焊接结构6 - ；上横梁燕豆两 个焊接件通过螺栓预紧而构成的一个正六边形箱形结构。为了便于工件和 芯模的装卸，在上横梁设有直径为3 l o o m m 的中心孔。上横粱位于本体框 架的顶部，它与三个机架之间通过预紧螺栓连接。在旋压机本体结构中， 主轴箱用于支持芯模和工件并承受旋压力。与其它部件不同的是，主轴箱 箱体是铸钢件。立柱采用的是整体箱形焊接结构。每根立柱通过四根拉紧 螺栓与主轴箱预紧连接。纵向液压缸穿过机架底部固定在旋压机的下横梁 上，活塞杆和旋轮座底面连接。在机架与旋轮座相对运动的表面设计有直 线导轨，为旋轮座的纵向运动提供导向。 幽2 4 旋轮座部件的结构简幽 f i g 2 - 4 s k e t c ho f c o n s r u c t i o no f s p i n n i n gr o l l e rb 3 s e s 旋轮座是旋压机本体结构中的一个关键部件。如图2 - 4 所示，旋轮座由 旋轮座本体、连接架组成。旋轮座本体是一个正六边形箱形焊接件，箱体 内部分成两层。三个连接架通过1 2 根预紧螺栓与座体连接。横向滑块在旋 轮座和连接架内往复运动，连接架为其提供了足够的导向长度，导向装置 第2 章1 2 m n 强力旋压机本体结构 为平面导轨滑块运动副，如图2 5 所示。 图2 - 5 横向滑块( 滑枕) 的导向装置 f i g 2 - 5 g u i d ea p p a r a t u so f c r o s sd i r e c t i o nr a m 横向滑块包括旋轮、旋轮头( 与旋轮一起转动的部分) 和旋轮支承( 支 承旋轮头并与旋轮座相连接的部分) 等三部分，如图2 - 6 所示。旋轮头为锻 钢件，用来安装旋轮轴，旋轮轴的尾部装有液压马达。 图2 - 6 横向滑块结构简图 f i g 2 6 s k e t c ho f c o n s t r u c t i o no f c r o s sd i r e c t i o nr a m 横向滑块导向精度的高低将直接影响到旋压工件的尺寸和形状精度。 对于数控机床，其导轨不仅应该具有足够的导向刚度、良好的导向效果之 9 燕山大学t 学硕十学位论文 外，还应该具有良好的耐磨擦磨损性能，并能减少因摩擦阻力导致的死区。 在每一个横向滑块和旋轮座之间，都设置了1 2 对平面导轨滑块运动副。 导轨安装在横向滑块的上、下表面和两侧面上，导轨滑块安装在旋轮座与 其相对应的部位，如图2 7 所示。 ( a ) 导轨位置( b ) 导轨滑块位置 图2 7 导轨和滑块的位置及编号 f i g 2 7 p o s i t i o na n ds e r i a ln u m b e r so fs l i d eg u i d e sa n db l o c k s 在旋轮座的三个导向侧面上各装有4 对导轨滑块运动副，每两个导轨 滑块与机架上的一条直线导轨相配合。 正如前面提到的那样，旋轮座是旋压机的一个关键部件。旋轮座座体 又是旋轮座部件中的重要零件。很显然，旋轮座座体的变形、旋轮座的纵 向导向精度、横向滑块的导向精度和三个旋轮的同步运动精度等因素都将 对旋压制品的尺寸和形状精度产生十分重要的影响。 为了提高旋轮座体的刚度，需要正确设计结构、合理却置筋板。为了 不使旋轮座导轨受到过大的单位压力，保证旋轮座的运动精度，必须尽量 减小旋轮座纵横向导轨的倾倒力矩和旋转力矩，尽量减小旋轮座的横向倾 倒力矩。横向滑块的导轨面应以横向油缸轴线为对称轴线上下左右对称。 图2 _ 8 是方案1 和方案2 中旋轮座的结构示意图。 第2 章1 2 m n 强力旋压机本体结构 ( a ) 方案i ( b ) 方案2 图2 _ 8 旋轮序的结构示意图 f i g2 - 8 s k e t c ho fc o n s t r u c t i o no fs p i n n i n gr o l l e rb a s e s 2 5 本章小结 本章介绍了1 2 m n 强力旋压机的主要技术参数、精度要求、基本结构 和工作原理，给出了该旋压机本体结构的两种方案。 燕山大学j ：学硕士学位论文 旋轮座部件是旋压机的一个关键部件。旋轮座体又是旋轮座部件中最 重要的一个零件。座体的变形、旋轮座的纵、横向运动导向精度以及三个 旋轮的同步运动精度等因素都将对旋压制品的尺寸和形状精度产生十分重 要的影响。座体的刚度分析将是本文的主要研究内容之一。因此本章对旋 轮座体的结构做了详尽的阐述。 第3 章力学模型和分析模型 第3 章力学模型和分析模型 旋轮座的变形对旋轮的姿态以及横、纵向导轨的导向精度都会产生一 定程度的影响。旋轮座是一个焊接的正六边形箱形件，结构和受力都比较 复杂，其刚度分析只能通过有限元方法来实现。前面曾经提到过，在1 2 m n 大型数控强力旋压机本体结构设计阶段，曾经有过两种不同的结构方案。 虽然对旋轮座有针对性做过一些有限元计算，但一直没有对它的变形情况 进行过细致地分析和研究。为了能够对两种设计方案做出客观、正确的评 价，必须在忠实原有结构的基础上，充分考虑到与刚度分析相关的各种因 素，建立起结构正确、边界真实的有限元分析模型。 3 1 力学模型 如果将旋轮座部件作为研究对象， 重力、旋压力、纵向液压缸的作用力、 轴向上，有 那么作用在旋轮座上的外力就包括 纵向导轨滑块副的约束反力等。在 3 p v + g l + 3 g 2 + 3 e z = 0( 3 1 ) 其中，p v 为纵向液压缸的单缸作用力，g 为旋轮座体的重力，g ，为横向 滑块的重力，只为旋压力的轴向分量。 纵向液压缸的活塞杆通过连接块与旋轮座连接，连接块的尺寸为 4 0 0 m m x 3 0 0 m m 。因此液压缸的作用可以简化为作用在连接块上的均布载 荷。满负荷旋压时b = 8 0 0 k n ，而重力分别为g l 一6 4 4 0 3 2 k n 、g 2 8 1 5 1 2 k n 。 因此，每个液压缸的作用力为5 0 3 8 1 l k n 。 对于旋轮座而言，在进行变形分析时可以不考虑横向液压缸的影响。 因此，横向液压缸的作用就应该按外力来处理。在本文讨论的两种方案中， 横向液压缸都通过法兰固定在连接架上，活塞与横向滑块连接。因为横向 滑块末端的径向位移可以得到液压缸的补偿，所以活塞对横向滑块的作用 燕山大学1 ：学硕士学位论文 处理为径向位移边界条件更为合理。液压缸对连接架的作用可以简化为均 布载荷，其合力按照满负荷旋压考虑，即旋压力的径向分量为1 2 0 0 k n 。 旋压力作用在旋轮头上。真实的情况下，旋压力应该是毛坯表面和旋 轮接触区域内的接触载荷。作为外载荷施加到旋轮座上，应当考虑接触区 域的形状和大小。但是确定接触区的大小和形状取决于坯料和旋轮尺寸、 进给量、减薄率及旋轮数目等因素，一直是许多学者在对旋压成形过程进 行有限元模拟时非常关心的一个问题。考虑到本文的研究目标受接触区域 影响的程度不至于不能忽略，所以在建模时将旋压力简化为集中载荷，并 施加在旋轮头的一个点上。 旋压力可分解为垂直于工件旋转轴线的径向分力只、平行芯模轴线的 轴向分力p 和与沿工件圆周方向的切向分力只。这三个旋压力分量的大小 应该取决于具体工件的旋压工艺。不过，尽管一直有人在从事旋压力计算 方法的研究，但正如绪论中所说，由于旋压成形过程是一个相对复杂的局 部连续变形过程，变形力的大小决定于旋压的单位塑性流动压力和旋轮与 工件的接触面积，凡是会影响到这两个参数的因素都会对旋压力产生影响， 包括减薄率、毛坯厚度、材料的屈服极限、旋轮进给比、旋轮的圆角半径、 旋轮的工作角、毛坯的直径、旋轮直径、旋压温度以及旋压时的润滑冷却 条件等。因此，人们在寻求旋压力计算方法时不得不引入假设并对问题做 出简化，忽略一些难以处理的因素。通过现有计算方法得到的旋压力计算 结果。与实际情况都有一些误差，并且不同算法之间的差别也比较明显。 鉴于本文讨论的是旋压机在满负荷工作时的极限变形状况，所以不论 是在力学模型中还是在分析模型中，旋压力的取值均未与具体工艺联系， 而是将旋压机的额定载荷视为旋轮座刚度分析的依据，即旋压力径向分量 只为1 2 0 0k n ，旋压力的轴向分量只为8 0 0 k n 。 旋压力的切向分量只是通过电机的额定输出功率推出来的。电机通过 变速箱驱动主轴和回转工作台旋转。芯模固定在回转工作台上，旋压毛坯 套装在芯模上。显然，旋压力的切向分量将与主轴提供的扭矩在工件芯模 回转工作台这个组合系统上平衡，如图3 1 所示。 图中d 表示工件的直径，正表示出主轴提供给的扭矩，局为切向旋压 2 4 第3 章力学模型和分析模型 力。根据图示有 d 2 、b = 正 ( 3 - 2 ) 其中的z 可以根据如图3 2 所示的传动系统来确定。图3 2 中各齿轮的齿数 见表3 1 。 d 日驴 图3 1旋压力切向分譬计算原理 f i g 3 - 1 c a l c u l a t i o np r i n c i p l eo f t a n g e n t i a lc o m p o n e n to f c o n t a c tf o r c e 8 图3 - 2 传动系统图 f i g 3 - 2 k i n e m a t i cs c h e m e 表3 - 1 传动系统各齿轮齿数 t a b l e 3 - 1n u m b e ro f t e e t ho f t r a n s m i s s i o na g e n tg e a r s 编号l2345678 齿数4 04 02 l3 56 85 42 11 3 4 2 5 燕山人学 ：学硕士学位论文 若用表示电机的输出扭矩，尸表示电机输出功率，? 表示电机的额定 转速，则有 疋= ( 3 - 3 ) 根据设计要求，电机的输出功率和额定转速分别为6 1 6 k w 和3 3 4 r p m ，所以 正2 9 5 5 0 x 6 1 6 3 3 4 。1 7 6 2 2n i l l( 3 4 ) 以表示主轴转速，当齿轮3 和齿轮5 啮合时，有 1 = 毛z 3 2 7 z 2 2 5 2 8( 3 5 ) 将月= 3 3 4 r p m 代入有 n d 2 3 3 4 4 0 2 1 2 1 4 0 6 8 x 1 3 4 2 1 6 1 6r r a i n 因为 一疋2 n n d( 3 6 ) 可得 2 疋n n d 。3 6 4 1 0 8 1n i n 当齿轮4 和齿轮6 啮合时，有 n d n 2z i z 4 2 7 z 2 z 8( 3 - 7 ) 同样可得 n d 2 3 3 4 x 4 0 3 5 x 2 1 4 0 5 4 1 3 4 。3 3 9 3r m i n 迸而 i 。疋。n n d 5 1 7 3 4 8 6 8 n i l l 两种不同档位下，主轴上的扭矩值不同。鉴于本文的研究目标是极限 工况下旋轮座的变形情况，所以扭矩取二者当中的大值，即z 等于 3 6 4 1 0 8 1 n i n 。考虑到旋压机的工作效率，其值可以按照8 0 计算。这样， 与旋压力切向分量相平衡的扭矩为 z2 0 8 0 3 6 4 1 0 8 1 2 2 9 1 2 8 6 5n m 根据以上计算结果，当工件直径分别为最小值1 4 0 0 m l n 、最大值 28 0 0 m m 和中间值2 l o o m m 时，旋压力的切向分量分别为1 3 8 7 1 k n 、6 9 3 5 k n 、9 2 4 7k n 。为方便起见，本文将以上三种工况分别称为工况1 、工况2 和工况3 。以工况1 为例。其力学模型如图3 3 所示。图中各参数的值列于 第3 章力学模型和分析模型 表3 - 2 。表中，只表示横向液压缸的作用力。力学模型图中c s 、c 如表示横 向滑块尾部的位移约束和纵向导轨滑块副的位移约束。 图3 - 3 旋轮座的力学模型 f i g 3 - 3 m e c h a n i c sm o d e lo f s p i n n i n gr o l l e rb a s e s 燕山大学工学硕士学位论文 表3 - 2 旋压力及其它参数值 ( k n ) t a b l e 3 - 2s p i n n i n gf o r c ea n dc o h e r e n tp a r a m e t e r s 参数名称 p ，p ： p sp p ，| 参数值 - 1 2 0 08 0 01 3 8 71 2 0 05 0 3 8 图3 4 研究纵向导轨的力学模型 f i g 3 - 4 m e c h a n i c sm o d e lf o rl o n g i t u d i n a ls l i d eg u i d e s 第3 章力学模型和分析模型 为了加载方便，考虑到i - d e a s 分析软件的功能，在旋轮座上建立了三 个坐标系。每个坐标系中的y 轴都表示轴向，上方为e 向；x 轴表示切向 顺时针方向为正向；z 轴表示径向，指向旋轮座内部的方向为正向。坐标系 的原点在横向滑块头部。 在旋压机的本体结构研制工作中，纵向导轨滑块运动副的变形也是一 个比较关键且又难以分析的问题。在图3 3 所示的力学模型中，将纵向导轨 滑块运动副简化为径向和切向位移约束，其实这是一种机架刚度和导轨滑 块运动副导向刚度极大的极限情况。这种模型适用于分析旋轮座内部的变 形和力学性能，但是却不能用于分析纵向导轨滑块运动副的变形情况。为 此，本文建立了另外一种模型，用于研究纵向滑块的变形。这种力学模型 与图3 - 3 所示的力学模型的区别仅在于对纵向导轨滑块运动副的约束处理 上。如图3 - 4 所示，在旋轮座每个侧面上的4 个导轨滑块运动副中，各取一 个给定切向和径向位移约束。位移约束加在图2 7 中所示的l 号纵向导轨滑 块运动副上，其它三个设定为自由边界条件。这种模型相当于l 号导轨滑 块运动副的导向刚度足够大，而其它三个导轨滑块运动副的导向刚性为零。 应该说，这与实际情况相差甚大，但是这种模型对于酽究旋轮座在1 2 副纵 向导轨滑块运动副的变形总趋势，不失为一种相对合理的模型。 3 2 有限元软件i - d e a s 简介 i - d e a s 是i n t e r g r a t e dd e s i g ne n g i n e e r i n ga n a l y s i ss o f t w a r e 的首字母缩 写，是美国s d r c ( s t r u c t u r e d y n a m i c s r e s e a r c h c o r p o r a t i o n ) 公司出品的一套 世界知名的c a d c a m c a e 一体化软件。它在实体造型、曲面造型、仿真 分析、制造和测试方面的强大功能，以及各模块数据的完美集成，使其成 为企业进行产品开发设计的最有效的工具。近几年，选择i - d e a s 软件作为 主要技术支撑的国际知名企业有福特、马自达、奔驰等，可见i - d e a s 软件 的功能之强大1 6 “5 i 。 接触分析是一种典型的边界非线性问题。i d e a s 仿真软件具有定义和 分析模型面与面之间或单元表面之问接触影响的功能。可以在结构分析中 燕山大学j 学硕十学位论文 计入接触边界条件对分析结果的影响。接触模型分为两表面之间存在小间 隙和两表面已经处于接触两种情形。接触分析后，求解器可以提供四组分 析结果：接触力，接触应力，接触反力和摩擦力。 接触参数的定义方式一般有整体定义、局部定义和整体局部混合定义 几种。局部定义时必须设定几个关键参数：接触区、搜索距离、接触对和 接触单元。本文的接触分析主要就是针对这几个参数进行定义的。 接触区是用于定义接触对时采用的一组几何面或单元面，可以通过定 义接触区来定义模型的表面偏置。搜索距离是软件判断可能发生接触并建 立接触单元的碰撞单元面和目标单元面之间的最大创始距离。接触对是软 件在局部定义搜索距离和摩擦系数时要探测和分析的两个接触区。定义接 触对时，必须定义一个接触区为碰撞区，另一个为目标区。软件通过碰撞 区的法向矢量是否与目标面相交，同时结合搜索距离来判断是否生成接触 单元。一般情况下，通常选取网格更为细密的接触区为碰撞区，这样可以 生成更多的接触单元，提高接触分析精度。接触单元是由求解器在分析接 触的单元表面之间建立的一种瞬态单元，它只在分析过程的求解阶段存在， 不能手工建立。并且i - d e a s 接触功能只支持实体单元和壳单元，不支持诸 如梁单元、杼单元或轴对称壳单元等单元类型。 3 3 分析模型的建立 根据本文预定的研究计划，在有限元分祈方面，共涉及七种分析模型。 它们分别是： ( 1 ) 旋轮座座体分析模型。旋轮座座体分析模型的分析结构仅为旋轮座 座体，横向滑块对旋轮座座体的作用根据材料力学求解，并以外力边界的 形式旖加在座体上。 ( 2 ) 旋轮座整体分析模型。整体分析模型的结构由旋轮座座体和横向滑 块组成，横向导轨滑块运动副按接触处理。根据分析目的不同，旋轮座的 纵向导轨滑块运动副的简化形式又分为两种情况，分别对应于图3 3 和图 3 。4 。 第3 章力学模型和分析模型 ( 3 ) 三分之一结构分析模型。旋轮座是一个正六边形框架结构，具有明 显的对称性。三分之一结构模型即是从结构的对称性出发而设计的一种分 析模型。由于对对称剖面的处理方式不同，这种模型也分为两种情况。 3 3 1 旋轮座座体分析模型 利用材料力学方法处理横向滑块和旋轮座座体之间的关系时，需要首 先假定，安装在横向滑块上的导轨和固定在旋轮座座体上的滑块之间处于 无间隙的初始状态。而后定性地判断它们之间的接触状况。对于受压力作 用的滑块，视为与导轨接触，且接触应力均匀分布。接触应力可以根据材 料力学方法求得。对于不受压力作用的滑块，视为与导轨分离，且接触压 力取零。 如图2 7 所示，当回转工作台沿逆时针方向旋转时，每一个横向滑块上 的导轨滑块运动副的接触情况为：编号为1 、2 、9 、1 0 、5 和1 2 的六副导 轨滑块运动副将处于接触状态，编号为3 、4 、7 、8 、6 和1 l 的六副导轨滑 块运动副将处于分离状态。 + 表3 - 3 给出了旋轮座座体分析模型的材料常数。 表3 - 3 有限元模型物理参数 t a b l e 3 - 3p h y s i c a lp a r a m e t e r so f f e mm o d e l 参数名称 单位 参数值参数名称 单位参数值 弹性模量g p a 2 1 0怅度 k g m 3 7 8 2 0 泊松比0 2 9热膨胀系数l k e l v i n1 1 7 e - 5 剪切模量g p a8 2 热膨胀参考温度 c2 2 0 在i - d e a s 软件中有两种类型的变量化分析。一种是l i n e a rs t a t i c s ( 线 性静力学) ，另一种是n o r m a lm o d ed y n a m i c s ( 1 q - 贝1 j 模态动力学) 。本文属于 线性静力学变量化分析。i - d e a s 软件的三种单元类型分别是梁单元、壳单 元和实体单元。梁单元适用于长、细或杆状结构，采用梁单元进行的运算 时间较少。壳单元适用于薄的板状结构，这种单元所需要的数量要比粱单 元多，计算速度较慢。对于复杂的厚零件通常采用实体单元。实体单元最 燕山大学工学硕士学位论文 容易定义，因为不需要输入任何有关物理特性的信息，只要选择实体单元 类型及尺寸即可。实体单元分为直边四面体单元和曲边四面体单元，曲边 四面体单元对结构的网格划分更加细致，但计算时间更长。旋轮座属于比 较复杂的厚壁零件结构，因此可以采用实体单元。 在有限元分析技术中，单元尺寸越小，计算精度越高。综合计算规模、 计算机内存要求和计算精度等方面的因素，将导轨和导轨滑块部分的单元 尺寸设定为5 0 m m ，其它部分的单元尺寸设计为1 0 0 m m 。旋轮座座体分析 模型共生成1 5 6 1 1 0 个单元，4 9 4 4 3 个节点。模型中定义了2 种边界条件集， 即约束集和载荷集。约束集中共有三处约束，是纵向导轨滑块运动副在径 向和切向的约束。载荷集包括所有的外力边界条件，由前面计算得到的各 种外力构成。图3 5 是旋轮座座体的有限元模型。 圈3 - 5 旋轮座座体的有限元模型 f i g 3 5 f e mm o d e lo f m a i nb o d yo f r o l l e rb a s e s 3 3 2 旋轮座整体分析模型 旋轮座整体分析模型和旋轮座座体分析模型的不同之处在于，在整体 分析模型中含横向滑块，因此约束集共有六处约束，其中三处约束设在滑 枕尾部安装横向油缸处：另三处约束是纵向导轨滑块运动副在径向和切向 的约束。并且以接触来处理座体和横向滑块之问的相互作用。采用同样的 单元技术，旋轮座整体模型共