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車銑加工中心關鍵部件的動態特性仿真分析

3. 2車銑加工中心關鍵部件的動態特性仿真分析 在第2章基礎所建立的基于多柔體系統的虛擬樣機仿真模塑基礎上,對進行車銑加工中心關鍵部件的動態特性仿真分析,對車削主軸和 銑刀主軸進行模態分析和諧響應分析,獲得其各階固有頻率和******位 移響應,為關鍵部件的優化設計提供參考依據。由于兩個主軸的研究 方?去相似,所以本文只對銑刀主軸進行仿真分析。 加工中心的主軸一軸承系統的動態性能在很大程度上決定了機床 的加工精度水平和切削加工能力。主軸的支承無論是采用滾動軸承, 還是釆用滑動軸承,都要在對其進行必要的理論計算和有限元分析后 進行合理選擇。當主軸組件選用滾動軸承作為主軸的支承時,其動態 性能的優劣將反映在下列四方面的工作性能上: (1)由于其抗振能力不足而產生切削自激振動; (2)由于制造和裝配誤差引起的受迫振動,以及由于非均衡切削 力所激勵的受迫振動; (3)由于振動激發而形成的機械噪聲; (4)在起動H丨制動的過渡過程中出現不平穩和動載荷劇增的現象。 在大多數場合下,主軸軸承系統是機床主要的動態薄弱環節,也是構成自激振動的主要部件。為了提高產品的設計質量,同時也是為了 進一步提高產品的性能,很有必要對主軸系統進行理論建模和仿真分 析,以優化機床主軸系統的性能。在建立主軸一軸承系統的動力學模 型時,采用有限元分析方法,主軸部件軸承處的支承剛度是最重要的參 數之一,它直接影響動力學模型的精確度。因此討論主軸軸承的工作 狀態,對于確定主軸軸承系統的工作狀態來說是非常重要的。3. 2.1主軸模態分析 機床車削主軸和銑刀主軸都是車銑加工中心的關鍵部件,其動態 特性直接影響到加工精度,對其進行模態分析是非常必要的。在主軸 系統中軸承是非常重要的,傳統方法常常把軸承以剛性支撐進行研究, 這種方法不是很準確。本文以彈性一阻尼的方法代替軸承的剛性支 撐,并且研究主軸考慮彈性支撐時的固有振動特性,即彈簧剛度對主軸 固有頻率和諧響應的影響。它與主軸既有徑向接觸乂有軸向接觸,表現出既有彈性又有阻尼。軸承對軸的作用力可以表示為通過彈簧一阻尼單元來代替剛性支撐,更接近實際,如圖3. 1 (a) 所承,為兩組彈簧一阻尼單元模型,位置取為兩個角接觸軸承之間的中 截面處,用以考察角接觸球軸承對主軸徑向振動固有特性的影響。由于主軸的軸向剛度很大,阻尼對橫向振動特性影響很小,所以在建立有 限元模型中只考慮徑向剛度和阻尼的影響,利用4個同截面周向均布 的彈簧一阻尼單元模擬如圖3. 1(b)所示。在每個支承處利用4個沿 圓周方向均布的彈簧阻尼單元模擬。1.有限元模型建立 在有限元模型建立過程中,每組彈簧一阻尼單元釆用Comhinl4單 元,Combinl4單元是具有縱向特性和扭轉特性的彈簧一阻尼單元。為 研究角接觸球軸承對橫向振動固有特性的影響,有限元分析中釆用兩 組彈簧單元進行分析。對于主軸零件采用的單元為Solid 92單元。對 于主軸軸承支承部分有限元模型的建立,采用在每個圓周截面上建立 4個彈簧一阻尼單元沿圓周均布,彈簧單元的長度按照各處軸承的內 外圈半徑確定。在建立有限元模型中,外圈節點利用Keypoims建立,內圈節點采用Hard PT建立,同時要保證每個彈簧單元的劃分網格數目為1,這樣才能夠保證計算結果的正確。如果彈簧劃分單元數目不 為1,分析結果將主要表現為彈簧單元的振動。所有彈簧一阻尼單元 外部四個節點限制全部自由度,前端內錐孔軸承支承內部四個節點限 制軸向自由度。2.模態仿真結果分析 在仿真之前需要對主軸單元進行參數設置,仿真的初始條件:主軸 組件主要包括主軸、卡盤、轉子、制動盤,利用GLUE命令將多個體處理 為一體,彈性模量為2. 06 x 10" kg/( m ? s2),泊松比為0? 3,密度為7800 kg/m:',前軸承剛度為2. 1 xlOx N/m,后軸承剛度支承為1.8 xl(fN/m。 其中結合處前支承限制全部自由度,后支承限制UX、UY自由度,單元大 小0.005m。從而獲得主軸的前六階固有頻率及振型,如圖3. 2所示。 從圖3. 2(a)為彈賛一阻尼單元情況下,主軸一階模態計算結果, 從圖中看出一階固有頻率約為0,模態變形表現為主軸平動。圖3. 2 (b)為主軸二階模態計算結果,從圖中看出二階固有頻率約為 601. 89Hz,模態變形表現為主軸在F方向上彎曲變形。從圖3. 2(c)得出二階固有頻率約為615. 62HZ,模態變形表現為主軸轉動K方向上彎 曲變形。圖3. 2(d)為主軸四階模態計算結果,從圖中看出四階固有頻 率約為1011.3Hz,模態變形表現為主軸在義方向上彎曲變形。從圖3.2(e)得出五階固有頻率約為1029.3HZ,主軸模態變形彎曲很大。圖 3.2(f)為主軸六階模態計算結果,從圖中看出六階固有頻率約為 1079Hz,模態變形表現為主軸在X方向上彎曲變形。 在模態分析中,以彈性剛度和跨度為變化量,在ANSYS中采集多 組數據進行比較(包括剛度為無窮即為剛性),然后通過MATLAB仿真 軟件利用非線性進行擬合,仿真出主軸二階固有頻率與彈簧剛度和跨 度的關系,如圖3.3所示。通過上圖分析可以看出,通過采用彈性支 撐,主軸的固有頻率明顯降低。當彈簧剛度&的取值增大時,各階固 有頻率相應增加,隨著剛度的增加,固有頻率逐漸趨于穩定。軸承之間 的跨度增加,固有頻率增大,當達到440mm左右時固有頻率達到了最 大值。3.2.2主軸諧響應分析 車銑加工時,會有周期性的激振力作用在主軸上,當激振力頻率與 系統固有頻率相同時就會發生共振,這不僅不能保證車銑的加工精度,而且也會對主軸造成嚴重破壞。主軸動力響應是評價主軸的動態性能 的一個重要指標。為了和快速正弦掃描激振方法的試驗結果相對應, 對主軸進行了諧響應分析。在主軸前端卡盤施加力200N,在200? 800Hz頻率范圍,采用stepped方式,分為30步,在激振點180°處拾振, 施力點的徑向響應位移對頻率的曲線圖如圖3. 4所示。彈性支承采用 剛度為心=2. 2 x 108N/m,無阻尼和有阻尼情況下進行主軸諧響應分 析??梢钥闯鲋鬏S在產生共振時,******位移為4. 8pm。因此可以計算 出主軸的最小動剛度為10/4. 8 =2.08N/pm。在工程上,阻尼很復雜,阻尼比一般取〇.〇3?0.05,其中圖3.5是 阻尼比為〇. 05時的諧響應圖,在激振頻率在低頻時(小于400Hz),振 幅的大小主要取決于彈簧剛度,彈簧剛度越大,振幅越小,而在共振區, 即激振頻率等于固有頻率時,系統發生共振,振幅的大小受阻尼比的影 響很大,阻尼比越大,振幅越小,主軸部件的動態性能越好。 從圖3. 6可以_出,軸承剛度和阻尼比越大對主軸諧響應越小,逐 漸趨于穩定。通過彈性一阻尼單元模擬軸承方法,獲得主軸的固有頻率和諧響應特性。主軸的固有頻率隨著軸承剛度的增加而增大,達到定值趨于穩定,合理的跨度對固有頻率也有很大的影響,為結構優化 設計提供參考依據。主軸的諧響應與剛度和阻尼都有密切的關系,在 無阻尼時軸承的剛度越大,發生共振時的位移量越小,達到一定值趨于 穩定。軸承剛度恒定時,阻尼比越大,發生共振時的位移量越小。通過 彈性阻尼單元模擬軸承方法,對車銑加工中心主軸進行有限元仿真分 析,獲得主軸的固有頻率和諧響應特性,該方法對設計該產品是方便可 行的。本文由海天精工整理發表文章均來自網絡僅供學習參考,轉載請注明!
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