基于ansysworkbench的高速立式加工中心主轴箱优化设计

基于ansysworkbench的高速立式加工中心主轴箱优化设计

0主轴箱动态特性分析主室内加工中心是快速垂直中心的核心。这种静态平衡性直接影响高速垂直中心的加工精度、精度稳定性和抗振性。在加工中心工作过程中,主轴箱在滑枕上上下移动,当其运动到最下端时,主轴箱形成一个悬臂梁结构,这时主轴箱的刚度最差。因此,对主轴箱进行此工况位置的静动态特性有限元分析及优化设计具有很重要的工程意义。本文建立了主轴箱的有限元模型,以铣削工况下的最大载荷作为载荷边界条件,根据实际情况为主轴箱添加了约束边界条件,对其进行了静动态特性有限元分析和多目标多尺寸的优化设计。1主框架的金元模型1.1加工中心加工过程高速立式镗铣加工中心采用龙门式结构,主要由床身、横梁、滑枕、主轴箱等部件组成,其结构模型如图1所示。在加工中心加工过程中,工作台不动,主轴箱沿着滑枕运动实现主轴X方向的运动,滑枕沿着横梁运动实现主轴Y方向的运动,横梁沿着床身运动实现主轴Z方向的运动。主轴箱是关键的承载和连接部件,承载切削力并将切削力传递到滑枕。1.2立主轴箱模型的建立高速立式加工中心主轴箱采用的是圆柱结构,这样的结构能够在减轻重量的同时抵抗大切削力作用下产生的变形。如果只单独分析主轴箱,则无法对主轴箱施加载荷,因此建立主轴箱部件的三维模型。主轴箱部件是由主轴、刀具、丝杠、丝杠螺母和主轴箱等组成的,三维模型如图2所示。为了保证分析结果的准确性和提高效率,对主轴箱部件进行简化,去掉所有的倒角、圆角及小尺寸的螺栓孔。主轴箱的整体结构由精密铸造加工而成,其材料为灰口铸铁HT250(极限应力为250MPa)。导轨、丝杠和丝杠螺母的材料为轴承钢,弹性模量:210Gpa,密度:7.82e+3kg/m3。采用ANSYSWorkbench中“boned”接触单元类型仿真所有的接触面。1.3主轴箱和主轴箱部件网格划分网格划分是有限元分析的关键步骤,网格划分的好坏直接影响到有限元分析的精度和效率。对主轴箱部件简单部分采用自由网格划分。刀具承受了极大的切削力和切削扭矩,导轨是主轴箱部件与滑枕部件的接触位置,因此要对刀具和导轨部位进行网格细化,以保证计算结果的准确性。有限元网格划分单元数:83660,节点数139625。1.4主轴箱约束方式利用有限元方法进行静动态特性分析,最重要的是确定边界条件。边界条件包括约束边界条件和载荷边界条件。主轴箱通过安装在主轴箱上的导轨与安装在滑枕上的滑块配合,实现主轴箱只能沿着X方向运动。因此,约束导轨上与滑块配合的四个位置Y和Z方向自由度来模拟主轴箱的单向运动。主轴箱上的丝杠两端安装在滑枕上的轴承里,因此采用固定约束实现丝杠上下两端的完全约束,主轴箱约束方式如图3所示。加载情况是有限元分析的前提,因此必须明确主轴箱铣削工况下的最大承受载荷。主轴箱所承受的载荷主要有加工工件时的切削力、主轴箱的重力。在计算切削力时,根据《金属切削原理与刀具》中的切削力经验公式,计算出铣削力:X轴0N,Y轴896N,Z轴1280N。2主轴箱应力云图主轴箱静力分析是计算在固定不变载荷作用下主轴箱的位移、应力,它不考虑惯性和阻尼的影响,所以静力分析为主轴箱结构优化提供非常重要的参考。完成主轴箱的边界条件设置,力、扭矩施加后,对主轴箱进行静力分析。主轴箱为有限元分析的主体,因此在后处理过程中只显示主轴箱的变形和应力云图,这样能够简化分析结果,突出重点。主轴箱的变形如图4所示,应力如图5所示。如图4所示,主轴箱最大位移处位于主轴箱下端的前部,最大位移为0.0204mm。主轴箱为悬臂梁结构并承受来自工件的铣削力,变形主要发生在主轴箱中部位置,此处刚性偏弱,造成主轴箱底部位移最大。如图5所示,主轴箱的最大应力为4.5974MPa,位于主轴箱与丝杠接触位置,是模型简化过程中删除倒角圆角所导致的应力集中。本应力分析结果除应力集中位置之外,其他位置的应力大约为2MPa左右,在主轴箱中部位置,这里也是导轨与滑块连接位置,承受了主要载荷。3中心主轴箱的自适应结构主轴箱模态分析用于确定主轴箱的振动特性-固有频率和振型。模态分析反映了主轴箱的力学性能,与载荷无关,因此它能全方位地体现主轴箱的结构特性,暴露其在某方向的最薄弱环节,是主轴箱优化设计的方向和理论基础。前处理与静力分析相同,且不施加载荷,表1为主轴箱前四阶固有频率,图6为前四阶振型图。该型号加工中心主轴最大转速为20000rpm,因此切削力激振频率范围为0~333Hz。主轴箱一阶固有频率为150.8Hz,处于切削力激振频率范围以内,因此需要对主轴箱进行优化设计,尽量提高第一阶固有频率,以避免因产生共振造成损失。从图6可以看出,主轴箱一阶振型为主轴箱整体向上振动,下部沿着Z轴翘起;二阶振型为整体向下振动,下部沿着Z轴翘起;三阶振型为主轴箱下部沿着Y轴振动;四阶振型为主轴箱上部沿Y轴振动。4优化中轴线方案4.1尺寸优化设计针对主轴箱的圆柱结构,选取如图7所示的7个优化尺寸。改变这些优化尺寸只对主轴箱结构进行局部修改,不会改变整体尺寸,因此符合设计的思路。另一方面,这些尺寸是相对独立的,不存在依赖关系,优化过程中不会导致模型再生失败,因此可以实现尺寸优化。在不影响主轴箱性能的前提下确定优化尺寸的变化范围。优化尺寸的初始值和变化范围如表2所示。4.2优化主箱的设计优化尺寸灵敏度分析是通过一定的数学方法和手段,计算出主轴箱的静动态性能参数随优化尺寸变化的灵敏度,从而选择出对静动态特性影响较大的尺寸,并依据灵敏度值的大小和正负,对主轴箱进行优化设计。基于SixSigma的判定原则,利用全局变量法来确定哪些尺寸对主轴箱的性能有较大影响,以便完成全局灵敏度分析。通过迭代,7个尺寸对主轴箱的变形、应力和一阶固有频率的影响因子如图8所示。图8中优化尺寸的灵敏度为正值,表示当这个尺寸增大时,目标函数的值会相应的增大。同样的,尺寸的灵敏度为负值,表示当这个尺寸减小时,目标函数的值会相应的减小。通过对图8的分析,可以看出P1、P4、P6、P7对主轴箱的变形、应力和一阶固有频率的影响因子较大,因此选用这四个尺寸对主轴箱进行最终的尺寸优化。4.3主轴箱静动态特性分析以减轻重量为目标函数、位移变形和一阶固有频率为约束函数对主轴箱进行尺寸优化。优化后的尺寸P1为874.5mm,P4为69.62mm,P6为25346mm,P7为354.54mm,进行圆整后P1为875mmP4为70mm,P6为255mm,P7为355mm。按照圆整后的尺寸对模型进行再生,对再生的模型进行静动态特性有限元分析,分析结果如图9所示。优化前后主轴箱静动态特性参数对比如表3所示。从表3可以看出,优化后的主轴箱重量减轻了23.81kg,最大变形和最大应力都有所下降,一阶固有频率明显提高。因此,优化后主轴箱结构的静动态特性得到了显著提高。5轴箱关键尺