高速砂轮基体应力分布的有限元分析
基于ANSYS软件砂轮架的有限元分析与优化
基于 Ａ Ｙ ＮＳ Ｓ软件砂 河 南三 门峡 ４ ２ ０ 三 ７ ０ ０）
摘要 ： 在磨 齿 机 中， 轮 架是 磨 削头 的重要 组 成部 分 ， 性 能好坏 直接 影响 内齿轮加 工 的精 度 。 文通过ＡＮＳ 软 件 对砂 轮 架进 行结 构 强 砂 其 本 ＹＳ 度 分析 。 其 满 足 刚 度 的 同时 又 可 以节 约 成 本 。 使 为零 件 的 动 态 设计 打 下基 础 。
Ｗ ａ ｇ Ｓｕ ｅ ｎ ｆｎ
（ ａ ｍｅ ｘａｖ ｃｔ ｎ ｌｅ ｈ ｉａ ｃ ｌ ｇ ｎ ｎｓｎ ｎ ｉ ７ ０ ０） Ｓ ｎ ｎ ｉ ｏ ａｉ ａ ｔｃ ｎｃｌ ｏｌ ｅ Ｈｅ ａ ｍｅ ｘａ ２ ０ ｏ ｅ ａ ４
Ａｂｓ ｒ ｔ ｎｔ ｅ ｒｇｉｄ ｎ ａｈｉｅ ｇ ｄｎｇｗｈ ｅ ｒｍ ｅｉ ａ ｍｐ ｒａ ｔｐ ｒ ｔ ｅｇ ｄ ｎ ａ ，ｈｅｐ ｒｏｍ ａ ｅｏ ｒｃ ｍｐ ｃ ｎ ｔ ｉ ｅ ｔａｃ：Ｉ ｈｅｇ ａ ｒｎ ｉ ｇｍ ｃ ｎ ， ｎｎ ｉ ｅ ｌｆ ａ ｓ ｎ ｉ ｏ ｔｎ ａｔｏｆ ｈ ｎ ｉ ｇｈｅ ｄ ｔ ｅ ｒ ｎｃ ｆａｄｉｅ ｔ ｆ ｉ ａ ｔｏ ｈｅｉ ｄ ｎｓ
Ｋｅｙｗｏｒ ：Ｇｒｎ ｉ ｇｏｆｇ ａｓ ｄｓ ｉ ｄ ｎ ｅ ｒ Ｇｅ ｒ ｉ ｉ ｌｍｅ ｔａ ａｙ ｉ ｔｆ ｓ ａ Ｆ ｎｔ ｅｅ ｎ ｎ ｌｓｓ ｉｎｅｓ ｅ Ｓ
在 内齿 轮 成形 磨 齿 机 中 ， 轮架 是 磨 削头 的重 要 组 成 部 分 ， 砂 砂 轮 架 的性 能 好 坏 直 接 影 响 内齿 轮加 工 的 精 度 。 在 磨 削过 程 中起 到 它 支撑砂轮平稳 的高速旋转的作用， 并且在旋转的过程 当中能有效的 减 少 振 动 ， 大 支 撑 刚性 。 于 砂 轮架 的 刚度 对 所磨 齿 轮 的精 度 及 增 由 光洁度等都有直接 的影响 ， 以， 所 要保证其足够 的刚度和强度。 根据 要 求进 行分 析 目的是 能对 砂 轮 架进 行 更 好 的性 能 预 测 ， 用 的方 法 采 是 同个 有 限元 软 件 对 其 进 行 分 析 ， 进 行 优 化 并在 此 设 计 ， 终 是 再 最 所 设 计 出来 的 砂 轮 架 能 够 满 足 要 求 ， 此 同 时还 能避 免 浪 费 ， 约 于 节 成本 ， 此次分析 及设计结果为 零件 的动态设计打 下基 础 。
高速凸轮轴磨床砂轮电主轴的有限元分析
高速凸轮轴磨床砂轮电主轴的有限元分析曹海印;张艳明;闫圣达;黄禹【期刊名称】《机械制造》【年(卷),期】2017(55)8【摘要】以高速凸轮轴磨床电主轴为研究对象,进行了电主轴的静力学和模态分析,并根据分析结果改进了电主轴的结构,为后续砂轮的结构优化设计提供了参考.%The static and modal analysis of the electric spindle was carried out by taking the electric spindle of a high-speed camshaft grinder as the research object.Based on the analytic result,the structure of the electric spindle is improved,which provides a reference for the optimum structural design of the grinding wheel.【总页数】4页(P40-42,46)【作者】曹海印;张艳明;闫圣达;黄禹【作者单位】华中科技大学机械科学与工程学院武汉430074;华中科技大学机械科学与工程学院武汉430074;华中科技大学机械科学与工程学院武汉430074;华中科技大学机械科学与工程学院武汉430074【正文语种】中文【中图分类】TH122【相关文献】1.基于有限元方法的高速凸轮轴磨床电主轴的模态分析2.高速凸轮轴磨床砂轮架箱体有限元分析3.高精度随动数控凸轮轴磨床砂轮架模态分析4.基于MSC.Patran&Nastran的MKQ8312数控高速凸轮轴磨床床身的有限元分析及结构改进5.高速凸轮轴磨床砂轮架的结构分析及改进研究因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。
高速轴承动力学有限元分析方法
高速轴承动力学有限元分析方法张利;祁华铭;徐娟;吉智军【摘要】高速轴承是高速列车安全运行的重要部件,轴承运转过程中的动态特性直接影响轴承的使用寿命,采用最小部件之间创建面面接触的方式,建立高速轨道客车用双列圆锥滚子轴承的三维虚拟样机模型,利用ANSYS/LS-DYNA分别研究客车直线匀速行驶和额定速度下以最小转弯半径行驶两种工况下轴承运转过程的动态接触特性,得到轴承的速度特性、加速特性以及滚子承载分布状况、接触单元法向作用力时间历程变化曲线以及保持架的振动曲线,研究结论可以为高速轴承设计过程中模型构建方案的合理确定提供参考.【期刊名称】《图学学报》【年(卷),期】2015(036)004【总页数】5页(P546-550)【关键词】动力学;虚拟样机;ANSYS/LS-DYNA;高速轴承【作者】张利;祁华铭;徐娟;吉智军【作者单位】合肥工业大学机械与汽车工程学院,安徽合肥230009;合肥工业大学机械与汽车工程学院,安徽合肥230009;合肥工业大学安全关键工业测控技术教育部工程研究中心,安徽合肥230009;洛阳轴研科技股份有限公司,河南洛阳471039;洛阳轴研科技股份有限公司,河南洛阳471039【正文语种】中文【中图分类】TH133.3高速铁路客运是未来铁路客运发展的方向，随着铁路运行的不断提速，性能良好的高速轴承将大量应用。
提高轴承的性能与寿命，对提高整车的动力性、安全性和操纵稳定性起着至关重要的作用，因此分析轴承运转中各部件速度、加速度和位移量、应力等的变化和分布情况，并根据受力情况判断易发生疲劳破坏和失效的部位而指导设计过程[1-5]，优化结构参数就显得尤为重要。
通常轴承是在动态载荷工况下工作，滚动轴承的动态接触特性是轴承组件间的复杂动力学行为和接触力学行为的综合体现[3]。
近年来，有关机械零部件间动态接触特性的研究已成为轴承数值分析领域的研究热点。
在滚动轴承运转过程中的动态接触特性数值仿真分析领域已有许多研究。
基于有限元分析的汽车车身强度与刚度优化设计
基于有限元分析的汽车车身强度与刚度优化设计随着汽车工业的高速发展，车身结构与性能的优化设计成为了汽车制造过程中的重要环节。
其中，车身强度与刚度是影响汽车安全性能与舒适性的关键指标。
本文将探讨利用有限元分析方法进行汽车车身强度与刚度的优化设计。
一、引言汽车的车身强度与刚度是保障乘客安全与减少车辆振动的重要指标。
传统的设计方法主要依靠经验和试验，但是这种方法的成本高昂且耗时，无法满足现代汽车制造的需求。
有限元分析（Finite Element Analysis，FEA）技术因其高效、准确、经济的特点而成为了汽车工程领域中常用的工具。
二、有限元分析在汽车车身设计中的应用有限元分析是一种数值模拟方法，通过将实际结构离散为有限数量的单元，进而计算并预测结构的力学响应。
在汽车车身设计中，有限元分析可以用于确定车身中的应力分布、刚度矩阵和模态分析等相关参数。
1. 车身结构建模在有限元分析中，需要对车身结构进行准确的建模。
根据实际汽车的几何形状和材料特性，可以使用专业的有限元软件进行三维建模，并设置材料参数和边界条件。
2. 力学响应仿真通过给定车身所受到的载荷情况，可以进行强度仿真来评估车身在不同工况下的应力分布。
同时，还可以进行刚度仿真来预测车身在运动过程中的变形情况。
通过有限元分析，可以准确计算车身在各种工况下的应力及变形，并获得相应的结果数据。
3. 优化设计根据有限元分析所得到的结果数据，可以进行车身的优化设计。
通过对车身结构进行调整，如增加加强筋，改变材料厚度等，可以提高车身的强度与刚度性能。
三、汽车车身强度与刚度优化设计的考虑因素在进行汽车车身强度与刚度的优化设计时，需要考虑以下因素：1. 材料选择汽车车身通常采用钢材料，而不同级别的车辆往往选用不同强度的钢材。
在材料选择上，需要平衡强度、造价和安全性能等因素。
2. 结构优化在车身设计中，加强筋的设计是提高车身强度的关键。
通过有限元分析，可以确定加强筋的位置、形状和数量等参数，从而优化车身结构，提高车身整体强度。
砂轮片的有限元模态分析研究
金刚石与磨料磨具工程
Ｄｉｍｏ ｄ ＆ Ａｂ ａ ｉ ｅ ｇｎ ｅ ｎ ａ ｎ ｒ ｓｖ ｓＥｎ ｉ ｅ ｒ ｇ ｉ
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Ｎｏ ５ Ｖ １ ３ Ｓ ｒ １ １ ５ ． ｏ． １ ｅｉ ． ８ ａ
文章编号 ：０ ６—８２ ２ １ ）５—０６ ０ １０ ５ Ｘ（０ １ ０ ０ ９— ４
砂 轮 片 的有 限元模 态 分 析 研 究
张 雪松 颜 朋 朋
（ 中原 工学院 ， 郑州 ４ ００ ） ５ ０ ７
摘要
针对砂轮片的振动失效现 象， 采用有限元分析软件 Ａ Ｓ Ｓ Ｎ Ｙ 分别对砂轮 片进行静止状 态下的固有
Ｔ ７ 文 献标 志码 Ａ Ｄ Ｉ Ｇ４ Ｏ 编码 １ ．９８ ２ ． ０ １０ ． １ ｓ ５ Ｘ ２ １ ．５ ０ ６ 中图分 类号
Ｓ ｕｄ ｎ ｔ ｎｉｅ ｅ ｅ ｅ ｔｍ ｏ ｌａ ｌｓｓ ｏ ｒｎ ｉ ｔ ｙ ｏ ｈｅ ｆ ｔ ｌ ｍ ｎ ｄａ ｎａｙ ｉ ｆｇ ｉ ｄ ｎｇ ｗｈｅ ｌ ｉ ｅｓ
段 越来 越重 视 和 考虑 其 动 态 特 性 … 。其 中， 模态 分 析 是 结构 动态 特性 分 析 的重 要 内容 之 一 ， 要 用 于确 定 主
设计结构的振动特性 ， 即确定其固有频率和相应 的模 态振型 ， 它们是结构动态设计 的重要参数 ， 也是其他动 力学分析的基础 ， 如谐响应分析 、 瞬态动力学分析和谱 分析等。 本文利用有限元软件 Ａ Ｓ Ｓ Ｎ Ｙ 建立 了砂轮片的三 维有 限元模型， 分别进行 了砂轮片在静止状态下的固 有模态分析 以及在旋转状 态下 的有预应力 的模 态分
０ 前 言
砂轮机是五金 、 汽车与船舶制造 、 机械制造 、 模具 制造 、 铸造等行业最常用的机器设备之一 ， 砂轮片是其
砂轮片正常与非正常工作条件下的有限元分析
砂轮片正常与非正常工作条件下的有限元分析颜朋朋;张雪松;神会存【摘要】利用有限元分析软件ANSYS对砂轮片进行了有限元建模,并对砂轮片进行了正常与非正常工作2种条件下的有限元应力分析,结果表明:侧面力的影响远远大于切削力的影响,是引起砂轮片失效的重要因素之一.分析结果为砂轮片失效机理的进一步研究以及砂轮片结构的优化设计提供了参考.【期刊名称】《中原工学院学报》【年(卷),期】2011(022)002【总页数】4页(P29-32)【关键词】砂轮片;侧面力;有限元分析;ANSYS【作者】颜朋朋;张雪松;神会存【作者单位】中原工学院,郑州450007;中原工学院,郑州450007;中原工学院,郑州450007【正文语种】中文【中图分类】TG58砂轮机是五金行业、汽车与船舶制造行业、机械制造行业、模具制造行业、铸造行业等最常用的机器设备之一，其受力的最重要部件是砂轮片．用圆周面做工作面的砂轮片一般禁止使用侧面进行磨削，然而在实际工作中侧面将不可避免地受到力的影响．砂轮片厚度方向尺寸比径向尺寸小很多，这种结构导致了径向强度较大，轴向强度非常小．如果使用不当，将造成砂轮片爆裂破碎，不但会带来经济损失，同时也会给工作人员的生命造成威胁［1］．本文应用有限元软件ANSYS为工具，对砂轮片在正常和非正常工作条件下的工作过程进行了仿真和分析．通过分析可知：侧面力是影响砂轮片失效的重要因素之一，在相同的条件下，切削力的影响远远小于侧面力的影响．选用建模的砂轮片的规格为300 mm×2 mm×32 mm．建模的基本过程如下：首先建立砂轮片三维几何模型；然后用MESH200单元对模型横截面进行自由网格划分；最后用SOLID95单元扫掠横截面生成三维有限元模型［2］，如图1所示．MESH200单元是专门用来划分网格的辅助单元，主要用于多步骤的网格划分，例如，由低一级单元扩展成高一级单元，二维或三维空间中有或没有中间节点线的网格划分等．此单元不具有自由度、材料特性、实常数或荷载，可以与任意其他单元一起组合使用；当不需要它时，可以将其删除（清除）或保留，其存在不会影响计算结果．SOLID95单元是SOLID45单元的高级形式．此单元可以接受不规则的形状，并且不损失精度．此外，SOLID95单元具有协调的位移函数，并且能很好地模拟边界曲线，兼容性好．单元通过20个节点来定义，每个节点有3个自由度．故在进行网格划分时使用SOL－ID95单元，可以比较容易地保证计算精度．本文选用的金刚石砂轮片的性能参数为：弹性摸量E＝1 050 GPa，泊松比μ＝0．07，密度ρ＝3 520 kg／m3．砂轮片一般是禁止进行侧面磨削的．在本文中，砂轮片的正常工作条件是指其在切削过程中仅受离心力、径向力和切向力的作用，不受侧面力的影响．下面进行砂轮片在正常工作条件下的应力分析．（1）边界约束条件．砂轮片是绕轴旋转的，这里对其切削过程进行有限元分析．砂轮片受到的位移约束为内径处的周向约束（UY＝0）和轴向约束（UZ＝0）．需要注意的是，在总体笛卡尔坐标系中，上述约束是不能实现的，因此要把模型节点转换到总体柱坐标系中进行约束［3］．（2）施加载荷．由于砂轮片处在切削过程中，所以受到的载荷有惯性载荷，惯性载荷可以通过施加绕轴旋转的角速度ω（单位为rad／s）和前面已定义的密度ρ确定．砂轮片在工作过程中同时受到切削力的作用，可以把切削力分解为径向力Fr和切向力Ft．一般来说，砂轮片切削工件时，径向力与切向力的比值Fr／Ft在往复切削时为2，在深切削时为3．随着切削材料的不同，这一比值也有所不同，材料硬度高时，Fr／Ft稍微大一些，如表1所示．这里取Fr／Ft＝2，令径向力Fr ＝1 000 N，切向力Ft＝500 N．利用有限元分析软件ANSYS模拟仿真砂轮片在正常工作条件下的应力分布，分析结果如图2－图4所示．由图2可以看出：径向应力分布情况和空转状态下的应力分布情况很相似，砂轮片受切削力的影响远远小于离心力的影响，最大值为0．961×107 Pa，最小值为－0．168×108 Pa；由图3可以看出：最大切向应力出现在砂轮片内径处，为0．255×108 Pa，应力随着半径的增大而减小，最小值为－0．166×107 Pa；由图4可知：等效应力在内径处最大，为0．397×108 Pa，在边缘处最小，为0．5×107 Pa．综上可以看出，砂轮片在切削时的应力分布与在空转时的应力分布基本一致，这说明切削力对砂轮片的应力分布影响甚微，起主导作用的还是砂轮片的离心力．在实际工作中，砂轮片侧面将不可避免地受到力的作用，甚至出现人为进行侧面磨削的情形．由于砂轮片轴向强度非常小，可能造成砂轮片破碎的事故，因此对受侧面力的砂轮片进行有限元分析，可以为砂轮片的失效机理研究和改进设计提供参考．非正常工作条件下有限元应力分析结果与正常工作条件下有限元应力分析结果唯一的不同，就是砂轮片受到一个侧面压力Fz．由经验可知，侧面压力Fz与切向力F t的比值一般为0．1～0．2，这里取F z／Ft＝0．1，则Fz＝50 N．应力仿真结果如图5－图7所示．由图5可知：最小径向应力为－0．268×108 Pa，最大径向应力为0．368×108 Pa；由图6可知：最小切向应力为－0．130×109 Pa，最大切向应力为0．167×108 Pa；由图7可知：最小等效应力为0．115×107 Pa，最大等效应力为0．202×109 Pa．与正常工作条件下相比，虽然仅仅加了50 N的侧面力，但是最大等效应力由0．397×108 Pa增加到了0．202×109 Pa，应力明显增大，说明侧面力对砂轮片应力分布的影响非常大．同时，本文还进行了砂轮片旋转状态下不受切削力作用而仅受侧面力作用的有限元应力分析，分析结果如图8所示．由图8可知：最大等效应力为0．194×109 Pa，最小等效力应为0．131×107 Pa．经过比较可知，仅受侧面力作用的砂轮片最大等效应力0．194×109 Pa与非正常工作条件下的最大等效应力0．202×109 Pa相差无几，远远大于不受侧面力作用的正常工作条件下的最大等效应力0．397×108 Pa，从而进一步证明了侧面力对砂轮片的影响非常大，砂轮片在受到侧面力作用后更容易发生安全事故．因此，在砂轮机的日常使用中，严禁对用圆周表面作工作面的砂轮片进行侧面磨削．本文对砂轮片进行了有限元建模，并分别在正常与非正常工作条件下进行了有限元应力分析．通过分析可知，在砂轮片切削过程中，侧面力的影响远远大于切削力的影响，在相同的条件下，受到侧面力作用的砂轮片的等效应力远远大于不受侧面力作用的砂轮片的等效应力，并且更易发生安全事故．因此可知，侧面力是影响砂轮片失效的重要因素之一．上述分析为砂轮片失效机理的进一步研究以及砂轮片结构的优化设计提供了参考．【相关文献】［1］钟彦征，吕申峰，牛文龙，等．薄片砂轮动态抗折强度测定仪的研制［J］．金刚石与磨料磨具工程，2001（4）：48－49．［2］张永友．静态与冲击载荷作用下偏斜齿轮的有限元分析［J］．计算机测量与控制，2006，14（12）：1729－1747．［3］张方瑞．ANSYS8．0应用基础与实例教程［M］．北京：电子工业出版社，2006．。
高速机床主轴部件有限元分析
收稿日期:2007211204基金项目:国家自然科学基金资助项目(50475052)・作者简介:张耀满(1972-),男,辽宁沈阳人,东北大学讲师,博士;刘永贤(1945-),男,辽宁台安人,东北大学教授,博士生导师・第29卷第10期2008年10月东北大学学报(自然科学版)Journal of Northeastern University (Natural Science )Vol 129,No.10Oct. 2008高速机床主轴部件有限元分析张耀满1,刘春时2,谢志坤2,刘永贤1(1.东北大学机械工程与自动化学院,辽宁沈阳 110004; 2.沈阳机床(集团)有限责任公司,辽宁沈阳 110142)摘 要:在对主轴部件分析模型进行研究的基础上,采用弹簧阻尼单元模拟轴承支承的方法,建立了主轴部件动力学分析有限元模型・分别建立了采用两组和三组弹簧阻尼单元,且弹簧阻尼单元沿圆周方向以不同角度布置的机床主轴有限元模型,分析了不同支承情况及弹簧阻尼不同布置角度对主轴模态分析的影响・在对比分析的基础上,确定了合理的分析模型・以沈阳第一机床厂研制和开发的CHH6125高速数控机床主轴为对象,对主轴部件进行有限元模态分析和谐响应分析,并将其和机床试验的结果进行对比,验证了有限元分析模型的正确性・关 键 词:数控机床;高速机床;主轴部件;有限元分析;动态性能中图分类号:TG 502.14 文献标识码:A 文章编号:100523026(2008)1021474204FEA on the Spindle Assembly of High Speed Machine ToolZHA N G Y ao 2m an 1,L IU Chun 2shi 2,X I E Zhi 2kun 2,L IU Yong 2xian1(1.School of Mechanical Engineering &Automation ,Northeastern University ,Shenyang 110004,China ; 2.Shenyang Machine Tool (Group )Co.Ltd.,Shenyang 110142,China.Corres pondent :ZHAN G Y ao 2man ,E 2mail :zhymlxl @ )Abstract :The finite element dynamic analysis model of the spindle assembly was developed by taking the advantage of the spring 2damper elements to simulate the bearing supports.The FEA model were developed first by introducing 2or 3groups of circumferential spring 2damper elements which were arranged at different angle around the spindle ,then the effect of different supporting conditions and different arrange angles on the modal analysis of the spindle assembly were comparatively discussed to select the most rational FEA modal.The modal analysis and harmonic analysis were both made to confirm the dynamic characteristics of spindle assembly of CHH6125high 2speed NC machine tool developed and manufactured by Shenyang No.1Plant of Machine Tools ,and the results were compared with the testing ones.The correctness of the FEA model is available to the dynamic performance of the spindle assembly.K ey w ords :NC machine tool ,high 2speed machine tool ,spindle assembly ,FEA ,dynamic performance数控机床的高速化是其主要发展趋势之一・主轴部件是数控机床最为关键的部件,其动、静态性能对机床的最终加工性能有非常重要的影响[1]・随着机床速度和精度的提高,对其关键部件的静动态性能提出了更高的设计和加工制造要求・因此,国内外研究机构和科研院所对主轴部件的动、静态性能展开了广泛、深入的研究[2-4]・数控机床的主轴结构抵抗受迫振动一般都没有问题,因此对主轴部件的研究主要是确定不产生切削自振的条件・由于切削自振频率往往接近主轴部件横向振动的低阶固有频率,所以可以认为主轴部件的低阶横向振动模态是决定其切削自振的主要模态・在分析主轴部件时,主轴前端切削部位激振点的动柔度即反映了主轴部件的抵抗切削自振的能力・研究表明:对于中型车床在不同频率的动载荷作用下,各个部件反映在刀具与工件切削处的综合位移中主轴部件所占比例最大・因此,通过对高速数控机床的主轴部件的仿真分析方法进行研究,在产品设计阶段,分析主轴部件的动静态性能,对于提高机床产品的设计水平具有非常重要的理论和现实意义・以沈阳第一机床厂生产的某高速数控车床为研究对象,研究了采用弹簧阻尼单元来模拟轴承支承的有限元模型的建立方法,分别进行了模态分析和谐响应分析,得到了主轴和主轴部件的动态特性・最后结合机床性能试验探讨并验证了边界条件参数的合理选择・通过有限元分析和机床性能试验,验证了所采用的有限元分析方法的可行性,为以后进行类似的主轴部件有限元分析打下了基础・1 高速机床主轴结构以沈阳第一机床厂生产的CHH6125机床主轴为研究对象・该机床采用对置双主轴结构,两主轴均采用内装式电主轴,并同时配备了伺服动力刀架,是具有钻、铣削功能的高速、高效车削中心[1]・该机床第一主轴的结构如图1所示・图1 机床第一主轴结构Fig.1 Construction of the first spindle assembly主轴轴承采用NSK 高精密陶瓷球轴承・主轴前支承采用内锥孔双圆柱滚子轴承来承受径向力,提高机床主轴径向刚度和主轴回转精度,采用背靠背安装的角接触球轴承来主要承受轴向力,降低主轴轴向窜动量,提高轴向刚度;后支承采用内锥孔的双圆柱滚子轴承,起到径向支承作用・2 有限元模型的建立在建立有限元模型的过程中,采用弹簧-阻尼单元模拟轴承的弹性支承,每个支承采用4个沿圆周方向均匀分布的弹簧-阻尼单元来模拟[5-6]・分别建立了使用两组弹簧和三组弹簧来模拟主轴支承情况的模型,如图2所示・三组弹簧模型在两组弹簧模型的基础上,增加了单独对角接触轴承的模拟,位置取为两个角接触轴承之间的中截面处,用以考察角接触球轴承对主轴横向振动特性的影响・图2 主轴支承弹簧-阻尼模型Fig.2 Model of spring 2damper elements ofspindle support(a )—两组弹簧支承;(b )—三组弹簧支承・由于主轴轴承的轴向刚度很大,阻尼对横向振动特性影响很小,所以在建立有限元模型中只考虑径向刚度影响,利用4个沿周向均布的弹簧-阻尼单元来模拟轴承支承・采用两组弹簧阻尼单元模型的前支承处弹簧刚度为0114GN/m ,后支承的弹簧刚度为0111GN/m ;采用三组弹簧阻尼单元模型的前支承处弹簧刚度为0114GN/m ,中间支承刚度为0105GN/m ,后支承处弹簧刚度为0111GN/m ・主轴零件采用S olid 92单元・主轴轴承支承部分模型是在每个圆周截面上沿圆周均布4个弹簧阻尼单元,弹簧单元的长度按照各处轴承的内外圈半径确定・外圈节点利用关键点(key points )建立,内圈节点采用硬点(hard PT )建立,同时保证弹簧单元的划分数目为1・所有弹簧阻尼单元外部4个节点限制全部自由度,前端内锥孔轴承支承内部4个节点限制轴向自由度・三组弹簧阻尼单元情况下的第一主轴有限元模型如图3所示・图3 三组弹簧阻尼单元有限元模型Fig.3 FE A model of 32group spring 2damper elements5741第10期 张耀满等:高速机床主轴部件有限元分析3 有限元分析结果及其说明3.1 主轴零件模态分析结果分别采用两组弹簧-阻尼单元和三组弹簧-阻尼单元对主轴零件进行分析・另外,为了研究每个支承处弹簧-阻尼单元沿圆周方向布置角度对主轴固有特性的影响,对弹簧-阻尼单元在圆周方向相对错开一定角度α的情况进行了分析・主轴模态分析的结果如图4所示・由图4a可知采用两组或三组弹簧-阻尼单元支承主轴,对于模态分析来说影响不大,分析时可以采用任何一种形式・在后续的计算过程中,采用两组弹簧阻尼单元来进行分析・图4b为弹簧-阻尼单元沿圆周方向变化后的计算结果・以α=0°作为参考,对相对于基准情况下逆时针方向旋转15°,30°和45°的情况进行了分析・由图4b可以看出,弹簧-阻尼单元沿圆周方向的布置角度不同,其计算结果差异很小・图4 主轴模态分析计算结果Fig.4 Calculation re sult of modal analysis of spindle assembly(a)—两、三组支承情况;(b)—不同角度布置情况・3.2 主轴部件分析计算结果3.2.1 模态分析结果在进行完主轴零件的有限元分析后,对主轴部件进行了有限元分析・通过上面对主轴零件的分析,可知采用两组弹簧阻尼单元和三组弹簧阻尼单元的分析,以及弹簧阻尼单元沿圆周方向角度不同的情况的分析,发现计算结果在固有频率计算结果方面差异不大・因此选择采用两组弹簧阻尼单元来分别模拟主轴部件的前后支承・图5是不计油缸、卡盘和皮带轮,两组弹簧情况下,机床主轴组件的模态分析结果图片・图5 第一主轴部件有限元分析结果Fig.5 FE A re sult of the first spindle assembly通过计算可知,主轴部件的1～6阶固有频率分别为0,300,301,326,330,513Hz・分析计算表明:每种情况一阶固有频率都为零,表现为主轴的转动;相邻的两阶频率相近,视为重根,模态相互独立且正交・3.2.2 谐响应分析结果在主轴前端卡盘施加力为918N,在150～550Hz频率范围,采用stepped方式,分为50步,施力点的径向响应位移频率曲线如图6所示・图6 第一主轴部件谐响应分析结果Fig.6 Harmonic frequency re sponse analysis of thefirst spindle assembly4 机床性能试验与分析试验使用B&K振动测试设备进行测量・在进行试验的过程中,是在主轴的前端装夹一圆形工件70mm×100mm,并且在其端部安装阻抗头来实现测量・激振力为10N,测量频率范围为20～10kHz・试验中采用稳态正弦激振,激振信号由正弦信号发生器施加一个频率可控的正弦激振力・在稳态下测定响应和激振力的幅值比和相位差・6741东北大学学报(自然科学版) 第29卷为测得整个频率范围内的频率响应,需在多个频率处进行系统稳态试验・图7为第一主轴激振结果,0dB 时振动速度为0101mm/s・图7 第一主轴x 方向激振振动速度-频率曲线Fig.7 Vibration te sting re sult in x direction由于是在整机装配后激励主轴前端,因此机床整机的固有特性都将在其振动结果中有所体现・测量的结果可以理解为机床的各阶模态在测量点的综合反映[7-8]・从第一主轴试验结果可知:一阶固有频率为287Hz ,机械导纳为01232mm/(s ・N -1),动柔度为01128μm/N ;二阶固有频率为116kHz ,机械导纳为016839mm/(s ・N -1),动柔度为010681μm/N ・将该结果和有限元分析的结果进行对比,误差比较小,能够满足工程设计的基本要求・5 结 语有限元分析结果和试验结果吻合较好,说明有限元模型可以应用于类似主轴部件的分析・可以在轴承支承处用沿圆周方向均匀布置的弹簧阻尼单元来实现对轴承支承的模拟・弹簧阻尼单元沿圆周方向角度的变化对分析结果影响很小・为了进一步提高有限元模型的精度,建议通过试验对关键参数进行识别,并对有限元模型做必要的改进・参考文献:[1]Zhang Y M ,Lin X L ,Wang X D ,et al .The study on the dynamic characteristic of high speed machine tool and experiment validate[J ].A dvancesi nM aterialsM anuf act uri ng Science and Technology ,2004,471/472:571-576.[2]Krulewich AK.Temperature integrationmodel andmeasurement point selection for thermally induced machine tool errors[J ].Mechat ronics ,1998(8):395-412.[3]Lin C W ,Tu J F ,Kamman J.An integrated thermo 2mechanical 2dynamic modal to characterize motorized machine tool spindlesduringveryhighspeedrotation [J ].International Journal of M achi ne Tool &M anuf act uri ng ,2003,43:1035-1050.[4]Ramesh R ,Mannan M A ,Poo A N.Support vector machines model for classification of thermal error in machine tools[J ].A dvanced M anuf act uri ng Technology ,2002,20:114-120.[5]K im S M ,Lee S K ,Lee K J.Effect of bearing surroundings on the high 2speed spindle 2bearing compliance [J ].A dvancedM anuf act uri ng Technology ,2002,19:551-557.[6]K im S M ,Lee K J ,Lee S K ,Effect of bearing support structure on the high 2speed spindle bearing compliance [J ].International Journal of M achi ne Tool &M anuf act uri ng ,2002,42:365-373.[7]Schmitz T ,Davies M ,Dutterer B ,et al .The application of high 2speed CNC machining to prototype production [J ].International Journal of M achi 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基于 ANSYS 软件砂轮架的有限元分析与优化
基于 ANSYS 软件砂轮架的有限元分析与优化ANSYS是目前最流行的有限元分析软件之一，它被广泛应用于各种机械结构的优化设计中。
本文将讨论基于ANSYS软件的砂轮架的有限元分析与优化。
1、砂轮架的基本结构砂轮架是用于切削和磨削工作件的设备，在机械行业中被广泛应用。
砂轮架主要由主轴、砂轮、砂轮头、轴承、轴承壳、飞轮等组成。
主轴是砂轮架的核心部件，它支持砂轮并使其旋转。
砂轮头是用于固定砂轮的零件，它通常采用螺纹连接方式与主轴固定。
轴承和轴承壳是用于支撑主轴的零件，它们的质量和刚度会直接影响砂轮架的精度和寿命。
飞轮用于存储机械能，它可以减小工作时主轴的运动波动。
2、砂轮架的有限元模型为了分析和优化砂轮架的结构，我们需要将其建立成有限元模型。
这需要分别对主轴、轴承以及轴承壳进行建模。
主轴的建模：主轴是砂轮架的核心零件，其承受着砂轮的旋转和工作时所受的载荷。
因此，我们需要针对主轴进行有限元建模，并分析其受力状态。
主轴的几何形状通常是一个圆柱体，因此我们可以使用轴对称模型进行建模。
建立模型后，施加载荷，分析主轴在受力下的应力、应变和变形情况。
轴承的建模：轴承的主要作用是支撑主轴，其质量和精度直接影响到砂轮架的使用寿命和工作精度。
轴承通常采用滚子轴承和球轴承，我们将其建模为刚性零件，并在主轴内部进行连接。
轴承壳的建模：轴承壳是用于支撑轴承的零件，其材料和结构必须满足一定的强度和刚度要求。
轴承壳的几何形状可以采用实体模型或壳体模型进行建模。
建立模型后，分析轴承壳在受力下的应力、应变和变形情况。
3、砂轮架的优化设计基于对砂轮架的有限元分析结果，我们可以针对不同的设计参数进行优化，以达到更好的性能和寿命。
优化主轴的结构：我们可以通过添加肋骨和提高主轴的材料强度来提高其刚度和承受载荷的能力。
此外，我们还可以优化主轴的几何形状，以减小运动惯量和振动。
优化轴承和轴承壳的结构：对于轴承和轴承壳，我们可以选择更好的材料和结构，以提高其强度和刚度。
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设计与研究 Ｄ＿ａ ｅ ｅｎ ｄ ｓ ｓ Ｒ ａ 目 ｎｅ
高速 砂 轮基体 应 力分 布 的 有 限元 分析
陈建毅 黄 辉 徐 西鹏
（ 侨 大 学 石 材 加 工 研 究 重 点 实验 室 ， 建 泉 州 ３２ ２ ） 华 福 ６０ １
摘
力 。 因此 ， 应力 的大小 、 应力 的分 布与 圆盘 的结 构 ， 将
１ 等 速 旋 转 圆 盘 的 理 论 分析
等厚 度旋转 圆盘 以等 角速 度 绕 其 中心 轴 旋转 ， 若 材料 的密度 为 Ｐ 弹性 模 量 为 Ｅ， 松 比为 。 由于 ， 泊 旋 转 圆盘为轴 对称 ， 因此 它 的平 衡方程 为 ¨ ］
ｓ ｅｓｄｓ ｂ ｔ ｎ ｒ ｉ ｎ ｈ ｏ ｔ ｎ ｅａ ｏｇ ｅ ｕ ｂ ｈ ｉｉ ｌ ｅ ｔ ｅｈｄ （ Ｅ ． ｔ ｓ ｉｒ ｕｉ ｓａ ｇｖ ．Ｔ ｅｓｌ ｉ ｓａ ｌ ｉ ｎｏ ｔ ｙｔｅｆ ｔ ｅ ｍ ｎ ｍ ｔｏ Ｆ Ｍ） ｒ ｔ ｉ ｏ ｅ ｅ ｕｏ ｒ ｓ ｖ ｎｅ ｅ
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考。
关键 词 ： 速砂轮 高
应 力分析
有 限元法
Ｆ ｎｔ ｅ ｉｉ Ｅｌｍｅ ｔＭｅ ｈ ｄ Ａｎ ｌｓｓ ｏ ｏ ｙ Ｓ ｒ ｓ ｆＨｉｈ Ｓｐ ｅ ｈ ｅｓ ｅ ｎ ｔ ｏ ａｙ ｉ ｎ Ｂ ｄ ｔｅ ｓ ｏ ｇ ｅ ｄ Ｗ ｅ ｌ
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影 响 圆盘 高速旋转 的强 度和使 用寿命 。研究 和分 析这 种 部件 的应力 ， 对于保 证 它 们 的强 度 和使 用 寿 命有 重
要 的意义 。 本文计 算 和分析 高 速旋 转 圆盘应 力 的分布情 况 ， １ ＋ ’
＋ ｔ ｒ：０ ’ Ｏ ２ ｐ
要： 计算 和分 析高速 旋转 圆盘应 力的分 布情况 ， 出 了理论 的计 算公 式 。 以高 速砂 轮 基体 为例 。 行有 给 进 限元数值 模拟 ， 出了砂 轮基 体在 高速旋 转时 的应 力分布 结果 。计 算分 析 了不同的砂 轮速度 和不 同 给＿ 的结构参 数对高 速砂轮 基体 的最大 拉应 力的变 化情 况 ， 为高 速砂轮 的 结构 设计 和优化 提供有 益的参
旋转圆 盘 （ ｏ ｔｇＤｓｓ为 机械工 程设计 上 常用 Ｒ ｔｉ ｉ ） ａｎ ｋ
的机 械元件 ， 应用 于如 飞 轮 、 齿轮 、 涡轮 转 子 以及 砂 轮
响 ， 高速砂轮 的结 构设 计 和 强度 设 计 提供 一 定 的理 为
论依 据 。
基体 等等 。在旋转 圆 盘 的设 计 中 ， 由于 圆盘 高速 转 动 所产 生 的离心力会 造成 圆盘 内产生径 向应力 与环 向应
Ｔ ｉ ｅ ｅ ｔｆｎ ｔ ｌｍｅ ｔｍｏ ｅ ｓ ａ ｅ ｅ ｔｂ ｉｈ ｄ ｆ ｒ ｇｉ ｄ ｎ ｅ ｌ ｙ ｕ ｉ ｇ ＡＮＳ ｏｔ ｒ ． Ｔ ｅ ｗｏ ｄｆ ｒ ｎ ｉ ｉ ｅ ｅ ｎ ｄ ｌ ｒ ｓａ ｌｓ ｅ ｏ ｒｎ ｉ ｇ ｗｈ ｅｓ ｂ ｓｎ ｆ ｅ ＹＳ ｓ ｆｗａ ｅ ｈ ｍａ ｉ ｍ ｔｅ ｓｃ ｍｐ ｎ ｎ ｓｏ ｉｈ ｓ ｅ ｄ ｇ ｉｄｉｇ ｗｈ ｅ ｓｗｉｈ ｄｆｅ ｅ ｅ ｏ ｉ ｎ ｔｕ ｔ ｒｌｐ ｒ ｍｅ ｘ ｍｕ ｓｒ ｓ ｏ ｏ ｅ ｔ ｆｈ ｇ ｐ ｅ ｒｎ ｎ ｅ ｌ ｔ ｉ ｒ ｎｔｖ ｌｃ ｔ ａ ｄ ｓｒ ｃ ｕ ａ ａ ａ — ｆ ｙ ｔｒ ｒ ｉｃ ｓｅ ． Ａｓ ａ ｒ ｓ ｌ，ｓ ｍｅ ｃ ｎ ｌ ｓｏ ｓ ａ ｅ ｏ ａｎ ｄ ｆｏ ｔ ｅ ｃ ｍｐ ｒｓ ｎ ｏ ｎ ｌ ｓｓ，ｗｈｃ ｅ ｓａ ｅ ｄ ｓ ｕ ｓ ｄ ｅ ｕ ｔ ｏ ｏ ｃ ｕ ｉ ｎ ｒ ｂｔｉ ｅ ｒ ｍ ｈ ｏ ａｉｏ ｆａ ａｙ ｉ ｉｈ ｏｆｒｖ ｕａ ｌ ｕｉｅ ｒｔ ｅ ｄ ｓｇ ｎｄ ｏ ｔｍｉａ ｉｎ ｏ ｉｈ ｓ ｅ ｄ ｇ ｉ ｄ ｎ ｅ ｌ ． ｆｅ ａ ｂ ｅ ｇ ｄ ｓｆ ｈ ｅ ｉｎ ａ ｐ ｉ ｚ ｔｏ ｆｈ ｇ ｐ ｅ ｒｎ ｉ ｇ ｗｈ ｅｓ ｌ ｏ Ｋｅ ｗｏ ｄ ｙ ｒ ｓ：Ｈｉ ｈ Ｓ ｅ ｄ Ｇｒｎ ｎ ｇ ｐ ｅ ｉ ｄｉｇ Ｗｈｅ ｌ ｔｅ ｓ Ａｎａｙ ｉ ｅ ；Ｓ ｒ ｓ ｌ ｓｓ；Ｆ ｎ ｔ ｅ ｎ ｔｏ ｉ ｉｅ Ｅｌ ｍｅ ｔＭｅｈ ｄ
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给 出了理 论 的计算 公 式 。然后 ， 以高速砂 轮基体 为例 ， 进 行有 限元数值 模拟 ， 得 砂轮 基 体 在 高速 旋 转 速度 求
载荷下 的应力 分布结 果 ， 算 分析 了不 同 的线 速 度 和 计 不 同 的砂 轮结构 参数 对砂轮基 体 的最大应 力变 化 的影
报 ，９ ０ ５ １ １９ ， （ ） ４ 杨明亚 ， 杨涛 ， 汤本金等． 机床立 柱动态特性 的分析． 机械制造 与自