机床主轴结构的优化.
机床主轴结构优化设计
机床主轴结构优化设计指导老师:姓名:学号:机床主轴结构优化设计一.机械优化设计的一般过程① 建立优化设计的数学模型② 选择适当的优化方法③ 编写计算机程序④ 准备必要的初始数据并上机计算⑤ 对计算机求得的结果进行必要的分析其中，建立优化设计的数学模型是首要的和关键的一步，其基本原则仃： 1、 设计变量的选择在充分了解设计要求的基础上，应根据各设计参数对目标函数的彤响程度认真分析 其主次，尽最减少设计变最的数目，以简化优化设计问题。
另外，还应注意设计变 量应当相互独立，否则会使目标函数出现“山脊”或“沟谷”，给优化带来困难。
2、 目标函数的确定常取其中最主要的指标作为目标函数，而其余的指标列为约束条件。
3、 约束条件的确定在选取约束条件时应当避免出现相互矛盾的约朿。
因为相互矛盾的约束必然 导致可行域为一空集，使问题的解不存在。
另外应当尽量减少不必要的约束。
不必要的约束不仅增加优化设计的计算臺，而且可能使可行域缩小，影响优 化结果。
二、优化实例机床主轴是机床中重耍零件之般为多支承空心阶梯轴。
为了便丁使用材料力 学公式进行结构分析，常将阶梯轴简化成以当量直径表示的等截面轴。
下面以两支 承主轴为例，说明优化设计的全过程。
右图所示的是一个己经简化的机床主轴。
已知主轴内 径d=30mm,外力 215000N,许用挠度 yO=O. 05mm« 主 轴材料是铸钢。
密度p = 7.8 x 10"6Kg/ mm 3,弹性模 * E=210GPa 设计变量数n=3,约束函数个数m=5,设 计变量的初值、上下限列于设计变量 XIX2 X3 初始值 480100 120 下限值 30060 90 上限值 650 140 150 表8-1初始数据-- --- ―一殳表8-1中。
设计变量的确定当主轴的材料选定时，其设计方案由四个设计变量决定。
即孔径d 、外径D 、跨距1及外伸端长度a 。
由丁•机床主轴内孔常用于通过待加工的棒料， 其大小由机床型号决定，不能作为设计变量。
车床尾座主轴结构的改进设计
车床尾座主轴结构的改进设计徐燕【摘要】针对原死顶尖固定式尾座结构,在使用中常常出现顶尖与套筒锥孔处研损,导致顶尖各项使用精度下降,影响工件的加工精度,承载能力受限等问题,结合理论与实践,改进为活顶尖内置式尾座结构.对改进前后的两种尾座结构进行现场精度检测和静刚度分析计算,对比发现,改进后的尾座结构在精度和性能上均优于改进前.【期刊名称】《制造技术与机床》【年(卷),期】2019(000)001【总页数】5页(P60-64)【关键词】固定式结构;结构改进设计;内置式结构【作者】徐燕【作者单位】天水星火机床有限责任公司,甘肃天水741024【正文语种】中文【中图分类】TH122尾座是车床的主要组成部件,在加工轴类工件时,起到辅助支撑的作用,其顶尖顶紧工件,保证加工的稳定性.随着机械行业的发展,车床的技术水平日趋成熟,尾座的结构依据其功能特性要求而多种多样,尾座总成在床身上的纵向移动,由原来的人力推动发展为现在的电动机驱动；套筒的旋出由原来的人工手轮摇动旋出发展为现在的电动液压、气动控制旋出等,都在向自动化、宜人化及高精度、高可靠性发展.对于中、小型车床,由于承重不大,尾座自身较轻便,考虑成本等问题,其移动或套筒移动一般采用人工机械控制方式,对于大型、重型车床,尾座承载大,结构也较复杂,通常采用电动控制.尾座作为车床的主要组成部件,不管以何种方式控制,其结构性能直接影响车床的使用精度,关键在于尾座套筒、尾座主轴、尾座顶尖之间的合理结构设计.在实际应用中,常常会出现尾座顶尖的径向跳动超过标准规定的要求；尾座套筒轴线对溜板移动的平行度要求达不到预定目标；尾座套筒锥孔轴线对溜板移动的平行度要求过低等问题.因此,需要我们在这几个方面考虑对尾座结构进行改进设计,提高尾座的可靠性和使用精度.1 原尾座结构分析尾座通常配合主轴箱使用,用来支撑并顶紧工件,相对来说结构较简单,如图1原尾座结构示意图.此结构为固定式尾座结构,尾座整体在床身上到位后,操作手柄8使止退销7插入床身止退牙9后固定好压板10,防止尾座在顶持工件后与床身发生相对滑移,通过摇手轮6,使丝杆3与丝母4动作,驱动套筒2向外伸出,可靠顶紧工件.结构中,顶尖与套筒按1:7锥孔定位,顶尖材质选用T8A,进行C58热处理,套筒外径D＝130 mm,套筒内径d＝80 mm.结构简单,操作方便,但存在以下问题:(1)顶尖在结构中属死顶尖,加工工件时工件旋转,顶尖和套筒不动,工件相对尾座顶尖高速旋转,对顶尖处的材质要求较高,通常顶尖处镶嵌硬质合金防止顶尖磨损,除此之外,根据用户的工件材质及工件中心孔特性,通常需要专用活顶尖来代替使用,增加了附件的配置成本.(2)顶尖与套筒直接安装,对1∶7的定位锥孔加工要求和装配要求高,内锥孔与配合件用涂色法检验,其接触面要求靠近大端,且不得低于全长的80%,加工或装配不达标,常常出现顶尖与套筒锥孔处研损,导致顶尖使用精度下降,影响工件的加工精度.(3)在实际应用中常常会出现尾座顶尖的径向跳动超过规定的标准要求；尾座套筒轴线对溜板移动的平行度要求达不到预定目标；尾座套筒锥孔轴线对溜板移动的平行度过低等问题.(4)本结构中由于是死顶尖结构,承载能力较小,对加工工件重量有一定的局限性.2 尾座结构改进设计根据上述尾座已有的结构和存在的问题分析,对原结构的尾座进行改进设计,设计一台更加合理可靠的尾座结构.改进设计方案如图2所示,增加尾座主轴,在尾座主轴和套筒间配置轴承,图3为改进后尾座主轴结构放大示意图,套筒内增加尾座主轴,套筒外径D ＝150 mm,套筒内径d＝100 mm.与原结构相比较,改进后结构增加了尾座主轴,前端增加带锥孔的双列圆柱滚子轴承和一对推力球轴承,后端增加圆锥滚子轴承,配合使用来消除轴向间隙,承载较大的轴向和径向载荷.套筒上设计了导向块5,当摇手轮10时,丝杆9驱动丝母8轴向运动,带动套筒6向外伸出,导向块5对套筒6起到导向作用,使套筒6沿直线稳定移动,把改进后尾座结构称为内置式结构.改进后结构中,顶尖较简单,本身相当于活顶尖,当主轴箱顶尖和尾座顶尖顶紧工件并由主轴箱驱动工件旋转时,顶尖和尾座主轴随从工件一起运动,且顶尖头处不需要镶嵌硬质合金.3 改进前后性能分析3.1 性能与成本分析改进前固定式尾座结构中,顶尖属死顶尖,结合原结构中的问题说明知道,对顶尖处的材质要求较高,通常顶尖处镶嵌硬质合金,如图4所示,采购成本高,除此之外,根据用户的工件材质及工件中心孔特性,通常需要配带活顶尖来配合使用,如图5改进前活顶尖示意图,增加了附件的配置要求.改进后结构中的顶尖较简单,采用如图6所示标准顶尖,顶尖头处不需要镶嵌硬质合金,结构中由于增加了轴承和尾座主轴,顶尖连同尾座主轴本身相当于活顶尖,相当于把原结构中的活顶尖的结构融入到内置式尾座结构中.改进后使用可靠,顶尖与套筒锥孔处研损情况基本消除,也省去了采购硬质合金的成本与加工成本.改进后虽然增加了尾座主轴及轴承,但不需要增加活顶尖作为附件使用,相比较合算,改进后这部分成本略低于改进前,关键是改进后承载能力也相应增大；另外,对1∶7的定位锥孔面配合使用涂色法检验,改进后其接触面要求靠近大端,且不少于全长的70%,与原结构的80%相比较,降低了加工与装配成本.3.2 现场精度检测分析按照GB/T 25659.1-2010《简式数控卧式车床第1部分:精度检验》标准要求,检测改进前后两台尾座的相关精度,如表1所示.表1中的数据,是检测尾座套筒和锥柄芯轴、尾座套筒上母线和侧母线的直线度以及顶尖锥面的跳动度,分别检测三次求得的平均值.由以上尾座精度检测可知,改进后尾座套筒轴线及锥孔轴线对溜板移动的平行度均高于改进前；尾座顶尖的跳动度高于改进前,说明改进后尾座的各项使用精度提高了,对工件的加工精度也会有相应的提高.3.3 计算改进后套筒伸出量对车床静刚度的影响由于工件形状和尺寸的不同,要求尾座套筒伸出的长度也不同,套筒的伸出量直接影响车床的静刚度性能.为了说明尾座主轴结构改进后套筒伸出量对车床静刚度的影响及承载能力,将改进前、后车床工件重量分别设为3 t、4 t,计算尾座套筒伸出L1长度时的变形量进行比较.将尾座套筒视为由简支梁AB与固定在横截面B的悬臂梁BC所组成,如图7尾座套筒载荷分布所示,当简支梁AB与悬臂梁BC变形时,均在截面C引起挠度,挠度δ1与δ2,其代数和即为该截面的总挠度,即总变形量δ[1].表1 改进前后尾座精度检测检验项目示意图允差值/mm 改进前/mm 改进后/mm主轴轴线对溜板移动的平行度:a)在YZ平面内b)在ZX平面内a)在套筒500测量长度上为:0.040 b)在套筒500测量长度上为:0.030 a)0.016 b)0.025 a)0.008 b)0.015尾座套筒锥孔轴线对溜板移动的平行度:a)在YZ平面内b)在ZX平面内a)在锥柄检棒300测量长度上为:0.030 b)在锥柄检棒300测量长度上为:0.030 a)0.022 b)0.025 a)0.015 b)0.018顶尖的跳动度0.025 0.020 0.010为了分析简支梁AB的变形,首先要计算C端处载荷力F的大小,即顶尖处载荷力的大小,因为工件一端被卡盘夹紧,属固定端,一端顶尖支撑,工件重量G＝3 t(改进前),G ＝4 t(改进后),工件长度L＝2 000 mm,如图8工件均布载荷分布,用超静力定梁力法进行计算,判定超静定次数为一次,解除多余约束,将原超静定梁转化为静定梁.根据静定梁的选择原则,这里选悬臂梁为基本定静梁[2],由静力平衡条件得:于是得到C端处的约束反力F＝FC,将载荷F＝FC平移至截面B,得作用在该截面上的集中力F与力矩为FL1的附加力偶,如图9附加力偶图,于是得截面B的转角为:并由此得截面C的相应挠度为:在载荷F作用下,如图10,悬臂梁BC的端点挠度为:由此可得,截面C的总挠度为:已知钢的弹性模量E＝200 GPa＝2×1011Pa(d为套筒内径,D为套筒外径),F＝FC,L1为套筒伸出长度,L2为套筒未伸出长度,改进前工件重量G＝3 t,改进后工件重量G＝4 t,工件长度L＝2 000 mm,将所有已知条件分别代入式(1)～(7),可得δ1、δ2及δ的值,见表2.从以上δ1、δ2及δ值并查看标准知道,各挠度值均小于行业及国家规定的标准变形量,从数值看,套筒伸出长度越长,套筒挠度及总变形量相应增大,改进前载荷为3 t,改进后载荷增加到4 t,但其δ1、δ2及δ值均小于改进前,说明改进后尾座的静刚度性能优于改进前.4 结语在原尾座结构基础上进行改进设计,增加尾座主轴,并配合相关轴承,将原死顶尖固定式尾座结构改进为内置式活顶尖结构,不但改善了尾座的相关性能,降低了加工成本,而且提高了尾座的使用精度和静刚度,改善了车床的加工性能.在实际的使用中具有广泛的实用价值.表2 改进前后尾座套筒变形量计算F＝FC/N 惯性矩I/mm弹性模量E/Pa套筒外径D/mm套筒内径d/mm套筒伸出L1/mm L2/mm δ1/mm δ2/mm 总变形量δ/mm改进前(G ＝3 t) 2 250 0.12×102改进后(G ＝4 t) 3 000 0.18×1022×1011 130 80 150 100 50 350 0.000 3 0.000 0 0.000 3 100 300 0.000 90.000 3 0.001 2 150 250 0.001 8 0.001 1 0.002 9 50 350 0.000 2 0.000 00.000 2 100 300 0.000 8 0.000 2 0.001 0 150 250 0.001 6 0.000 9 0.002 6参考文献【相关文献】[1]机床设计手册编写组.机床设计手册(第三册)[M].北京:机械工业出版社,1986.[2]徐道远,黄孟生,等.材料力学[M].南京:河海大学出版社,2004.。
基于ANSYS的机床主轴优化设计
（ Ｍｅ ｃ ｈ ａ ｎ ｉ ｃ ａ ｌ Ｅ ｎ ｇ ｉ ｎ ｅ ｅ ｒ ｉ ｎ ｇ Ｃ ｏ ｌ ｌ ｅ ｇ ｅ ｏ ｆ Ｉ ｎ ｎ ｅ ｒ Ｍｏ ｎ ｇ ｏ ｌ ｉ ａ Ｕ ｎ ｉ ｖ ｅ ｒ ｓ ｉ ｔ ｙ ｆ ｏ ｒ Ｎ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ａ ｌ ｉ ｔ ｉ ｅ ｓ ，Ｔ ｏ ｎ ￣ｉ ａ ｏ ，Ｉ ｎ ｎ ｅ ｒ Ｍｏ ｎ ｇ ｏ ｌ ｉ ａ ０ ２ ８ ０ ０ ０ ， Ｃ ｈ ｉ ｎ ａ ）
摘 要： 文章主要是在运 用 Ａ Ｐ Ｄ Ｌ建立机床 主轴 的参数化有限元模 型 ， 并在有限元分析软件 Ａ Ｎ Ｓ Ｙ Ｓ的基础上对机 床的主轴进行优化和设计。以主轴的重量作为优化 的 目的和重点 ， 使其在 主轴的支承跨度 的距 离和 主轴 的外径 以及 悬
伸的长度进行优化计算 ， 并且 对优化设计的结果和数据进行 了有效地分析 。
目前 ，国内外的许 多学 者对 于如何优化设计 主轴结构提 出了大量的方法 ： 沈浩等利用 ＭＡ Ｔ Ｌ Ａ Ｂ 对机床 主轴结构进行 了优化设计 ；以裴大 明为代表 的学者通过采 用有 限元法对机 床主轴进行了优 化 ；以宋 春明为代 表的一类 专家采用有 限元 方法对机床电主轴 的结构 进行 了优 化 ；以于国平 为代 表的学 者利用惩罚函数 法对 机床 主轴结构进行 了优化 。他们 的优化 设计方法都存在 一定 的局 限性 ，有 的学 者忽略了对主轴轴 承 特点的把握 而只是将 其看 做是 刚性支 承 ；有 的学者没有充分
Ａｂ ｓ ｔ ｒ ａ ｃ ｔ ：Ｔ ｈ ｅ ａ ｒ ｔ ｉ ｃ ｌ ｅ ｍａ ｉ ｎ ｌ ｙ ｄ ｉ ｓ ｃ ｕ ｓ ｓ ｅ ｓ ｅ ｓ ｔ ａ ｂ ｌ ｉ ｓ ｈ ｉ ｎ ｇ ｔ ｈ ｅ ｐ ａ ｒ ａ ｍｅ ｔ ｅ ｒ ｉ ｚ ｅ ｄ ｉ ｆ ｎ ｉ ｔ ｅ ｅ ｌ ｅ ｍｅ ｎ ｔ ｍｏ ｄ ｅ ｌ ｏ ｆ ｍａ ｃ ｈ ｉ ｎ ｅ ｔ ｏ ｏ ｌ ｓ ｐ ｉ ｎ ｄ ｌ ｅ ｉ ｎ ｔ ｈ ｅ ｕ ｓ ｅ ｏ ｆ ＡＰ ＤＬｉ ｎ ｔ ｈ ｅ ｕ ｓ ｅ ｏ ｆ ｉｎ ｆ ｉ ｔ ｅ ｅ ｌ ｅ ｍｅ ｎ ｔ ａ ｎ ａ ｌ ｙ ｓ ｉ ｓ ｓ ｏ ｆ ｔ ｗａ ｒ ｅ ＡＮＳ ＹＳ ｏ ｐ ｔ ｉ ｍｉ ｚ ｅ ｓ ａ ｎ ｄ ｄ ｅ ｓ ｉ ｇ ｎ ｓ ｔ ｈ ｅ ｓ ｐ ｉ ｎ ｄ ｌ ｅ ． Ｔ ｈ ｅ ｗｅ ｉ ｇ ｈ ｔ ｏ ｆ ｔ ｈ ｅ ｓ ｐ ｉ ｎ ｄ ｌ ｅ ｉ ｓ ｔ ｈ ｅ ｐ ｕ ｒ ｐ ｏ ｓ ｅ ａ ｎ ｄ ｆ ｏ ｃ ｕ ｓ ｏ ｆ ｔ ｈ ｅ ｏ ｐ ｔ ｉ ｍｉ ｚ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ａ ｎ ｄ ｔ ｈ ｅ ａ ｒ ｔ ｉ ｃ ｌ ｅ ｏ ｐ ｔ ｉ ｍｉ ｚ ｉ ｎ ｇ ｃ ａ ｌ ｃ ｕ ｌ ａ ｔ ｅ ｔ ｈ ｅ ｄ ｉ ｓ ｔ ａ ｎ ｃ ｅ ｏ ｆ ｂ ｅ ａ ｒ ｉ ｎ ｇ ｓ ｐ ａ ｎ ｏ ｆ ｔ ｈ ｅ ｓ ｐ ｉ ｎ ｄ ｌ ｅ ａ ｎ ｄ ｔ ｈ ｅ ｌ ｅ ｎ ｇ ｔ ｈ ｏ ｆ ｔ ｈ ｅ ｏ ｕ ｔ ｓ ｉ ｄ ｅ ｄ ｉ ａ ｍｅ ｔ ｅ ｒ ｏ ｆ ｓ ｐ ｉ ｎ ｄ ｌ ｅ ａ ｎ ｄ ｔ ｈ ｅ ｌ ｅ ｎ ｇ ｔ ｈ ｏ ｆ ｏ ｖ ｅ ｒ ｈ ａ ｎ ｇ ｉ ｎ ｇ ｏ ｆ ｔ ｈ ｅ ｏ ｕ ｔ ｓ ｉ ｄ ｅ ｄ ｉ ａ ｍｅ ｔ ｅ ｒ ｏ ｆ ｓ ｐ ｉ ｎ ｄ ｌ ｅ ， ａ ｎ ｄ ａ ｎ ａ ｌ ｙ ｚ ｅ ｓ ｔ ｈ ｅ ｒ ｅ ｓ ｕ ｌ ｔ ａ ｎ ｄ ｄ ａ ｔ ａ ｏ ｆ ｔ ｈ ｅ ｏ ｐ ｔ ｉ ｍａ ｌ ｄ ｅ ｓ ｉ ｇ ｎ ． Ｋｅ ｙ ｗｏ ｒ ｄ ｓ ：ＡＮＳ ＹＳ ； ｏ ｐ ｔ ｉ ｍａ ｌ ｄ ｅ ｓ ｉ ｇ ｎ ；ｍａ ｃ ｈ ｉ ｎ ｅ ｔ ｏ ｏ ｌ ｓ ｐ ｉ ｎ ｄ ｌ ｅ
结构优化设计理论与方法研究
结构优化设计理论与方法研究随着现代工程技术的不断发展和进步，结构优化设计已成为了工程领域中的一个重要问题。
无论是大型建筑、航空航天、交通运输还是能源领域，都离不开结构优化设计的理论和方法。
在这个领域中，设计者需要通过分析和优化结构的形态和材料，来确定最佳的设计方案。
一、优化设计的基本原理优化设计的基本原理是通过对结构进行多种参数优化，以达到最佳设计方案。
在设计过程中，要考虑到各种限制条件，并确定问题的最优解。
将这个过程数学化，可以得到一个最小值问题。
这个问题的解决就需要使用优化算法。
例如，最常使用的方法是全局优化方法，如遗传算法、模拟退火法、差分进化算法等。
对于多目标优化问题，则需根据不同的目标设定权重，将问题转化为单一目标优化问题。
在这一过程中，必须考虑到多种重要因素，例如结构的重量、安全、经济和环保等等。
二、常见的优化设计方法1. 拓扑优化拓扑优化是指在不改变结构物体积的情况下，寻找最优形态的过程。
这种优化方法主要基于有限元分析（finite element analysis，FEA），对设计中的有限元进行重新分区，以改善其力学性能。
在拓扑优化中，通过选择优化变量，对结构的所有点进行重分布，以寻找最优解。
2. 几何形状优化几何形状优化是基于有限元分析的三维几何模型进行优化，通过优化材料的位置来改进结构的性能。
这种优化方法通常是基于梁、板和壳体的理论模型，并考虑到材料的特性，设计出最优的结构形态。
3. 材料优化材料优化是指通过改变结构的材料类型、厚度和比例来优化其性能。
这种优化方法通常需要进行复杂的有限元分析，以确定结构所需的最佳材料和厚度。
在材料优化中，通常需要考虑材料的拉伸、压缩、剪切力学和疲劳破坏等因素。
4. 多目标优化多目标优化是指在结构中考虑多种因素的优化问题。
在多目标优化中，设计者需要将不同的优化目标进行权重分配，并确定最佳的综合方案。
例如，设计者需要同时考虑结构的造价、稳定性和安全性等重要因素。
关于数控机床主轴结构的改进设计
关于数控机床主轴结构的改进设计1. 引言1.1 研究背景数控机床主轴作为整个机床中的核心部件，在加工精度、效率和稳定性等方面起着至关重要的作用。
随着制造业的不断发展和技术的进步，对数控机床主轴结构的要求也越来越高。
目前市场上常见的数控机床主轴结构存在着一些问题，比如轴承摩擦力大、振动噪音大、稳定性差等，影响了机床加工质量和效率。
对数控机床主轴结构进行改进设计具有重要意义。
在当前工业生产中，高精度、高效率、高速度是制造企业追求的目标。
而数控机床主轴结构作为影响机床性能的关键部件之一，需要不断进行创新和改进，以适应不断变化的市场需求。
深入研究主轴结构的改进设计，优化结构材料和加工工艺，对提升数控机床的加工精度和效率具有重要意义。
【2000字】1.2 研究目的研究目的是为了通过对数控机床主轴结构进行改进设计，提高机床的加工精度和工作效率。
当前市场上存在着许多数控机床主轴结构设计较为传统，存在一定的问题，例如在高速高效加工过程中容易产生振动和噪音，影响加工精度和表面质量。
本研究旨在通过优化设计改进数控机床主轴结构，提高其稳定性和刚性，减少振动和噪音，从而提高加工质量和效率。
通过结合结构材料优化和加工工艺改进，探索出一种更加先进和可靠的数控机床主轴结构设计方案，并分析其在技术和经济方面的可行性，为数控机床行业的进一步发展提供参考和指导。
2. 正文2.1 数控机床主轴结构现状数控机床主轴结构是数控机床的核心部件之一，主要负责转动切削工具进行加工。
目前的数控机床主轴结构主要分为直线主轴和滚珠主轴两种类型。
直线主轴结构简单，操作方便，适用于对工件精度要求不高的加工，但主轴刚度较低，容易产生振动。
滚珠主轴结构采用滚珠轴承支撑，具有较高的刚度和承载能力，适用于高精度加工，但制造成本较高。
当前数控机床主轴结构在设计上存在一些问题，如主轴转速范围窄、刚度不足、温升较大等。
这些问题制约了数控机床的加工效率和加工质量。
为了解决这些问题，可以采取改进设计方案。
数控车床加工工艺流程的一些优化和改进思路
数控车床加⼯⼯艺流程的⼀些优化和改进思路 机床主轴是机床的核⼼部件，它的功能是带动⼑具（砂轮）或⼯件旋转来实现加⼯。
在数控车床加⼯机床主轴的质量好坏会直接影响⽣产的机床加⼯零件的表⾯质量、加⼯精度和⽣产效率。
因此我们要想提⾼机床的加⼯性能，进⽽提⾼机床的加⼯质量、加⼯精度和⽣产效率，要想使机床能够加⼯出质量更优异的产品，能够满⾜我们⽇益增长的⽣产和⽣活的需要，那么在数控车床加⼯机床主轴时的⼯艺流程合理与否直接对所制造的机床的精度质量产⽣重要的影响，本⽂对使⽤数控车床加⼯中重要的⼏个步骤进⾏了分析总结，并以数控车床加⼯超精机床的主轴部件为例通过⼤量的实际加⼯和研究分析对⼯艺进⾏优化，提出了⼯艺上的缺陷和改进措施，找出其影响加⼯精度和质量的原因，提⾼⽣产效率，为企业创造了经济效益。
机床主轴的性能必须在满⾜了加⼯精度和效率为前提，⼀些传统的主轴概念已不能满⾜现在机床主轴的需求，它的速度和精度，以及刚度、功率的匹配特性要好，这样就要考虑质量。
⽽数控车床加⼯零件时，车削的参数和⾛⼑路径是设定好之后通过计算机的控制系统来进⾏车削加⼯的，所以零件的加⼯质量和效率重要影响因素的是数控车床的加⼯⼯艺流程。
随着数控技术的发展，加⼯质量在提⾼，但在数控加⼯的⼯艺规范性的指导⽅⾯还是很缺乏的，从⽽产品质量的⼀致性和稳定性得不到保证,这⼀因素在⼀定程度上对数控车床的技术发展存在着制约，下⾯从数控车床加⼯的加⼯⽅法和⼯序选择、线路制定、⼑具安装、等⼏个重要步骤对零件的⼯艺有效改变途径进⾏分析： ⼀、对加⼯零件的⼯艺性分析要准确 1、需要加⼯零件的⼯艺性要符合数车加⼯的特点 车床加⼯零件其图纸的设计上，在尺⼨的标上应该以⽅便加⼯为前提，在图纸上应该直接使⽤统⼀的基准并给出坐标尺⼨，这样便于在编程和协调各个尺⼨，在保证⼯艺基准和设计基准，以⾄于检测基准和编程原点等⽅⾯的⼀致性提供了⽅便，这样设计⼈员对产品的使⽤特性上打消了顾虑，在⼿⼯编程时要计算基点坐标和计算点，应注意是否充分允许⼯件轮廓⼏何元素的条件，⾃动编程时要所有⼏何元素中定义，⼯艺性分析要充分考虑各个⼏何元素的充分合理的特性。
基于ISIGHT的机床主轴结构优化
２２机 床主 轴 的有 限元 结构 分析 ．
本 例 中采 用 的是 在 优 化 过 程 中集 成 Ａ Ｓ Ｓ Ｎ Ｙ ，故 应 先对
机 床 主 轴 进 行 有 限 元 分 析 。通 过 Ａ Ｓ Ｓ软 件 对 模 型 进 行 Ｎ Ｙ
优化方法选择 。
从 本 优 化 方 案 的设 计 思 路 来 看 ． 目标 函数 值 主 要 是 南 ＩＩ Ｈ ＳＧ Ｔ解 析 模 块 读 取 Ｃ Ｄ Ｃ Ｅ软 件 结 果 文件 得 到 ，与 设 Ａ ／Ａ 计 变 量 没 有 直 接 的线 性 或 非 线 性 公 式 关 系 ， 因 此 ．该 优 化 数 学 模 型 可 归 属 于 一 种 非 线 性 的 多 目标 约 束 优 化 问 题 。此
（） ７
３ Ｘ ０ ２≤７ ０
９ Ｘ １ ０ ０ ３ ５
式 （ ） 为 性 能 约 束 ， 式 （ ） （ ） （ ） 为 几 何 约 ４ ５ ６ ７
束。
故 该 问 题 的 总 体 优 化模 型 可 表示 如 下
ｍｉ （） ｎ ｘ
ｍｉ
（
）
２ ） 一ｄ 】
图 ４ 运 行 结 果
处 理 方 式 ，使 得 多 目标 问题 成 为 一 种 单 目标 问 题 来 求 解 。
因 此 ， 进 行 优 化 时 其 优 化 算 法 主 要 选 用 了 惩 罚 函 数 法 图 ２ 主轴 位 移 变 形 图
（ ｏ ｋ — ｅｖ ｓ 法 ） Ｈ ｏｅ Ｊｅｅ 方 。运 行 结 果 如 图 ４所 示 。
疲 劳 强 度 的设 计 公 式 为 ：
弯 曲 应 力 ．降 低 齿 轮 失 效 的 可 能 。
总 之 ．本 文 介 绍 的 建 模 和力 学 分 析 方 法 对 相 关 传 动 结 构 的设 计 具 有 一 定 的 借 鉴 意 义 。
基于ANSYS的机床主轴结构优化设计_杜官将
第12期2011年12月组合机床与自动化加工技术Modular Machine Tool ＆Automatic Manufacturing TechniqueNo．12Dec．2011文章编号:1001－2265(2011)12－0022－03收稿日期:2011－05－25*基金项目:南京工程学院科研基金项目(KXJ08024)作者简介:杜官将(1967—)，男，江苏盐城人，南京工程学院讲师，南京理工大学在读硕士研究生，研究方向为先进制造技术，(E －mail )gujidu@126．com 。
基于ANSYS 的机床主轴结构优化设计*杜官将1，2，李东波2(1．南京工程学院机械工程学院，南京211167;2．南京理工大学机械学院，南京210094)摘要:运用APDL 建立机床主轴的参数化有限元模型，应用ANSYS 优化设计功能，以主轴的重量为优化目标，对主轴的支承跨距、外径、悬伸长度和传动件安装位置进行了优化计算，并对优化结果进行了分析。
结果表明:主轴结构优化后，在保证机床各种性能的前提下，主轴重量得到有效的减小。
关键词:机床主轴;优化设计;ANSYS ;APDL 中图分类号:TH16;TG65文献标识码:AOptimization Design of the Structure of Machine Tool Spindle Based on ANSYSDU Guan-jiang 1，2，LI Dong-bo 2(1．School of Mechanical Engineering ，Nanjing Institute of Technology ，Nanjing 211167，China ;2．School of Mechanical Engineering ，Nanjing University of Science and Technology ，Nanjing 210094，China )Abstract :A parameterized FEA model of machine tool spindle was established using APDL in ANSYS．Choosing the weight of spindle as the optimizing target ，its bearings distance and the outer diameter and overhang distance between the front spindle and the front bearing and the location of transmission parts were calculated by using the optimized function integrated in ANSYS ，and analysis on the optimized data was made．The result reveals its weight has significantly reduction in meeting various performance of the machine tool．Key words :machine tool spindle ;optimization design ;ANSYS ;APDL0问题的提出机床主轴部件是机床实现旋转运动的执行件，是机床中的一个非常重要的零件，它关系到整个机床的使用性能，机床设计成功与否在一定程度上取决于主轴系统设计的优劣。
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T g3 ( x) [ ] 0 Wt
建立模型：
3.边界约束 边界约束条件为设计变量的取值范围，即：
1.设计变量 当主轴材料一旦选定，其重量只是内径 d 、 外径 D 、跨距 L，d 的大小又决定于机床的型 号，不能作为设计变，故设计变量取为：
x x1 x2
T
[ D L ]T
建立模型：
2. 目标函数 根据设计要求，以自重最轻为设计目标，即：
1 2 2 f ( x) x2 ( x1 d ) 4
扭转角约束曲 线
挠度约束曲线
L
可行域
50
55
60
65 D
70
75
80
85
建立模型：
3.约束条件 刚度约束 主轴的刚度是一个重要性能指标，其外伸端 挠度y，不得超过规定值 y0,即:
y [ y]
若外力F已知，则有 Fa 2 L y 3EI 其中： I ( D4 d 4 ) / 64 ；E 为材料的弹性模量。 将以上两式代入到 g ( x1 )中得
Fa L g1 ( x) y [ y ] [ y] 0 3EI
1 x2 ( x12 d 2 ) 4 Fa 2 L g1 ( x ) y [ y ] [ y] 0 3EI TL g 2 ( x ) [ ] [ ] 0 GI p min f ( x ) g3 ( x) T [ ] 0 Wt
建立模型：
机床主轴一般为多支撑空心阶梯轴，为了便于使用 材料力学公式进行结构分，将其简化成的以当量直径表 示的等截面轴，并且为两支撑主轴形式，如下图所示。
该问题考虑因数：主轴自 重。
对于普通车床，并不 要求过高的加工精度，已 选取主轴的自重最轻为目 标，外伸端的挠度为约束 条件。
A
B
C
建立模型：
机床主轴结构的优化设计
机床主轴
机床主轴优化设计的必要性
传统的常规设计方案是凭借设计人员的经验直观 判断，靠人工进行有限次计算做出的，往往很难得到 最优结果。但自从20世纪60年代最优化设计方法出现 以来，伴随着现代计算技术的发展和应用，在机械设 计领域，已经可以用现代化的设计方法和手段得出最 佳的设计方案，从而大大提高设计效率和质量。
s.t.
g 4 ( x ) Dmin x1 0 g 5 ( x ) x1 Dmax 0 g 6 ( x ) Lmin x2 0 g 7 ( x ) x2 Lmax 0
问题解决：
设计变量 下限值 上限值
x1 50 150
x2 300 750
计算结果：
2
建立模型：
3.约束条件 外伸端扭转角约束 主轴的外伸端扭转角不得超过规定值，则有： TL [ ] GI p
4 4 I ( D d ) / 32 ；G为材料的切变模量。 其中： p
则有：
TL g 2 ( x) [ ] [ ] 0 GI p
建立模型：
由Matlab计算得：
D 63; L 300; M 3.57kg
结果分析：
目标函数图象
15
10
f
5 0 500 400 300 200 d 100 50 60 l 70 80
结果分析：
各约束函数的图象 750 700 650 600 550 500 450 400 350 300 250 45
机床主轴是机床中的一个非常重要的零件，它关 系到整个机床的使用性能，选择一个最佳的设计方案， 显然会大大提高机床整体的质量。
[ ] 220MPa
问题引入：
对右图所示主轴进行优化 设计，已知主轴内径d=45mm， 外力F=15000N，许用挠 度[ y] 0.125mm 。轴外伸出端 a=100mm。许用切应力 为[ ] 220MPa ，允许扭转角度 为[ ] 0.02rad ，主轴材料密 度 7800kg / m3，主轴材料弹性 模量E=210GPa，剪切模量 G=80GPa。主轴转速n=80r/min, 主轴最大功率P=7.5kW。优化 目标为满足刚度要求条件下使 主轴质量最小。
lmin l lmax Dmin D Dm1 0 g5 ( x) x1 Dmax 0 g 6 ( x) Lmin x2 0 g 7 ( x) x2 Lmax 0
综上所诉，将所有约束函数规格化，主轴优化 设计的数学模型可表示为：