簡單分析電主軸系統(tǒng)的有限元
引言高速精工機床電主軸的動態(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(zhì)量和精度 近年來 國內(nèi)外學(xué)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精工機床主軸部件進行動力學(xué)分析 驗證精工銑床主軸系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)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(xué)模型 并對高速精工機床主軸系統(tǒng)進行了模態(tài)和諧響應(yīng)分析[2]Lin 利用有限單元法建立電主軸的動力學(xué)模型 結(jié)合熱效應(yīng)的作用 通過動力學(xué)模型預(yù)測熱預(yù)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(jié)構(gòu)設(shè)計的合理性以及諧響應(yīng)分析得到主軸剛度 驗證主軸剛度是否滿足設(shè)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(jié)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(jié)點 通過三維實體單元和彈簧阻尼單元相結(jié)合的方式 建立主軸系統(tǒng)動力學(xué)模型 模型相關(guān)參數(shù)設(shè)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(jié)點及其對 應(yīng)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(jié)點的 X 和Z 方向 約束 66489 66492 結(jié)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(yīng)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 精工縱切機床主軸系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計合理2.2 主軸諧響應(yīng)分析在主軸端面第 24967 號結(jié)點施加大小為 1000N 的軸向激振力 結(jié)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(yīng)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(yīng)也較大 主軸軸向響應(yīng)在 825.89Hz 時達到****** 此時的振幅為， 精工縱切機床主軸的動剛度為 3.3N/m 滿足主軸剛度的設(shè)計要求結(jié)論通過建立精工縱切機床的 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 遠小于機床主軸最高轉(zhuǎn)速 8000 r/min 對應(yīng)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(jié)構(gòu)設(shè)計的合理性 通過對主軸系統(tǒng)進行諧響應(yīng)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(shè)計要求 本文由海天精工文章整理發(fā)表，文章來自網(wǎng)絡(luò)僅參考學(xué)習(xí)，本站不承擔任何法律責任。http://m.bjknl.com加工中心、鉆攻中心專業(yè)制造