基于ANSYS的主轴系统动态特性研究论文.docx

第一章引言1.1研究的目的和意义主轴部件是数控机床的重要部件之一，直接参与切削加工，对机床的加工精度，表面质量和生产率影响很大。对于数控机床产品而言，其主轴部件要有较宽的转速范围、高精度、高刚度、振动小、变形小、噪声低，而且要具有良好的抵抗受迫振动和自激振动能力的动态性能。矚慫润厲钐瘗睞枥庑赖。 目前，国内的机床设计多半属于经验设计。机床结构的设计计算一直沿用一般的结构计算方法。虽然这些计算公式的导出大多是依据强度方面的理论分析，并辅以试验方法和测试技术的研究，具有一定的科学依据和可靠性。由于机床结构比较复杂，仅凭简单的计算工具，在计算时要对计算模型进行很多简化，致使计算精度较差。由于计算繁冗，时间耗费大，有些项目甚至无法计算。因而长期以来，在许多情况下仍沿用外推或类比的方法进行机床结构的设计。上述比较传统的方法获得的计算结果大多用于不同结构性能的定性分析和比较。而在实际结构设计时，仍取较大的安全系数，结果使结构尺寸和重量加大，不能很好地发挥材料的潜能，机床结构性能难以提高，特别是在加工中心主轴部件设计时，没有有效的计算方法，就无法对结构方案设计提供可靠的依据，只能依靠以往的经验进行局部修正，无法进行优化设计 。聞創沟燴鐺險爱氇谴净。 本课题研究的目的是：利用有限元分析方法对机床主轴部件静、模态性能进行分析，找出现有设计的薄弱环节；再利用优化设计方法，对主轴部件结构进行优化设计，提高加工中心产品的性能和设计水平。残骛楼諍锩瀨濟溆塹籟。1.2国内外研究现状1.2.1有限元方法的发展概况及应用有限元方法的发展，其基本思想的提出可以追溯到上世纪40年代初。1943年，数学家R.Courant首次提出离散的概念，他将一个连续的整体离散成有限个分段连续单元的组合，并第一次尝试应用三角形单元的分片连续函数和最小势能原理相组合，来求解StVenant扭转问题。航空工业的发展大大促进了有限元的进一步发展。1956年，美国波音飞机制造公司M.J.Tuner和R.W.Clouh 等人在分析大型飞机结构时，第一次采用了直接刚度法,给出了用三角形单元求解平面应力问题的正确解答，从而开创了利用电子计算机求解复杂弹性平面问题的新局面。有限元或有限单元（Finet Element）这一术语，是R.W.Clouh于1960年在一篇论文中首次提出的。60年代初，G.N.White和K.O.Friderichs 采用了规则的三角形单元，从变分原理出发来求解微分方程式。1963年到1964年，J.F.Besseling 等人证明了有限元法是基于变分原理的Ritz （里兹）法的另一种形式，此后有限元法开始巩固其地位。1969年，英国O.C.Zienkrewicz教授提出了等参单元的概念，从而使有限元法更加普及和完善，无论是在理论方面，还是在实践方面都得到了飞速的发展。酽锕极額閉镇桧猪訣锥。目前，国内外机床厂家已经在机床设计中广泛地应用有限元分析方法，并在机床基础件（如床身、立柱、框架等）和主轴部件等的静、动态特性分析计算中取得成就。例如Velagala R.Reddy 等人利用有限元法对车床主轴建模，并以轴承间隙，轴承刚度以及工件直径大小为设计参数，对其进行静、动态分析。A.M.Sharan 对实际车床的主轴进行动态分析。K.W.Wang 和C.H.Chen 对高速主轴一轴承系统的动力学特性进行了详细研究，指出在高速条件下滚动轴承的刚度随转速的升高而降低，导致主轴系统的固有频率随之下降。 彈贸摄尔霁毙攬砖卤庑。1.2.2数控车床的发展数控机床（numerical control machine tool）是采用了数字控制技术（numerical control 简称NC）的机械设备，就是通过数字化的信息对机床的运动及其加工过程进行控制，实现要求的机械动作，自动完成加工任务。数控机床是典型的技术密集且自动化程度很高的机电一体化加工设备。第一台数控机床是由美国Parsons 公司与美国麻省大理工学院（MIT）于1952年合作研制成功的，当时是为了加工直升飞机螺旋桨叶片轮廓的检查样板。此后，其他一些国家（如德国、英国、日本、前苏联等）都开展了数控机床的控制开发和生产。1959年，美国克耐杜列克公（KeaneyTrecker）首次成功开发了加工中心（machine center，简称MC），这是一种有自动换刀装置和回转工作台的数控机床，可以在一次装夹中对工件的多个平面进行多工序的加工（包括钻孔、锪孔、攻丝、镗削、平面铣削、轮廓铣削等。）20世纪60年代末，出现了直接数控系统DNC（direct NC），即由一台计算机直接管理和控制一群数控机床。年，英国出现了由多台数控机床连接而成的柔性加工系统，这便是最初的柔性制造系统（flexible manufacturing system简称FMS）。20世纪80年代初，出现了加工中心或车削中心为主体，配备工件自动装卸和监控检验装置的柔性制造单元（flexible manufacturing cell，简称FMC。近几年，又出现了以数控机床为基本加工单元的计算机集成制造系统（computer integrated manufacturing systems,简称CIMS），实现了生产决策、产品设计及制造、经营等过程的计算机集成管理和控制。数控机床的发展趋势是高速化和高精密化。20世纪90年代以来，欧、美、日各国争相开发应用高速数控机床，加快机床高速化的步伐。高速主轴单元（电主轴的转速达15000r/min-1000000r/min），高速且高加减速度的进给运动部件（快移速度60m/min-120m/min,切削进给速度高达60r/min高性能数控和伺服系统以及数控工具系统都出现了新的突破，达到了新的技术水平。随着超高速切削机理、超硬耐磨长寿命刀具材料和磨料磨具、大功率高速电主轴、高加减速度的进给运动部件以及高性能控制系统和防护装置等一系列技术领域中关键技术的解决，新一代高速数控机床将应用于机械制造业。謀荞抟箧飆鐸怼类蒋薔。1.2.3课题的实用意义CK6132是我校用于实践教学的一台数控车床，配置国产经济型数控系统，床身最大回转直径320mm，最大加工长度750mm，主轴采用通用变频器和双速电机驱动，主轴转速范围100-800rmp，该车床在使用过程中发现振动严重，无法进行切槽、切断加工。本课题主要探讨如何采用有限元方法分析数控车床的主轴，并以CK6132的主轴为算例对其动静态特性进行分析，从而寻找该车床切削振动大的原因，为加工合格产品，科学合理有效地使用及今后改进该设备提供科学依据。 厦礴恳蹒骈時盡继價骚。 综合以上文献资料可以发现，国内国外对机床动静态特性的研究十分活跃，前人在这方面做了大量的工作，为我们对CK6132数控车床的主轴组件分析提供了参考。机床动静态分析的原理方法是具有共性的，用动静态分析的原理方法来分析具体的机床是有其特殊性的，所以，在有限元方法在数控车床设计中的应用方面做一些探讨是有意义的。茕桢广鳓鯡选块网羈泪。1.3主要研究内容数控车床的主传动系统设计主传动变速的参数主传动变速系统的设计数控车床的主轴驱动方式CK6132数控车床主传动系统分析CK6132数控车床主轴结构主轴组件的基本要求车床主轴常用滚动轴承及刚度计算主轴的结构设计CK6132数控车床主轴结构CK6132数控车床主轴扭转刚度的ANSYS分析基于ANSYS的CK6132主轴的模态分析1.4 CK6132数控车床简介CK6132数控车床适用于加工短轴或盘类零件的各种内外回转表面，以及内外公英制螺纹，且能够进行切槽和钻、镗、铰孔加工。该机床配置国产经济型数控系统。床身上最大回转直径320mm ，最大加工长度750mm，主轴转速100-1800r/min，主轴电动机YD112M8/4（功率3/4.5KW）。鹅娅尽損鹌惨歷茏鴛賴。CK6132数控车床采用双速电机变频高速,并带有分级变速箱. CK6132数控车床主轴,前支承采用双列圆柱滚子轴承(D3182115),后支承采用圆锥滚子轴承(2007113E)和推力轴承(D8113)。籟丛妈羥为贍偾蛏练淨。第二章 数控车床的主传动设计2.1机床主传动变速系统的参数 此处省略NNNNNNNNNNNN字。如需要完整说明书和设计图纸等.请联系扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套机械毕业设计下载！该论文已经通过答辩預頌圣鉉儐歲龈讶骅籴。2.1.3 车床主轴运动参数极限切削速度vmax vmin根据典型工艺，并考虑该机床加工工序的种类、工艺要求、刀具和工件材料来选取极限切削速度，见表2.1。表2.1允许的极限切削速度参考值（单位：m/min） 典型工艺和加工条件vmaxvmin用硬质合金刀具半精或加工碳钢件150-300用高速钢刀具加工丝杆螺纹或铰孔2-6主轴的极限转速（r/min）nmax=1000vmax/dminnmin=1000vmin/dmax 计算车床主轴极限转速时的加工直径，按经验分别取dmin（0.10.2）D和dmax（0.40.5）D。最后确定的nmax和nmin还应与同类型车床进行对比（D工件最大回转直径）。渗釤呛俨匀谔鱉调硯錦。CK6132车床主轴极限转速为nmin100r/min，nmax=1800r/min.主轴的调速范围 Rn=nmax/nmin (2.5) 计算转速车床主轴转速不仅取决于切削速度而且还决定于工件的直径。车床最低几级转速常用于光整车削、车削大直径的螺纹等，并不需要传递全部功率。主轴所传递的功率或扭矩与转速之间的关系，称为车床主轴的功率或扭矩特性.主轴从最高转速nmax到某一转速nj之间，主轴应能传递运动源的全部功率。在这个区域内，主轴的输出扭矩应随转速的降低而加大。从nj以下直到最低转速nmin铙誅卧泻噦圣骋贶頂廡。这个区域内的各级转速并不需要传递全部功率。主轴的输出扭矩不再随转速的降低而加大，而是保持一时的扭矩不变，所能传递的功率，则随转速的降低而降低。主轴能传递全部功率的最低转速称为主轴的计算转速。擁締凤袜备訊顎轮烂蔷。无级传动时 nj=nminRn0.3 （2.6） 2.2 CK6132数控车床主传动分析2.2.1主传动分析CK6132数控车床主传动采用通用变频器和普通异步交流电动机驱动。电动机为YD132M-8/4, 转速为720/1440r/min，功率为3/4.5kw。变频器选用的是CVF-G2-RT0037通用变频器，额定容量5.6KVA额定输出电流8.5A ,适配电动机3.5KW。 贓熱俣阃歲匱阊邺镓騷。 动功率P3KW主轴极限转速和调速范围极限转速：nmax=1800r/min nmin=100r/min调速范围（由2.5式得）：Rn=nmax/nmin=18计算转速（2.6式得）： nj=nminRn0.3=238r/min主传动系统分级变速器级数Z主轴恒功率调速范围 RnP=nmax/nj=1800/238=7.563电动机恒功率调速范围（YY连接的双速电动机，可视为电动机在9011440r/min 为恒功率调速范围 ）：Rap=1440/901=1.598坛摶乡囂忏蒌鍥铃氈淚。取Rap 则Z=10Rnp/10=log107.563/log101.598=4.3而CK6132取Z=2，所以分级变速箱公比Rap。2.2.2 结论主轴电动机功率偏小。主轴分级变速箱公比Rap，所以车床转速在380950r/min范围内功率不足（相当于此时电机功率最低只有3380/9501.2kw）。蜡變黲癟報伥铉锚鈰赘。主轴恒功率调速段实际是电动机接成YY型（4.5kw）,由变频器进行恒转矩调速。电动机转速范围为1440379r/min，变频器的频率范围为50Hz13Hz。主传动的计算转速为238r/min。第三章 主轴组件3.1 对主轴组件的基本要求主轴组件是机床的重要组成部分之一。主轴组件通常由主轴、轴承和安装在主轴上的传动件等组成。车床工作时，由主轴夹持着工件直接参加表面成形运动。所以主轴组件的工作性能，对加工质量和机床生产率有重要影响。買鲷鴯譖昙膚遙闫撷凄。对车床主轴组件的要求，和一般传动轴组件有共同之处，就是都要在一定的转速下传递一定的扭矩；都要保证轴上的传动件和轴承正常的工作条件。但是主轴又是直接带着工件进行切削的，机床的加工质量，在很大程度上要靠主轴组件保证。因此，对于主轴组件，又有许多特殊要求。綾镝鯛駕櫬鹕踪韦辚糴。3.1.1旋转精度主轴组件的旋转精度，是指装配后，在无载荷、低速转动（用手转动或低速机动转动的条件下，主轴前端安装工件或刀具部位的径向和轴向跳动值。驅踬髏彦浃绥譎饴憂锦。当主轴以工作转速旋转时，与低速时相比，其旋转精度有所不同。这个差异，对于精密和高精度机床是不能忽略的。这时，还应测定它在工作转速下旋转时的猫虿驢绘燈鮒诛髅貺庑。主轴组件的旋转精度决定于组件中各主要零部件如主轴、轴承等的制造精度和装配、调整精度。运动精度则还决定于主轴转速、轴承的设计和性能以及主轴组件的平衡。锹籁饗迳琐筆襖鸥娅薔。3.1.2 静刚度静刚度或简称刚度，反映了机床或部、组、零件抵抗静态外载荷的能力。主轴组件的弯曲刚度K，定义为使主轴前端产生单位位移，在位移方向所需施加的力。構氽頑黉碩饨荠龈话骛。K=P/（N/m）影响主轴弯曲刚度的因素很多，如主轴的尺寸和形状，滚动轴承的型号、数量和配置形式及预紧，滑动轴承的型式和油膜刚度，前后支承的距离和主轴前端的悬伸量，传动件的却置方式，主轴组件的制造和装配质量等。目前对主轴组件的弯曲刚度标准尚无统一规定。輒峄陽檉簖疖網儂號泶。3.1.3抗振性工件的振动会影响工件的表面质量、刀具的耐用度和主轴轴承的寿命，还会产生噪声，影响工作环境。如果发生切削自激振动，将严重影响加工质量，甚至可能使切削无法进行下去。尧侧閆繭絳闕绚勵蜆贅。影响抗振性的主要因素是主轴组件的静刚度、质量分布和阻尼（特别是主轴前轴承的阻尼）。主轴的固有频率应远大于激振力的频率，使它不易发生共振。识饒鎂錕缢灩筧嚌俨淒。3.1.4热变形主轴组件的热变形使主轴伸长，使轴承的间隙发生变化。如果主轴轴承是滑动轴承，则温升使润滑油的粘度下降，从而降低轴承的承载能力。温度使主轴箱发生热膨胀，使主轴偏离正确位置。如果前、后轴承温升不同，还将使主轴倾斜。凍鈹鋨劳臘锴痫婦胫籴。由于受热膨胀是材料的固有性质，因此高精度机床如加工中心等要进一步提高加工精度，往往受到热变形的限制。3.1.5耐磨性主轴组件必须有足够的耐磨性，以便能长期保持精度。磨损后对精度有影响的部位首先是轴承，其次是安装夹具、或工件的部位如锥孔等。如果主轴装有滚动轴承，则支承处的耐磨性决定于滚动轴承，与轴颈无关。如果装有滑动轴承，则轴颈的耐磨性对精度的保持影响很大。为了提高耐磨性，一般机床的上述部位应淬硬至HRC60左右，深约1mm。常用高频淬火。恥諤銪灭萦欢煬鞏鹜錦。3.2车床主轴常用滚动轴承3.2.1轴承选型主轴滚动轴承是主轴组件的重要组成部分，它的类型、结构、配置、精度、安装、调整、润滑和冷却都直接影响主轴组件的工作性能。鯊腎鑰诎褳鉀沩懼統庫。 滚动轴承摩擦阻力小，可以预紧，润滑维护简单，能在一定的转速范围和载荷变动范围下稳定工作，在数控机床上广泛采用。但与滑动轴承相比，滚动轴承噪音大，滚动体数目有限，刚度是变化的，抗振性略差并且对转速有很大限制。数控机床主轴组件在可能的条件下，尽量使用滚动轴承，特别是大多数立式主轴和主轴装在套筒内能够作轴向移动的主轴。这时因滚动轴承可以用润滑脂润滑以免漏油。滚动轴承根据滚动体的结构分为球轴承、圆柱滚子轴承、圆锥滚子轴承三大类。硕癘鄴颃诌攆檸攜驤蔹。主轴支承分径向和推力支承。角接触轴承包括角接触球轴承和圆锥滚子轴承，兼起径向和推力支承的作用。主轴轴承，可选用圆柱滚子轴承、圆锥滚子轴承和角接触球轴承。阌擻輳嬪諫迁择楨秘騖。主轴轴承，主要应根据精度、刚度和转速来选择。为了提高精度和刚度，主轴轴承的间隙应该是可调的。线接触的滚子轴承比点接触的球轴承刚度高，但在一定温升下允许的转速较低。下面简述几种常用的数控机床主轴轴承的结构特点和适用范围。氬嚕躑竄贸恳彈瀘颔澩。双列圆柱滚子轴承（NNU4900K、NN300K），内孔为1：12的锥孔，与主的锥形轴颈相配合，轴向移动内圈，可把内圈胀大，以消除径向间隙或预紧，这种轴承只能承受径向载荷。NNU4900K 系列双列圆柱滚子轴承内圈可分离，NN300K双列圆柱滚子轴承外圈可分离。这类轴承多用于载荷较大、刚度要求高、中等转速的地方。釷鹆資贏車贖孙滅獅赘。双向推力角接触球轴承 BTA-A/BTA-B。这种轴承与双列圆柱滚子轴承相配套，用来承受轴向载荷。角接触球轴承，这种轴承既可以承受径向载荷，又可承受轴向载荷。常用的接触角有两种：250和150。其中250的编号为7000AC型属特轻型；编号为7190AC型，属超轻型。150的编号为7000C型，属特轻型；或编号为7190C型，属超轻型。角接触球轴承多用于高速主轴，随接触角的不同有所区别，250的轴向刚度较高，但径向刚度和允许的转速约低，多用于车、镗、铣加工中心等主轴；150的转速可更高些，但轴向刚度较低，常用于轴向载荷较小，转速较高的磨床主轴或不承受轴向载荷的车、镗、铣主轴后轴承。这种轴承为点接触，刚度较低，为了提高刚度和承载能力，常用多联组配的办法.怂阐譜鯪迳導嘯畫長凉。3.2.2轴承精度轴承的精度，分为2、4、5、6、0五级其中2级最高，0级为普通精度级。主轴轴承以4级为主（记为4）。高精度主轴可用P2级。要求较低的主轴或三支承主轴的辅助支承可用P5级。P6级和P0级一般不用。此外又规定了2种辅助精度等级SP（特殊精密级）和UP（超精密级。它们的旋转精度相当于P4级和P2级，而内、外匿的尺寸精度则分别相当于P5级和P4级。由于轴承的工作精度主要决定于旋转精度，箱体孔和主轴轴颈是根据一定的间隙和过盈要求配作的。因此，轴承内、外径的公差即使宽些也不影响工作精度，但却降低了成本。谚辞調担鈧谄动禪泻類。不同精度等级的机床，主轴轴承的精度可参照表3.1选用。数控机床,可按精密级或高精度级选用。表3.1主轴轴承精度机床精度等级前轴承后轴承普通精度等级P5或P4（SP）P5或P4（SP）高精度级P2（UP）P2(UP)3.2.3轴承的刚度 滚动轴承在0游隙下，轴承在外载荷作用下的变形为：点接触的球轴承：r= r= （3.1）线接触滚子轴承r=a= (3.2) 式中r、a径向和轴向变形（m）； 接触角（0） la滚子的有效长度，等于滚子长度扣除两端倒角（mm）Qr、Qa作用于单个滚动体的径向和轴向载荷（N） Qr= Qa= (3.3) Fr、Fa用于轴承上的径向和轴向载荷（N）i、z滚动体的列数和每列的滚动体数零游隙时轴承的刚度： K= 当为球轴承：Kr=1.18 (3.4)Ka=3.44 (3.5) 当为滚子轴承：K r=3.39Fr0.1la0.8(iz)0.9cos1.9 (3.6)Ka=14.43Fa0.1la0.8z0.9sin1.9 (3.7)式中 K r 、Ka轴承的径向和轴向刚度（N/m）。由上述公式可知，滚动轴承刚度是载荷的函数。它随载荷的增大而增大。计算时，如果外载荷无法确定，可取额定动载荷的1/10作为轴承载荷，计算结果一般代表轴承刚度。嘰觐詿缧铴嗫偽純铪锩。对于滚子轴承，刚度与载荷的0.1次幂成正比，载荷对刚度的影响不大，因此计算时可以不考虑预紧。对于球轴承，刚度与载荷的1/3次幂成正比，预紧力对刚度的影响是明显的，计算时应考虑预紧力。有轴向预紧力C。时的径向和轴向载荷分别为：熒绐譏钲鏌觶鷹緇機库。Fr=Fre+Fa0ctg (3.8)Fa=Fae+Fao (3.9)式中Fre径向和轴向外载荷（N） Fao预紧力（N） ， 接触角（0）3.2.4 CK6132主轴轴承刚度计算CK6132主轴前支承采用D3182115(NN30K)双列圆柱滚予轴承，精寰等级相当于P5级；后支承采用D2007113E圆锥滚子轴承和D8113平底推力轴承，精度等级相当于P5级。CK6132主轴轴承径向刚度如下：鶼渍螻偉阅劍鲰腎邏蘞。表3.2 CK6132主轴轴承径向刚度 前轴承后轴承轴向刚度1316N/m729N/m296N/m3.3主轴的结构设计主轴的构造和形状主要决定于轴上所安装的传动件、轴承等零件的类型、数量、位置和安装方法等。同时，还应考虑主轴的加工和装配的工艺性。为了便于装配，常把主轴作成阶梯形。纣忧蔣氳頑莶驅藥悯骛。 主轴头部的构造，应保证夹具、顶尖或刀具的准确安装，并便于装卸，还应尽量缩短主轴端的悬伸长度。主轴头部已标准化。颖刍莖蛺饽亿顿裊赔泷。车床主轴是空心的，为了能通过较粗的棒料，中孔直径常希望大一些，但中孔对主轴刚度是有影响的，d/D（d和D分别为中孔和主轴的直径）不宜大于0.7。濫驂膽閉驟羥闈詔寢賻。3.3.1主轴直径的选择 在设计之初，由于确定的只是一个设计方案，尚未确定具体构造。因此，只能根据统计资料，初步选择主轴直径。车床、铣床以及其他一些机床的主轴上有多种零件。因装配的需要，主轴直径常是从前向后逐段减少的。因此，后轴颈的直径往往小于前轴颈。车床和铣床主轴的后轴颈的直径等于（0.70.85）D。銚銻縵哜鳗鸿锓謎諏涼。3.3.2主轴材料及热处理主轴允许受载后的弹性变形是很小的，由此引起的应力也很小。因此在一般情况下，强度不是需要考虑的主要问题。只有重载主轴，或因构造上的原因，主轴不得不设计得很细时，才需考虑强度问题。挤貼綬电麥结鈺贖哓类。 在几何形状一定时，主轴的刚度决定于材料的弹性模量。各种钢材的弹性模量几乎没有什么差别，因此刚度不是选择材料的依据。赔荊紳谘侖驟辽輩袜錈。 主轴材料的选择，主要应根据耐磨性和热处理后变形的大小来选择。一般普通机床的主轴，可以采用45或60优质碳钢，调质到HB220250左右。在头部锥孔，定心轴颈或定心锥面等部位，高频淬硬至HRC5055。如果支承为滑动轴承，则轴颈处也需淬硬，硬度同上。精密机床的主轴，希望淬火应力要小，这时可用40Cr或低合金钢20Cr，16MnCr,12CrNi2A等渗碳淬硬。塤礙籟馐决穩賽釙冊庫。3.3.3CK6132的主轴结构（如图3.2所示）CK6132的主轴前端轴颈的直径75（mm），后端轴颈的直径65（mm），通孔直径38(mm)。前端锥孔为莫氏锥度5号，材料45钢。裊樣祕廬廂颤谚鍘羋蔺。 图3.2 CK6132的主轴结构第四章 基于ANSYS的CK6132主轴的静力分析4.1主轴静力分析概述4.1.1ANSYS线性静力分析的基本步骤 静力分析用来计算结构在固定不变载荷作用下的响应，如反力、位移、应变、应力等，也就是探讨结构受到外力后变形、应力、应变的大小。所谓固定不变的载荷作用，指结构受到的外力大小、方向均不随时间变化。静力分析中固定不变的载荷和响应是一种假定，即假定载荷和结构的响应随时间的变化非常缓慢。一般来讲，静力分析所施加的载荷包括外部施加的作用力和压力、稳态的惯性力（如重力和离心力等）、位移载荷（如支座位移等）、温度载荷等。仓嫗盤紲嘱珑詁鍬齊驁。ANSYS线性静力分析的基本步骤：构建有限元模型创建有限元模型、设置单元类型、设定单元选项、定义单元实常数、设置材料属性、划分网格。绽萬璉轆娛閬蛏鬮绾瀧。施加载荷求解 定义分析类型（静力分析）、施加载荷和边界条件、求解。后处理ANSYS提供两种后处理方式，POST1和POST26。前者用于整个模型在某一载荷步（时间点）的结果。后者处理模型中特定点在所有载荷步（整个瞬态过程）的结果。结果均用彩色云图、矢量图和列表来显示。骁顾燁鶚巯瀆蕪領鲡赙。4.1.2机床主轴组件弯曲刚度机床主轴组件（包括主轴、轴承和60mm90mm的45钢工件）弯曲刚度K，定义为使主轴前端产生单位位移，在位移方向所需施加的力，如图3.1所示。瑣钋濺暧惲锟缟馭篩凉。K=P/ (N/m) （4.1）虽然多数机床可以用弯曲刚度作为衡量主轴组件刚度的指标，但也有例外。例如钻床，钻头有两个刀刃，径向力互相抵消，轴向力虽很大，但在主轴上作用距离很短，主切削力是一个力偶。因此，钻床主轴的刚度指标是扭转刚度 KM。鎦诗涇艳损楼紲鯗餳類。KM=MN/=MNL/(Nm2/rad) (4.2)式中MN作用的钮矩（Nm）L扭矩的作用距离（m）扭转角（rad）主轴弯曲刚度尚无标准，文献资料，从下列几个方面，提出了一些对主轴组件的刚度要求：静态弹性变形对加工精度的影响有的资料推荐，可以根据复映误差来规定机床Y向综合刚度，再根据主轴组件的变形占机床系统综合变形的比例确定组件的刚度。栉缏歐锄棗鈕种鵑瑶锬。有些文献推荐了一些主轴刚度的数值。例如有的资料推荐，在额定载荷作用下，主轴端部的变形，不得超过精度标准规定的主轴端部径向跳动的1/3。有的工厂认为在额定载荷下，最大挠度），ymax0.0002l，最大倾角max0.001rad。（l为主轴跨距，y与l单位相同）。如果主轴上装有电动机转子（内连式电动机），则转子处的挠度不得超过电动机转子与定子之间的气隙的1/10。辔烨棟剛殓攬瑤丽阄应。有的资料推荐，车床Dmax250mm及320mm时，主轴前端静刚度为K100N/m ，Dmax=400mm时，K=120N/m。卧式铣床工作台宽B=200mm和250 mm时，K=100N/m；B=320mm时，K=120N/m。峴扬斕滾澗辐滠兴渙藺。瑞典SKF公司推荐，把主轴当作一个简支梁，支承中间承受一集中载荷，对于一般生产型机床如车床和铣床等，K250N/m。 詩叁撻訥烬忧毀厉鋨骜。根据不出现切削自激振动的条件自激振动稳定性可用极限切削宽度blim来判定。再生自激振动稳定性的判别式： blim2K(1+)/Kab Kab称为切削系数 这个公式说明，对于一定的机床，存在着一个不产生自激振动的最大（极限）切削宽度。在设计机床时，可以根据机床的尺寸和性能，事先规定一个最大切削宽度，从而求得对机床的刚度要求则鯤愜韋瘓賈晖园栋泷。K=Kabblim/2(1+)表4.1切削45钢时的Kab和值切削速度v(m/min)50100200每转或每齿进给量（mm）0.10.20.40.80.10.20.40.80.10.20.40.8切削系数（N/mmm）2.462.061.731.472.211.811.501.252.061.671.361.12夹角（度）68.873.3778073.27779.88275.578.480.782.5以上公式，是在假设切削力方向、机床系统主振动方向和测量机床静态变形的方向都相同的前提下推导出来的。即假设三者都在Y方向。事实上，切削力P并不在Y向，而是与y向成夹角。机床主振动方向一般也不在Y向。但为了简化分析，仍假设主振动方向和测量静变形的方向相同，即都在y向。则Py=Pcos 。因此，Y向的刚度胀鏝彈奥秘孫戶孪钇賻。Ky=Py/y=Pcos/y即KyKabblimcos/2(1+) (4.3)车削外圆时,Py=Pcoscos因此Ky=Kabblimcoscos/2(1+) (4.4)鳃躋峽祷紉诵帮废掃減。以上式中Kab车铣时的切削系数（N/mmm），由试验决定 ,见表4.1； blim该机床要求的极限切削宽度（mm）；阻尼比，见表4.2； 变动的切削力P与工件切削表面垂线的夹角见表4.1 ；刀具的主偏角（度）。从表4.1中可以看出，随着切削速度和进给量的增加，切削系数疋。逐步降低。从4.1式和4.2式可知，对于一定的机床和一定的切削方式，Ky、 、 都是一定的。Kab降低则blim将增加。即用较高的切削速度和较大的进给量，可以允许较大的极限切削宽度。在设计机床时，考虑到实际使用时的切削用量是各式各样的，所以取稳定性的下限来决定极限切削宽度玩。即取切削速度为50m/min，进给量为每转0.1mm左右。这时的Kab最大，即允许的blim最小，这是偏于安全的。稟虛嬪赈维哜妝扩踴粜。 式4.3和4.4计算的Ky是整个机床系统在Y方向的刚度要求。考虑到主轴组件是机床系统在抗振性方面的薄弱环节，因此近似地就把主轴系统的阻尼比代入式中的，计算出来的K就作为主轴组件的刚度要求。这样的计算是近似的。陽簍埡鲑罷規呜旧岿錟。表4.2主轴组件的阻尼比主轴组件的结构阻尼比说 明滚动轴承双列向心短圆柱滚子轴承，向心推力轴承0.020.03指主轴前轴承。当轴承预加载较大或用三支承时取大值，当主轴前轴承存在间隙时取0.010.02圆锥滚子轴承，双列向心短圆柱滚子轴承和推力球轴承的组合0.030.04动压滑动轴承单油楔0.030.045指主轴前轴承结构，主轴转速高或直径间隙小时取大值多没楔0.040.06液体静压轴承0.040.06当用小孔节流或毛细管节流，高粘度的润滑油或油膜刚度较低时取大值4.1.3 CK6132主轴的典型工况表4.3主轴各工况的的载荷表工况齿轮上的作用力切削力圆周力（N）径向力(N)扭矩(Nm)扭矩等效成作用于主轴的力偶（N）主切削力（N）进给切削力（N）切深切削力（N）第一工况 12494541121556375015001500第二工况1200437547501800720720第三工况4281561927642257257 4.2 CK6132主轴静力分析CK6132主轴分别有高速和低速两个齿轮（Z=45和Z=90）传入运动和动力，在主轴计算转速下工作，运动和动力由低速齿轮（Z=90）传入，此时齿轮对主轴的作用力最大（切削用量：n=238r/min,ap=6mm,f=0.3mm/r，电机输出功率2.8kw），所以将该情况作为主轴的一种工况对主轴进行分析，本文中称为主轴的第一工况。主轴的第一工况虽然对主轴的作用力最大，但力的作用点较靠近主轴前支承，当在运动和动力由高速齿轮（Z=45）传入，车床进行粗车加工时（切削用量：n=530r/min,ap=2.6mm,f=0.3mm/r，电机输出功率3kw），此工况称为主轴第二工况。为了分析车削加工出来的的零件的直线度误差，精车加工（切削用量：n=1190r/min,ap=0.5mm,f=0.15mm/r，电机输出功率2.4kw），该工况称为主轴的第三工况。主轴各工况的的载荷见表4.3。沩氣嘮戇苌鑿鑿槠谔應。4.2.1CK6132主轴ANSYS分析的一般过程建立模型1）建立ANSYS分析模型 在进行静力分析时为了较好的反映实际工况，将把卡盘和工件（工件尺寸60mm90mm ）一并考虑。主轴几何模型的构建，可以利用ANSYS提供的绘图功能进行绘制，也可以使用CAD软件所提供的强大绘图功能进行图形绘制。CK6132主轴利用AUTOCAD绘制三维模型，利用ANSYS的接口把AUTOCAD 绘制的三维模型导入到ANSYS中进行育限元分析。钡嵐縣緱虜荣产涛團蔺。2)定义单元类型单元类型（Element Type）的定义用来决定用什么形状的微元来离散主轴。ANSYS7.0 包括杆、梁、板、壳、实体等200种单元可供选择CK6132主轴分析选用的是Solid95实体单元。懨俠劑鈍触乐鹇烬觶騮。3)定义实常数用实常数（real constants）来定义分析模型的截面特性。对于有些单元必须输入实常数，而对于有些单元则不需要输入实常数，solid95实体单元就不需要输入实常数。謾饱兗争詣繚鮐癞别瀘。4)定义材料特性CK6132主轴材料为45钢，弹性模量EX=2.061011泊松比为0.3，密度为7800kg/m3。呙铉們欤谦鸪饺竞荡赚。5）网格的划分结构几何模型建立后，在将它分成小网格以供后续计算。网格分得越细，计算结果的误差越小，但所需要的计算时间也就越长。单元的划分很方便，只须在相关的线或面上定义出单元的长度或要划分的比例，ANSYS会自动形成单元及节点，也可以用自适应网格划分自动生成网格。要提高分析精度，可以有以下三种方法：莹谐龌蕲賞组靄绉嚴减。a. 网格细分法（h-method）：ANSYS自动细分网格；b高次单元法（p-method）：选择高次单元进行分析；c混合并行法（hp-method）：上述两者并用。CK6132主轴网格划分后的模型为图4.1 图4.1 CK6132主轴网格 加载求解加载求解一般分为三个部分，即施加约束条件、施加载荷以及求解计算。分析CK6132主轴时，分成两个载荷步进行求解，一个是力载荷步，另一个是转矩载荷步，ANSYS分析模型见图4.5和图4.6，然后通过后处理中的载荷工况(load case ）求和操作，得到主轴在弯曲、扭转和压缩状态下的应力和变形。麸肃鹏镟轿騍镣缚縟糶。1)施加约束或边界条件约束是定义一个结构的固定部分，确定结构上那些部分的那些自由度为0。在CK6132主轴力载荷步中，在与后轴承内圈接触的主轴表面上施加约束UY=0、UZ=0，在与前轴承内圈接触的主轴表面上施加约束UX=0、UY=0、UZ=0，它们都施加在实体模型上，在求解时再转化到主轴的有限元模型上。在转矩载荷步中，主轴与齿轮接触处的断面上的所有节点施加约束UX=0、UY=0、UZ=0。 納畴鳗吶鄖禎銣腻鰲锬。 图4.2主轴组件力载荷步2）施加载荷 图4.3主轴组件转矩载荷步根据结构的实际情况，ANSYS可以在结构上施加集中力、分布力、重力及预应力等。在CK6132主轴力载荷步中，切深抗力和进给抗力施加在工件的切削点处，主切削力移到工件下方，该力平移产生的力矩在转矩载荷步中处理，齿轮上的作用力等效为Y坐标方向、Z坐标方向的的力和一力偶，其中力施加于主轴的力载荷步，力矩在转矩载荷步中处理（图4.5）。这些载荷均施加在主轴的有限元模型，为了将载荷施加于相应的节点上，对主轴的有限元模型加载区域进行网格细化。主轴的受扭状态，等效为一端固定，另一端作用一力偶的模型（如图4.2所示）。風撵鲔貓铁频钙蓟纠庙。3）求解计算 ANSYS提供了基于直接求解法的稀疏直接求解器（Sparse Direct Solver）和波前求解器（the Frontal Solver）。还提供了基于迭代求解法的JGG（the Jacobi Conjugate Gradient solver ）求解器、PGG(the Preconditioned Conjugate Gradient solver) 求解器、ICCG(the Incomplete Cholesky Conjugate Gradient solver)求解器。JGG求解器适合于求解良态问题，用于实数或复数的对称或非对称矩阵；PCG求解器适用于所有类型的分析（包括病态的梁/壳结构分析），但只对实对称刚度矩阵有效；ICCG求解器比JCG求解器更能求解病态问题，适合于实数或复数的对称或不对称矩阵。CK6132主轴分析时，采用的是稀疏直接求解器 (Sparse Direct Solver)。灭嗳骇諗鋅猎輛觏馊藹。结果评价 这一步骤包括ANSYS的全部后处理功能。包括列表、图示分析结果，也可以动态显示振动模型或其他分析图形。ANSYS还为用户提供了一个询问数据的功能，可将图形窗口中的光标位置的数据显示出来。铹鸝饷飾镡閌赀诨癱骝。4.3 CK6132主轴组件组件刚度分析主轴组件是机床重要组成部分之一，主轴组件的工作性能，对工件的加工质量和机床生产效率均有重要影响。机床的主轴刚度则是主轴重要性能之一，它反映了机床抵抗外载荷的能力，对于高精度机床而言，主轴刚度对机床的性能影响则更为重要。设计机床主轴时，总要进行刚度验算，用有限元法分析计算主轴组件刚度是一种有效的方法主轴组件由轴承、主轴、轴上传动零件、卡盘和工组成，在分析主轴组件的刚度时，忽略轴上传动零件， 攙閿频嵘陣澇諗谴隴泸。 主轴的第一工况和第二工况齿轮在主轴上的位置不一样，因此分别对两工况下的刚度进行ANSYS分析，主轴的第三工况属工件的精车阶段，主轴组件的变形将直接影响工件的加工精度，为此，对工件在切深方向的位移进行分析。它们分析结果如下：趕輾雏纨颗锊讨跃满賺。 第一工况主轴组件的刚度：图4.4 主轴组件在切深方向的变形由图4.4可知，主轴组件在第一工况下，切削工件在切深方向的最大变形为0.343E-5，切削处的刚度KB=112/0.375/40/0.34E-5=2.2107N/m。夹覡闾辁駁档驀迁锬減。车床的切削稳定性如下：工件材料45钢，悬臂安装，横向切削。工作尺寸为：直径d=0.2Dmax，长度L=0.3Dmax，Dmax为最大回转直径。刀具材料硬质合金，=60 =50。切削参数为：v=50m/min，f=0.10.2mm/r。若要求车床切削稳定性好，则blim0.005Dmax。对于某一型号车床，由此可确定出不不产生自激振动的最大（极限）切削宽度blim。视絀镘鸸鲚鐘脑钧欖粝。要求CK6132车床稳定性一般时极限切削宽度blim=1.6mm。由4.3式计算得K=2.8107N/m，因为切削处的刚度KBAnalysis TypeNew Analysis命令，打开New Analysis设置对话框，要求选择分析的种类，选择“Modal”，单击OK。榿贰轲誊壟该槛鲻垲赛。2.从主菜单中选择Main Menu:SolutionAnalysis TypeAnalysis Options 命令，打开Modal Analysis设置对话框，要求进行模态分析设置，选择“Block Lanczos”，在No.of