3. 2车铣加工中心关键部件的动态特性仿真分析
在第2章基础所建立的基于多柔体系统的虚拟样机仿真模塑基础上,对进行车铣加工中心关键部件的动态特性仿真分析,对车削主轴和 铣刀主轴进行模态分析和谐响应分析,获得其各阶固有频率和最大位 移响应,为关键部件的优化设计提供参考依据。由于两个主轴的研究 方?去相似,所以本文只对铣刀主轴进行仿真分析。
加工中心的主轴一轴承系统的动态性能在很大程度上决定了机床 的加工精度水平和切削加工能力。主轴的支承无论是采用滚动轴承, 还是釆用滑动轴承,都要在对其进行必要的理论计算和有限元分析后 进行合理选择。当主轴组件选用滚动轴承作为主轴的支承时,其动态 性能的优劣将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产生切削自激振动;
(2)由于制造和装配误差引起的受迫振动,以及由于非均衡切削 力所激励的受迫振动;
(3)由于振动激发而形成的机械噪声;
(4)在起动H丨制动的过渡过程中出现不平稳和动载荷剧增的现象。 在大多数场合下,主轴轴承系统是机床主要的动态薄弱环节,也是构成自激振动的主要部件。为了提高产品的设计质量,同时也是为了 进一步提高产品的性能,很有必要对主轴系统进行理论建模和仿真分 析,以优化机床主轴系统的性能。在建立主轴一轴承系统的动力学模 型时,采用有限元分析方法,主轴部件轴承处的支承刚度是最重要的参 数之一,它直接影响动力学模型的精确度。因此讨论主轴轴承的工作 状态,对于确定主轴轴承系统的工作状态来说是非常重要的。
3. 2.1主轴模态分析
机床车削主轴和铣刀主轴都是车铣加工中心的关键部件,其动态 特性直接影响到加工精度,对其进行模态分析是非常必要的。在主轴 系统中轴承是非常重要的,传统方法常常把轴承以刚性支撑进行研究, 这种方法不是很准确。本文以弹性一阻尼的方法代替轴承的刚性支 撑,并且研究主轴考虑弹性支撑时的固有振动特性,即弹簧刚度对主轴 固有频率和谐响应的影响。它与主轴既有径向接触乂有轴向接触,表现出既有弹性又有阻尼。轴承对轴的作用力可以表示为通过弹簧一阻尼单元来代替刚性支撑,更接近实际,如图3. 1 (a) 所承,为两组弹簧一阻尼单元模型,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径向振动固有特性的影响。由于主轴的轴向刚度很大,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和阻尼的影响,利用4个同截面周向均布 的弹簧一阻尼单元模拟如图3. 1(b)所示。在每个支承处利用4个沿 圆周方向均布的弹簧阻尼单元模拟。
1.有限元模型建立
在有限元模型建立过程中,每组弹簧一阻尼单元釆用Comhinl4单 元,Combinl4单元是具有纵向特性和扭转特性的弹簧一阻尼单元。为 研究角接触球轴承对横向振动固有特性的影响,有限元分析中釆用两 组弹簧单元进行分析。对于主轴零件采用的单元为Solid 92单元。对 于主轴轴承支承部分有限元模型的建立,采用在每个圆周截面上建立 4个弹簧一阻尼单元沿圆周均布,弹簧单元的长度按照各处轴承的内 外圈半径确定。在建立有限元模型中,外圈节点利用Keypoims建立,内圈节点采用Hard PT建立,同时要保证每个弹簧单元的划分网格数目为1,这样才能够保证计算结果的正确。如果弹簧划分单元数目不 为1,分析结果将主要表现为弹簧单元的振动。所有弹簧一阻尼单元 外部四个节点限制全部自由度,前端内锥孔轴承支承内部四个节点限 制轴向自由度。
2.模态仿真结果分析
在仿真之前需要对主轴单元进行参数设置,仿真的初始条件:主轴 组件主要包括主轴、卡盘、转子、制动盘,利用GLUE命令将多个体处理 为一体,弹性模量为2. 06 x 10" kg/( m ? s2),泊松比为0? 3,密度为7800 kg/m:',前轴承刚度为2. 1 xlOx N/m,后轴承刚度支承为1.8 xl(fN/m。 其中结合处前支承限制全部自由度,后支承限制UX、UY自由度,单元大 小0.005m。从而获得主轴的前六阶固有频率及振型,如图3. 2所示。
从图3. 2(a)为弹賛一阻尼单元情况下,主轴一阶模态计算结果, 从图中看出一阶固有频率约为0,模态变形表现为主轴平动。图3. 2 (b)为主轴二阶模态计算结果,从图中看出二阶固有频率约为 601. 89Hz,模态变形表现为主轴在F方向上弯曲变形。从图3. 2(c)得出二阶固有频率约为615. 62HZ,模态变形表现为主轴转动K方向上弯 曲变形。图3. 2(d)为主轴四阶模态计算结果,从图中看出四阶固有频 率约为1011.3Hz,模态变形表现为主轴在义方向上弯曲变形。从图3.2(e)得出五阶固有频率约为1029.3HZ,主轴模态变形弯曲很大。图 3.2(f)为主轴六阶模态计算结果,从图中看出六阶固有频率约为 1079Hz,模态变形表现为主轴在X方向上弯曲变形。
在模态分析中,以弹性刚度和跨度为变化量,在ANSYS中采集多 组数据进行比较(包括刚度为无穷即为刚性),然后通过MATLAB仿真 软件利用非线性进行拟合,仿真出主轴二阶固有频率与弹簧刚度和跨 度的关系,如图3.3所示。通过上图分析可以看出,通过采用弹性支 撑,主轴的固有频率明显降低。当弹簧刚度&的取值增大时,各阶固 有频率相应增加,随着刚度的增加,固有频率逐渐趋于稳定。轴承之间 的跨度增加,固有频率增大,当达到440mm左右时固有频率达到了最 大值。
3.2.2主轴谐响应分析
车铣加工时,会有周期性的激振力作用在主轴上,当激振力频率与 系统固有频率相同时就会发生共振,这不仅不能保证车铣的加工精度,而且也会对主轴造成严重破坏。主轴动力响应是评价主轴的动态性能 的一个重要指标。为了和快速正弦扫描激振方法的试验结果相对应, 对主轴进行了谐响应分析。在主轴前端卡盘施加力200N,在200? 800Hz频率范围,采用stepped方式,分为30步,在激振点180°处拾振, 施力点的径向响应位移对频率的曲线图如图3. 4所示。弹性支承采用 刚度为心=2. 2 x 108N/m,无阻尼和有阻尼情况下进行主轴谐响应分 析。可以看出主轴在产生共振时,最大位移为4. 8pm。因此可以计算 出主轴的最小动刚度为10/4. 8 =2.08N/pm。在工程上,阻尼很复杂,阻尼比一般取〇.〇3?0.05,其中图3.5是 阻尼比为〇. 05时的谐响应图,在激振频率在低频时(小于400Hz),振 幅的大小主要取决于弹簧刚度,弹簧刚度越大,振幅越小,而在共振区, 即激振频率等于固有频率时,系统发生共振,振幅的大小受阻尼比的影 响很大,阻尼比越大,振幅越小,主轴部件的动态性能越好。
从图3. 6可以_出,轴承刚度和阻尼比越大对主轴谐响应越小,逐 渐趋于稳定。通过弹性一阻尼单元模拟轴承方法,获得主轴的固有频率和谐响应特性。主轴的固有频率随着轴承刚度的增加而增大,达到定值趋于稳定,合理的跨度对固有频率也有很大的影响,为结构优化 设计提供参考依据。主轴的谐响应与刚度和阻尼都有密切的关系,在 无阻尼时轴承的刚度越大,发生共振时的位移量越小,达到一定值趋于 稳定。轴承刚度恒定时,阻尼比越大,发生共振时的位移量越小。通过 弹性阻尼单元模拟轴承方法,对车铣加工中心主轴进行有限元仿真分 析,获得主轴的固有频率和谐响应特性,该方法对设计该产品是方便可 行的。
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