机床主轴有限元分析
CJK6132数控机床设计——主轴的有限元分析
广西工学院毕业设计（论文）任务书设计题目：CJK6132数控机床设计——总体方案设计及主轴的有限元分析系别：机械工程系专业班级：姓名：学号：指导教师：二O一五年三月十五日一、毕业设计（论文）的内容1、完成CJK6132数控车床总体设计方案，完成外观及尺寸联系图。
2、进行主要技术参数的确定，完成主轴及主轴组件的设计，绘制主轴零件图。
3、完成主轴的力学分析，建立主轴的力学模型，确定主轴的典型工况。
4、完成主轴的静态分析并。
5、完成主轴的动态分析。
6、完成主轴的模态分析。
7、试验方案的拟定。
二、毕业设计（论文）的要求与数据2、要求。
（1）根据总体设计方案，绘制总体外观图及联系图，完成整机三维建模。
（2）确定设计方案完成开题报告。
（3）进行主运动系统的设计,绘制主传动系统装配（床头箱展开）及相应零部件图。
（4）图纸量不少于折合4张A0。
（5）科技译文（不少于3000汉字）。
（6）编写毕业设计说明书一套。
（7）根据课题内容进行实习，并完成实习报告一份。
三、毕业设计（论文）应完成的工作如上要求四、毕业设计（论文）进程安排五、参考资料及文献查询方向、范围1 罗学科，谢富春. 数控原理和数控机床.北京：化学工业出版社，20032 陈蔚芳，王洪涛. 机床数控技术及应用.北京：科学出版社，20053 文怀兴，夏田. 数控机床系统设计.北京：化学出版社，20054 林宋，田建君.现代数控机床.北京：化学出版社，20035 CNC Technology and Progranming; [美]Steve Krar & Arthur Gill6 Smith S, Tlusty J. Currrent Strends in High Speed Machining. Journal ofManufacture Science and Technology,ASME,1997,37(8):664～6677 《机床设计手册》编写组编。
机床主轴的振动有限元模态分析
针对CK6130卧式数控车床的具体现状，运用ANSYS Workbench有限元分析软件，对数控车床的主轴进行模态分析，可以判断出主轴的工作状况，根据实验条件来分析进行优化设计，以提高车床的加工精度和工作性能。
模态分析是动力学分析的基础。
1 车床主轴的模态分析作为最简单的动力学分析，模态分析具有非常广泛的使用价值。
当惯性和阻尼起着重要作用时，动力学分析可以分析出该结构的动力学行为。
典型的动力学行为有结构的振动、自振频率、载荷随时间变化的效应或交变载荷激励效应等。
本文选用的ANSYS Workbench默认的求解器是程序自动控制类型。
模态分析的本质上是求解特征值和特征向量（也称为模态提取）。
弹性模量、泊松比和材料密度这3个因素是模态分析的决定因素[1]。
同时，自由模态分析和约束模态分析是模态分析的两种不同类型。
为了贴近实际工况，分析是约束模态分析。
2 模态分析的建模与加载及求解本文直接把三维实体模型拉进ANSYS Workbench中的geometry模块，再用ANSYS Workbench的modal分析功能分析该三维模型。
建立三维模型后，划分车床主轴的网格，划分依据软件的默认划分功能，划分后的节点是40256，网格数是23026。
对于材料属性参数赋值，取弹性模量E=2.10E+11Pa，泊松比0.3，密度p=7850kg/m3。
实体单元类型是Soli45，建立车床主轴的模态有限元仿真模型。
对机床主轴进行网格划分后加载模型。
自由度约束是模态分析（自由模态）中唯一起作用的输入变量，把车床主轴系统的轴承部分的切向进行约束。
而轴向和径向都自由的圆面约束，由于主轴是圆周约束没有固定约束，只需圆周约束即可。
由于分析的对象是车床主轴，为了更加贴合实际，现将两个轴承段的圆柱面处加载弹性支撑，角接触球轴承是432N/mm3，另一处轴承是双列圆柱滚子轴承，数值是368 N/mm3，刀具对主轴的作用力为495.5N。
数控车床主轴力学特性的有限元分析方法
（上接第２４５页） 为了解决旋转液压缸１３．１串油或单向阀９．１卡死时 引起的问题，增加了保压回路００２，保压回路００２由 小功率定量泵单独供油，且在保压回路中选用具有卸 荷功能的换向阀５，这样在泥炮打泥时保压回路为旋 转液压缸保压，即使旋转液压缸１３．１串油或单向阀 ９．１卡死，仍能使泥炮嘴紧压在泥套上，完成本次周 期，消除了安全隐患，保证了高炉的连续生产。在泥 炮打泥完成后，定量泵可以通过换向阀５直接卸荷， 减少了系统发热，提高了元件的使用寿命。（２）为 了解决液控单向阀卡死时带来的问题，在液控单向阀 前后各设１个常开球阀１．９和球阀１．１０，且在液控单 向阀的进、出油口之间并联常闭球阀，这样在液控单 向阀出现问题时，可以通过关闭球阀１．９和球阀 １．１０、打开球阀１．１１来使本次操作顺利完成，保证 了高炉的连续生产。 ３结论
限元分析［Ｊ］．力学与实践，２００７，２９（２）：５４—５６．
万方数据
【２】陈玉瑜，芮执元．用传递矩阵法分析机床主轴动态特 性［Ｊ］．组合机床与自动化加工技术，２００７（３）：２３
—２５．
【３】王刚，郭茂林．航天航空滚动轴承刚度［Ｊ］．哈尔滨 工业大学学报，２００１。３３（５）：６４４—６４５．
【４】杨美英．数控机床主轴组件设计及刚度计算［Ｊ］．机 械．【程与自动化，２００４（２）：７１—７２．
对于主轴结构的静态和动态特性分析，目前常用 的方法主要有解析法和有限元法…。应用解析法分析 时，为了简化计算，需要进行较多的假设，计算精度 不高口１。应用有限元法计算时，现有方法存在以下不 足：（１）静态和动态分析采用相同的单元类型；（２） 不考虑轴承刚度对分析结果的影响。众所周知，采用 有限元法求解问题时，建模方法非常关键，模型的建 立是否合理对求解结果的影响很大。其一是针对特定 的求解对象，单元类型的选择是否合理。比如机床主 轴刚度分析宜采用梁单元进行求解，而模态分析宜采 用实体单元求解。其二是边界条件的考虑是否合理。 机床主轴通过轴承安装在机架上，而轴承是弹性体， 不能将其假设为刚体进行求解。
机床主轴有限元分析
施加约束
施加载荷
机床主轴模态分析
求解固有频率和振型
结构的振动在ANSYS中表现为各阶振型的线性叠 加，其中低阶振型比高阶振型对结构的振动影响 大，故进行结构的振动特性分析时通常取1 ～5 阶即可。
机床主轴模态分析
一阶振型如图：
机床主轴模态分析
二阶振型
机床主轴模态分析
三 阶 阵 型
机床主轴模态分析
机床主轴有限元分析及优化设计
。
不机床主轴相连接的结构示意图
2D示意图 M1、M2处 为弹性支承 位置
主轴连接结构与二维图形
ANSYS三维建模
主轴外观图
Solid92单元材料 参数为：弹性模量 (N/m）2.06e11； 泊松比0.28；密度 7800。
单元类型选择和网格划分
机床的加工精度， 径向刚度主要受到主轴的 跨距材料物理性能结构尺 寸等因素的影响。 从图中可以看出径向力主 要造成主轴前端悬伸部分 的变形，可推断主轴前端 悬伸量是影响主轴静刚度 的主要因素。通过减少伸 出量来增加主轴系统的静 刚度。
一阶 优化前 优化后 二阶 三阶 四阶 1537.6 3034.85 五阶 1809、 2 3562.3
612.01 612.15 1537.2 1523.3 1523.9 3034.76
机床主轴优化设计
因此优化后的主轴在工作过程中更远离共振发生 的区域，更安全。
四阶振型
机床主轴模态分析
五阶振型
机床主轴模态分析
由上可知：上面图型可以看出，主轴在这五个 阶段，发生了弯曲变形。主轴以弯曲变形为主， 同时也发生轴向变形。弯曲是主轴的主要振动。 由于采用近似的线性模型(包括材料特性的线 性化和有限元模型的线形化)，因而在阶数越 低的情况下对主轴进行的理论分析值不实验测 得的值就越接近，而在高阶部分就误差越来越 大。
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 ne Tools &M anuf act ure ,2001,41:1209-1228.[8]Yang J P ,Chen S X.Vibration predictions and verifications of disk drive spindle system with ball bearings [J ].Com putersand S t ruct ures ,2002,80:1409-1418.7741第10期 张耀满等:高速机床主轴部件有限元分析。
机床主轴的SolidWorks建模与有限元分析
（ １ ． Ｓ ｃ ｈ ｏ ｏ ｌ ｏ ｆ Ｍｅ ｃ ｈ ａ ｎ ｉ ｃ ａ ｌ ＆Ｅ ｌ ｅ ｃ ｔ ｒ ｉ ｃ ａ ｌ Ｅ ｎ ｇ ｉ ｎ ｅ ｅ ｒ ｉ ｎ ｇ ，Ｇ ｕ ｉ ｌ ｉ ｎ Ｕ ｎ ｉ ｖ ｅ ｒ ｓ ｉ ｔ ｙ ｏ ｆ Ｅ ｌ ｅ ｃ ｔ ｒ ｏ ｎ ｉ ｃ Ｔ ｅ ｃ ｈ ｎ ｏ ｌ ｏ ｇ ｙ ，
关键词 ：机床主轴 ；静力分析 ；模态分析 中 图 分 类 号 ：Ｔ Ｐ ３ ９ １ ． ９ 文 献 标 识 码 ：Ａ
文 章 编 号 ：１ ０ ０ １— ３ ８ ｉ ｄ Ｗｏ ｒ ｋｓ Ｍｏ ｄ ｅ ｌ ｉ ｎｇ ａ ｎ ｄ Ｆｉ ｎ ｉ ｔ ｅ Ｅｌ ｅ ｍｅ ｎｔ Ａｎａ ｌ ｙ ｓ ｉ ｓ ｆ ｏ ｒ Ｍａ ｃ ｈ ｉ ｎ ｅ Ｔｏ ｏ ｌ Ｓ ｐｉ ｎｄ ｌ ｅ
Ａｂ ｓ ｔ ｒ ａ ｃ ｔ ：Ｔ ｈ ｅ ｍａ ｃ ｈ ｉ ｎ ｅ ｓ ｐ ｉ ｎ ｄ ｌ ｅ ｉ ｓ ｏ ｎ ｅ ｏ ｆ ｔ ｈ ｅ ｃ ｏ ｒ ｅ ｃ ｏ ｍｐ ｏ ｎ ｅ ｎ ｔ ｓ ｏ ｆ ｔ ｈ ｅ ｍａ ｃ ｈ ｉ ｎ ｅ ．Ｓ ｏ ｌ ｉ ｄ Ｗｏ ｒ ｋ ｓ ｗａ ｓ ｕ ｓ ｅ ｄ ｔ ｏ ｅ ｓ ｔ ａ ｂ ｌ ｉ ｓ ｈ ｔ ｈ ｅ ３ Ｄ ｍｏ ｄ ｅ ｌ ｏ ｆ ａ Ｃ ＮＣ ｍａ ｃ ｈ ｉ ｎ ｅ ｔ ｏ ｏ ｌ ｓ ｐ ｉ ｎ ｄ ｌ ｅ ．Ｔ ｈ ｅ ｄ ａ ｔ ａ ｅ ｘ ｃ ｈ ａ ｎ ｇ ｅ ｂ ｅ ｔ ｗｅ ｅ ｎ Ｓ ｏ ｌ ｉ ｄ Ｗｏ ｒ ｋ ｓ ａ ｎ ｄ ＡＮＳ ＹＳ ｗａ ｓ ｕ ｓ ｅ ｄ ｔ ｏ ｉ ｍｐ ｏ ｒ ｔ ａ Ｓ ｏ ｌ ｉ ｄ Ｗｏ ｒ ｋ ｓ ｍｏ ｄ ｅ ｌ ｉ ｎ ｔ ｏ ｔ ｈ ｅ ＡＮ—
基于ANSYSWorkbench机床主轴有限元分析
基于 Ａ Ｎ Ｓ Ｙ Ｓ Ｗｏ ｒ ｋ ｂ ｅ ｎ ｃ ｈ机床主轴有 限元分析
方 鹏， 李 健， 韦 辽
（ 广西工学 院机械工程系 ， 广西 柳州 ５ ４ ５ ０ ０ ６ ）
研究进展［ Ｊ ］ ． 机械设计与制造 ， ２ ０ ０ ９（ １ ０ ） ： ２ ５ ９ — ２ ６ ０ ．
分析 ， 得 到应 力 和应 变 分布情 况 。通过 对 主轴进 行设
京： 河海大学 ， ２ ０ ０ ７ ．
计， 得 出优化后的主轴 比优化前 的主轴体积更小 、 性 能更好 ，提高了机床 的工作性能 ，减轻 了主轴的 自
［ ４ ］ 周 大帅 ， 伍 良生 ， 李 俊． 机床 主轴 系统化热 态及 变形特 性
限元计算结果的分析 ， 得到应力和应 变分布情 况。通过设计 ， 提 高了机床 的工作性 能 ， 减轻 了主轴的 自重 ， 节省 了材料 ，
降低 了成 本 。
关键词 ： 机床 ； 主轴 ； Ａ ＮＳ ＹＳ Ｗｏ ｒ ｋ ｂ ｅ ｎ ｃ ｈ ； 有限元分析 中图分 类号 ： Ｔ Ｐ ３ ９ １ ． ７ 文献标识码 ： Ａ 文章编号 ： １ ６ ７ ２ — ５ ４ ５ Ｘ （ ２ ０ １ ３） ０ ４ — ０ ０ ２ ８ — ０ ３
收稿 日期 ： ２ ０ １ ３ — ０ １ — １ １ 作者简介 ： 方 鹏（ １ ９ ８ ６ ＿ ， 男， 硕士研究生 ， 研究方 向： 机械设计 及理论 ； 李 健（ １ ９ ６ ５ 一） ， 男， 教授， 主要 从事数字化 设计与制造方 面的研 究 ； 韦 ｉ ￣ ． （ １ ９ ８ ６ 一 ） ， 男， 硕士研究生 ， 研究方 向： 机械设计及理论。 ２ ８
数控卧式重型车床主轴的有限元分析
，
，
。
有 限 元 法 的基 本 思 想 有 限元 法 是 在 差 分 法 和 变 分 法 基 础 上 发 展 起 来 的
一
主 轴 在 重 载 作 用 下 仍 然 具 有 足 够 的 刚性
置 了 静 压 托架
3 2
．
，
花 盘 的下 方 设
。
。
主 轴 箱结 构 简 图 如 图
l
所示
种 数值 方 法 ”] 它 的 基 本 思 想 可 归 结 为 两 个 方 面
维普资讯
团固四匣团哩
仿 ■ ，堤 罐 I C A D I C A M I C A E I C A P P
式重 有 数控卧 型车床主轴的 限元分析
熊顺 源
( 江 汉 大 学 机 电与 建 工 学 院 武 汉
，
4 30056
)
F in ite
-
E le
m e n
o
l E
th
n
g in
e e r
in g， J ia
a v
a
gha
n
Un iv
，
e r s
ity W
，
u
ha
n
4 30 0 5 6 Chin
，
a
)
s e n
t
：
B
a s e
d
o n
the t
e c u
lia r ity la
te
f the
s
p in dl e
s
f
e
CNC he
is
e v a
y la the
the
the
i f
s
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
机床主轴有限元分析
基于ansys的机床主轴有限元分析摘要：随着高速数控机床的不断发展，对数控机床主轴的性能要求也开始逐渐提高。
机床主轴的动静态性能直接影响加工系统的精度和稳定性，因此，在设计阶段必须对其机床主轴进行相关的性能校核。
利用有限元分析软件ANSYS对某机床主轴进行相应的分析，对其性能进行研究。
关键词 :ANSYS，主轴，有限元分析。
研究内容
问题描述：机床主轴材料为45号钢，弹性模量为2.06×105N.mm2，泊松比μ，几何参数如下图。
为3.0
=
图 1 主轴示意图
主轴静态特性的基本概念
主轴的静态特性反映了主轴抵抗静态外载荷的能力,静力学分析实际上是为了得到机床主轴在一定静态载荷作用下所产生的变形量。
在实际生产条件下,机床的主要失效形式大部分是由于机床的刚度不足而引起。
所以主轴静刚度的计算就显得尤为重要。
所谓的主轴静刚度实际上就是主轴的刚度,是机床主轴一个非常重要的性能指标,它直接反映出主轴负担载荷与抵抗振动的能力。
如果主轴的静刚度不足,主轴在切削力的作用下,会产生较大的变形量,并可能引起振动。
这样不仅会降低机床的加工精度、增大加工工件表面的粗糖度;也会对轴承造成较大磨损,破坏主轴系统的稳定性。
因此,主轴的静刚度是衡量机床性能的重要指标。
主轴的弯曲刚度的定义可以理解为:使主轴前端产生单位径向变形时,变形方向上所需施加的力F,即:
主轴的静刚度,分为轴向静刚度与径向静刚度,上面提到的弯曲刚度实际上就是径向静刚度。
通常情况下,轴向刚度没有弯曲刚度重要。
弯曲刚度是衡量主轴刚度的重要指标,通常用来代指主轴的刚度。
1. 主轴有限元模型的建立及边界条件的处理
为了真实、准确、有效地对主轴进行特性分析,需要对机床主轴进行相应的简化。
对主轴的简化应该遵循以下原则:
(1)忽略对分析结果影响不大的细小特征,如倒角、倒圆等;
(2)对模型中的锥度和曲率曲面进行直线化和平面化的处理;
(3)忽略对主轴静态特性影响不大的零部件结构。
在建立主轴的三维模型时可以采用两种方式。
一种方法是在三维实体造型软件中建立三维模型,然后导入到ANSYS软件中;另外一种方法是直接在ANSYS软件中建立，有限元分析模型。
两种方法各有利弊,适用于不同的情况。
本文选择先在通用三维设计软件PRO/E软件建模，如图所示
图 2 主轴三维模型
将其导入到ANSYS中进行力学分析，导入后模型如图所示
图 3 主轴ANSYS模型
划分网络
设置网络：单击→preprocessor→meshing→meshtool,如图所示，在弹出的对话框如图meshtool中选择smartsize,6级精度，单击mesh,选择所要划分的主轴。
图 4 主轴网格模型
进入求解器，施加边界条件及计算
采用弹黃阻尼单元等效轴承时,需将轴承简化为沿机床主轴周向均匀分布的四根弹篑支承,主轴系统中含有前后两个轴承,因此共需设置8根弹黃支承。
这些弹黃苹元共有8个内圈节点和8个外圈节点,对于内圈节点,约束其轴向自由度;对于外圈节点,约束其所有的自由度。
由于本文中不考虑轴承的交叉刚度和交叉阻尼,因此不采用交叉弹簧的布局。
将切削力加载到机床主轴的轴端,注意加载方向要通过加载平面的圆心,以保证加载的准确。
建立完成的三维有限元静力分析模型中共含有24164个单元,27428个节点
图 5 主轴加载示意图
单击main menu/preprocessor/solve/current ls，经过一段时间后，弹出一个命令框（如图23所示），显示‘solution is done!’,至此求解完毕。
图 6 计算结束示意图
计算结果分析
1.仿真计算分析
主轴承受不同的剪切力后，起变形情况也发生变化，如下表及变形云图所示。
加载力F（N）50 100 150 200 300 400 500
有限元中的变
1.5 3 4.5 6 9 12 15
形量δ（µm）
图7 变形云图
可以看到主轴的变形主要发生在主轴的前端部分,后面变形较小。
而主轴的主要变形方向沿着Z轴的负方向,主轴的最大变形和最小变形的方向相同,因此可以判定主轴发生弯曲变形。
结论
本文主要介绍了主轴静态特性的基本概念、有限元方法在求解问题中的相关理论方程和ANSYS有限元分析软件的基本分析流程。
重点介绍了利用ANSYS软件建立机床主轴的三维有限元分析模型的方法 ,最终得到较为精确的主轴有限元分析模型,并对主轴的静刚度进行了研究。
参考文献
[1] 廖日东，《有限元原理简明教程》
[2] 濮良贵，纪名刚，机械设计[M],高等教育出版社
[3] 付华主轴部件的动态特性分析及动力修改
[4]朱江洪不同预载下的球轴承变形的程序设计
[5]簧旭东主轴部件的静态特性实验研究。