主軸系統(tǒng)是機床產(chǎn)生振動的關鍵部件,分析主軸的動態(tài)特性可以了解機床的抗振能力和變形方式。分析中將主軸與支撐軸承簡化成一個彈性系統(tǒng),同時將主軸旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心力當作結(jié)構(gòu)的預應力,該方法為主軸類零件的動態(tài)分析提供了新的思路。
引言
本文以數(shù)控自動上下料立式機床主軸系統(tǒng)為研究對象,研究主軸結(jié)構(gòu)設計對主軸系統(tǒng)的穩(wěn)定性和抗振能力的影響。將主軸與支撐軸承簡化成一個彈性系統(tǒng),將主軸旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心力當作預應力來進行分析,為主軸類零件分析提供了新的分析思路。
有限元方法被廣泛應用于機械工程類的分析計算中,本文對機床主軸進行有限元分析首先需要建立主軸的有限元模型,包括對主軸模型設定材料參數(shù)、劃分網(wǎng)格和施加邊界條件,其中邊界條件可以考慮軸承的支撐因素,即在軸承支撐的位置添加具有剛度值的彈性約束條件。利用有限元方法我們可以對主軸進行模態(tài)分析與諧響應分析。
1、主軸模態(tài)分析
當主軸轉(zhuǎn)動時,質(zhì)心會偏離軸線使軸產(chǎn)生方向周期性變化的慣性力,這一慣性力是激起軸的橫向振動的主要原因。當主軸轉(zhuǎn)速接近或通過自身臨界轉(zhuǎn)速時,其振動會顯得異常強烈。模態(tài)分析可以確定機構(gòu)的固有頻率和振型,從而避免主軸工作時產(chǎn)生過大振動。
軸作為分析研究的對象選擇了兩種設計結(jié)構(gòu),一種是長軸結(jié)構(gòu)(見圖1),另一種是短軸結(jié)構(gòu)(見圖2)。由圖1可以看出,長軸結(jié)構(gòu)設計中的主軸屬于細長軸,長度為736mm。而第二種設計的空心短軸中軸長度顯著減小到280mm,直徑相對增大。可以看出這兩種方案中主軸結(jié)構(gòu)的形狀和尺寸都不相同,通過有限元分析可計算出結(jié)構(gòu)的模態(tài)參數(shù),對比結(jié)果判斷哪種結(jié)構(gòu)更優(yōu)。
根據(jù)實際情況,主軸工作時要受到其他部件的限制,也就是要設置相應的約束條件。軸承作為支撐主軸的部件,它的支撐剛度對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的精度、抗振能力起著決定性作用。軸承對主軸的支撐即可模擬為主軸與軸承配合部位施加彈性約束(如圖3所示),同時在主軸上端有鎖緊螺母和其他結(jié)構(gòu)限制主軸的X、Y、Z向自由度。
軸承支撐參數(shù)的識別有多種方法,如傳遞函數(shù)法、直接法等,本文利用已有經(jīng)驗公式計算角接觸軸承的剛度。主軸軸承采用定位預緊方式,在已知預緊力的情況下,可近似求得角接觸球軸承的徑向剛度Kr:
按照已知的參數(shù)對主軸的有限元前處理進行設定,根據(jù)約束條件施加彈性約束,為了考慮轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)時離心應力的影響需要給主軸設定一個轉(zhuǎn)速,即帶預應力的結(jié)構(gòu)模態(tài)分析。分析得到兩種結(jié)構(gòu)主軸的前3階模態(tài)結(jié)果如表1、表2所示。
由表1和表2可知,長軸的臨界轉(zhuǎn)速遠小于空心短軸的臨界轉(zhuǎn)速。加工時的轉(zhuǎn)速在3000r/min,空載轉(zhuǎn)速為3500r/min,而長軸的低階臨界轉(zhuǎn)速是3180r/min和3192r/min,由此可知,長軸加工時可能會發(fā)生較大振動,而短軸的臨界轉(zhuǎn)速遠大于實際轉(zhuǎn)速,避免了產(chǎn)生共振的可能。
2、主軸諧響應分析
諧響應分析是研究物體受到一定頻率范圍內(nèi)激振力時產(chǎn)生的變形和應力變化情況,研究對象主軸所受到的約束條件與模態(tài)分析相同,施加載荷為60N·m的轉(zhuǎn)矩。分別以長軸和短軸前端一點進行位移變形的數(shù)據(jù)采集,采樣間隔4Hz,在轉(zhuǎn)矩載荷0Hz~80Hz試驗區(qū)間均勻得到20個采樣點。采樣頻率處的計算數(shù)據(jù)連接成如圖4、圖5所示的曲線,可以分析主軸在該頻率區(qū)間受載荷下的變形情況。
3、結(jié)論
本文在模態(tài)分析過程中考慮了軸承的支撐剛度,并將主軸旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心應力作為預應力,求解得出所設計主軸的低階固有頻率和振型。對比結(jié)果顯示空心短軸的動力學特性比長軸的更好。本文還對其做了諧響應分析,結(jié)果表明在一定頻率變化的正弦力作用下空心短軸結(jié)構(gòu)的受力變形更小,這也與模態(tài)分析的結(jié)果相吻合。
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