引言
高速數(shù)控機床電主軸的動態(tài)特性嚴重影響機床的加工性能 直接制約著機床的加工質量和精度 近年來 國內外學者對電主軸進行了大量研究 研究成果顯著 采用有限元和試驗分析對數(shù)控機床主軸部件進行動力學分析 驗證數(shù)控銑床主軸系統(tǒng)結構設計的合理性[1]利用彈簧阻尼單元模擬軸承支承的方法 建立主軸系統(tǒng)動力學模型 并對高速數(shù)控機床主軸系統(tǒng)進行了模態(tài)和諧響應分析[2]lin 利用有限單元法建立電主軸的動力學模型 結合熱效應的作用 通過動力學模型預測熱預緊力對軸承剛度的影響[ ]本文以某機床電主軸為研究對象 建立 主軸-軸承 的主軸系統(tǒng)有限元模型 通過模態(tài)分析驗證主軸結構設計的合理性以及諧響應分析得到主軸剛度 驗證主軸剛度是否滿足設計要求
主軸系統(tǒng)的有限元模型建立
本文采用命令流輸入法直接在 ansys 中建模 主軸的幾何模型采用自底向上的創(chuàng)建方法 先創(chuàng)建一個二分之一主軸二維平面的plane42 單元 然后沿主軸軸心線 360 擠壓出主軸 為了使計算結果精確 主軸采用 solid45 單元 選擇六面體單元為網(wǎng)格劃分單元 形成 60396 個單元 66492 個結點 通過三維實體單元和彈簧阻尼單元相結合的方式 建立主軸系統(tǒng)動力學模型 模型相關參數(shù)設置 彈性模量為 2.07e11pa 泊松比為 0.25 材料密度為 7800kg/m3
在模型中 以 66481 66492 這 12個結點及其對 應的點建立 12 個combin14 彈簧阻尼單元 彈簧剛度前端徑向為 306n/ m 軸向為 26 n/m 后端徑向為 87n/ m 主軸的約束按照主軸的實際裝配情況 主軸前端軸向和徑向同時約束 后端只約束徑向 即約束 66481 66488 結點的 x 和z 方向 約束 66489 66492 結點的 y方向 約束及網(wǎng)格劃分如圖 1 所示
主軸系統(tǒng)有限元分析
2.1 主軸系統(tǒng)模態(tài)分析
機床主軸系統(tǒng)理論上是由無數(shù)個固有頻率及相對應振型組成具有無限多個自由度的系統(tǒng) 通常在模態(tài)分析時 只需考慮幾個低頻固有模態(tài)即可 本文只取 10 階模態(tài) 通過 ansys 軟件計算得到的各階固有頻率如表 1 所示 前六階振型如圖2所示
由表 1 可以看出主軸的工作區(qū)間能有效避開共振區(qū) 不會發(fā)生同頻共振 此外 各階固有頻率之間有一定的差距 也不會出現(xiàn)頻率靠的很近發(fā)生諧振影響機床精度 因此 數(shù)控縱切機床主軸系統(tǒng)的結構設計合理
2.2 主軸諧響應分析
在主軸端面第 24967 號結點施加大小為 1000n 的軸向激振力 結果如圖 所示 由圖可知 當激振力的頻率位于 800 900hz 之間時 主軸前端的軸向響應位移急劇增加主軸的動剛度顯著下降 在 1400l600hz 時 主軸軸向響應也較大 主軸軸向響應在 825.89hz 時達到大 此時的振幅為
， 數(shù)控縱切機床主軸的動剛度為 3.3n/m 滿足主軸剛度的設計要求
結論
通過建立數(shù)控縱切機床的 主軸-軸承 主軸系統(tǒng)的有限元模型對主軸系統(tǒng)進行模態(tài)分析獲得各階固有頻率及振型 主軸系統(tǒng)的二階固有頻率為 825.89hz 遠小于機床主軸高轉速 8000 r/min 對應的頻率 所以主軸的工作區(qū)間能有效避開共振區(qū) 不會發(fā)生同頻共振 驗證了主軸結構設計的合理性 通過對主軸系統(tǒng)進行諧響應分析 獲得在1000n 的軸向激振力下 主軸軸向的振幅為
，動剛度為3.3n/ m 滿足設計要求
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