4356基于ANSYS的主轴系统动态特性研究【机械毕业设计全套资料+已通过答辩】
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4356基于ANSYS的主轴系统动态特性研究【机械毕业设计全套资料+已通过答辩】,基于,ansys,主轴,系统,动态,特性,研究,钻研,机械,毕业设计,全套,资料,已经,通过,答辩
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第页共 34 页 第一章 引言 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。 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 。 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。 内外研究现状 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 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 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 人在分 第页共 34 页 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（ 一术语，是 960 年在一篇论文中首次提出的。 60年代初， 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， 人证明了有限元法是基于变分原理的 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 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。 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 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。实际车床的主轴进行动态分析。 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。 控车床的发展 数控机床（ 采用了数字控制技术（ 称 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司与美国麻省大理工学院（ 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（ 次成功开发了加工中心（ 称 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 C），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（ 第页共 34 页 称 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（ 称 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（ 称实现了生产决策、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/高速且高加减速度的进给运动部件（快移速度 60m/削进给速度高达 60r/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。 题的实用意义 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 320大加工长度 750轴采用通用变频器和双速电机驱动，主轴转速范围 100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 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。 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 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。 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 第页共 34 页 主传动变速系统的设计 数控车床的主轴驱动方式 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 基于 轴的模态分析 控车床简介 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 320最大加工长度 750轴转速100轴电动机 （功率 3/ 控车床采用双速电机变频高速 ,并带有分级变速箱 . 控车床主轴 ,前支承采用双列圆柱滚子轴承 (后支承采用圆锥滚子轴承(2007113E)和推力轴承 ( 第二章 数控车床的主传动设计 床主传动变速系统的参数 机床主传动系统的参数有动力参数和运动参数。动力参数是指主运动驱动电机的功率，运动参数是指主运动的变速范围。 床主传动功率 机床主传动功率 P 可根据切削功率 ，由下式确定： （ 第页共 34 页 数控机床的加工范围一般较大，切削功率 其主切削抗力 z v/60000=M n/95500( (式中： 主切削力（） M 切削扭矩（ N v 切削速度（ m/ n 主轴转速（ r/ 或 Pc=f 1000( (式中 单位切削功率 s) v 切削速率 (m/s) f 进给量 (mm/r) 切削深度 (主传动的总效率一般可取为 控机床的主传动多采用调速电机和有限的机械变速传动来实现，传动链较短，因此效率可取较大值。 主传动中各传动件的尺寸都是根据其传动功率确定的，如果传动功率定得过大，将使传动件的尺寸粗大而造成浪费，电动机常在低负荷下工作，功率因素很小而浪费能源。如果功率定得过小，将限制机床的切削加工能力而降低生产率。因此要准确合适地选用传动功率。由于加工情况多变，切削用量变化范围大，加之对传动系统因摩擦等因素消耗的功率也难以掌握，因此单纯用理论计算的方法来确定功率尚有困难，通常用类比、测试和理论计算等几种方法相比较来确定。 床的主传动功率 典型工况选为：用硬质合金车刀加工；工 件 :45 钢，硬度 229削用量为 2f r, 100m/s ；刀具的几何参数为： 15, r 75, s=00, 01=刀面带卷屑槽。 经查资料可得其单位切削功率 2305 10s) 单位切削力 P 2305N/由 Pc=f 1000 =2035 102 1000 = 床的主传动功率 =第页共 34 页 车床主轴运动参数 极限切削速度 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 表 单位： m/ 典型工艺和加工条件 硬质合金刀具半精或加工碳钢件 150用高速钢刀具加工丝杆螺纹或铰孔 2主轴的极限转速（ r/ 1000 1000 计算车床主轴极限转速时的加工直径，按经验分别取 和 D。最后确定的 100r/800r/主轴的调速范围 Rn= ( 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 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 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。 无级传动时 nj=（ 第页共 34 页 控车床主传动分析 传动分析 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, 转速为 720/1440r/率为 3/频器选用的是用变频器，额定容量 定输出电流 动功率 P 3主轴极限转速和调速范围 极限转速： 800r/ 00r/速范围（由 得）： Rn=8 计算转速（ nj=38r/主传动系统分级变速器级数 Z 主轴恒功率调速范围 800/238=动机恒功率调速范围（ 接的双速电动机，可视为电动机在9011440r/恒功率调速范围 ）： 440/901= 则 Z= 10 10 = =2，所以分级变速箱公比 结论 主轴电动机功率偏小。主轴分级变速箱公比 以车床转速在 380950r/当于此时电机功率最低只有 3 380/950 主轴恒功率调速段实际是电动机接成 （ ,由变频器进行恒转矩调速。 电动机转速范围为 1440 379r/频器的频率范围为 503 主传动的计算转速为 238r/ 第页共 34 页 第三章 主轴组件 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。 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。 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。 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 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。 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。 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。 第页共 34 页 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。 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。 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。 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。 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 约 1用高频淬火。 床主轴常用滚动轴承 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。 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 第页共 34 页 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。 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。 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。 双列圆柱滚子轴承（ 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。 列双列圆柱滚子轴承内圈可分离， 类轴承多用于载荷较大、刚度要求高、中等转速的地方。 双向推力角接触球轴承 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 7000号为 7190超轻型。 150的编号为 7000特轻型；或编号为7190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 . 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 求较低的主轴或三支承主轴的辅助支承可用 。 和 一般不用。此外又规定了 2 种辅助精度等级 殊精密级）和 精密级。它们的旋转精度相当于 和，而内、外匿的尺寸精度则分别相当于 和 。由于轴承的工作精 第页共 34 页 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。 不同精度等级的机床，主轴轴承的精度可参照表 控机床 ,可按精密级或高精度级选用。 表 轴轴承精度 机床精度等级 前轴承 后轴承 普通精度等级 4（ 4（ 高精度级 P) 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= （ 线接触滚子轴承 r= a= (式中 r、 a 径向和轴向变形（ m）； 接触角（ 0） 滚子的有效长度，等于滚子长度扣除两端倒角（ 作用于单个滚动体的径向和轴向载荷（ N） 5 (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 第页共 34 页 零游隙时轴承的刚度： K=当为球轴承： Kr=r= (Ka= (当为滚子轴承： K r=r=( (Ka=a= (式中 K r 、 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。 对于滚子轴承，刚度与载荷的 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： ( (式中 径向和轴向外载荷（ N） 预紧力（ N） ， 接触角（ 0） 轴轴承刚度计算 轴前支承采用 列圆柱滚予轴承，精寰等级相当于 ；后支承采用 锥滚子轴承和 底推力轴承，精度等级相当于 轴轴承径向刚度如下： 表 轴轴承径向刚度 前轴承 后轴承 轴向刚度 1316N/ m 729N/ m 296N/ m 第页共 34 页 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。 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。 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（ 分别为中孔和主轴的直径）不宜大于 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（ D。 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。 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。 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 250 左右。在头部锥孔，定心轴颈或定心锥面等部位，高频淬硬至 55。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 400162渗碳淬硬。 主轴结构 （ 如图 ） 5（ 后端轴颈的直径 65（ 通孔直径38(前端锥孔为莫氏锥度 5号，材料 45 钢。 第页共 34 页 图 第四章 基于 轴的静力分析 轴静力分析概述 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。 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。 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 供两种后处理方式， 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 第页共 34 页 瞬态过程）的结果。结果均用彩色云图、矢量图和列表来显示。 床主轴组件弯曲刚度 机床主轴组件（包括主轴、轴承和 6005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 K=P/ (N/ m) （ 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 N/L= (N m2/ (式中 作用的钮矩（ N m） L 扭矩的作用距离（ m） 扭转角（ 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 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。 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）， 大倾角 y与 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。 有的资料推荐，车床 250 320，主轴前端静刚度为 K100N/ m ， 00， K=120N/ m。卧式铣床工作台宽 B=200 250 K=100N/ m； B=320K=120N/ m。 瑞典 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， K 250N/ m。 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 生自激振动稳定性的判别 式： 第页共 34 页 21+ )/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 K= (1+ ) 表 5 钢时的 值 切削速度v(m/50 100 200 每转或每齿进给量（ 削系数（ N/ m 角 （度） 7 80 7 2 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 实上，切削力 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 。因此， y/y=y 2 (1+ ) (车削外圆时 ,此 2 (1+ ) (以上式中 车铣时的切削系数（ N/ m 由试验决定 ,见表 该机床要求的极限切削宽度（ 阻尼比，见表 变动的切削力 第页共 34 页 刀具的主偏角（度）。 从表 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 和 可知，对于一定的机床和一定的切削方式， 、 、 都是一定的。 低则 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/给量为每转 右。这时的 允许的 是偏于安全的。 式 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 样的计算是近似的。 表 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 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 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 压滑动轴承 单油楔 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 体静压轴承 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 轴的典型工况 表 齿轮上的作用力 切削力 径向 扭矩等 第页共 34 页 工况 圆周力（ N） 力(N) 扭矩(N m) 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 1249 454 112 1556 3750 1500 1500 第二工况 1200 437 54 750 1800 720 720 第三工况 428 156 19 27 642 257 257 轴静力分析 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/mm,f=r，电机输出功率 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/f=r，电机输出功率 3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/f=r，电机输出功率 该工况称为主轴的第三工况。主轴各工况的的载荷见表 轴 析的一般过程 建立模型 1）建立 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 6090一并考虑。主轴几何模型的构建，可以利用 供的绘图功能进行绘制，也可以使用 件所提供的强大绘图功能进行图形绘制。轴利用 制三维模型，利用 接口把 制的三维模型导入到 进行育限元 分析。 2)定义单元类型 单元类型（ 定义用来决定用什么形状的微元来离散主轴。括杆、梁、板、壳、实体等 200 种单元可供选择 轴分析 第页共 34 页 选用的是 体单元。 3)定义实常数 用实常数（ 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， 4)定义材料特性 轴材料为 45 钢，弹性模量 1011 泊松比为 度为7800kg/ 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， 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： a. 网格细分法（ b高次单元法（ 选择高次单元进行分析； c混合并行法（ 上述两者并用。 第页共 34 页 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 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， 后通过后处理中的载荷工况 (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。 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 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 、，在与前轴承内圈接触的主轴表面上施加约束 、 、 ，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 、 、 。 图 轴组件力载荷步 2）施加载荷 第页共 34 页 图 根据结构的实际情况， 布力、重力及预应力等。在 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 中力施加于主轴的力载荷步，力矩在转矩载荷步中处理（图 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 3）求解计算 供了基于直接求解法的稀疏直接求解器（ 波前求解器（ 还提供了基于迭代求解法的 求解器、 求解器、 解器。 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； 括病态的梁 /壳结构分析），但只对实对称刚度矩阵有效； 解器比 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。 轴分析时，采用的是稀疏直接求解器 ( 第页共 34 页 结果评价 这一步骤包括 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。 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。 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， 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 析，主轴的第三工况属
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