消失模數控加工論文范文

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1本體機構有限元分析

1.1機架結構靜力學分析（1）材料選取與有限元模型的建立機架采用GB/T3094-2000里的冷拔異型鋼管，材料為Q235A鋼。其主要性能參數如下：抗拉強度σb=375MPa，屈服強度σs=235MPa，彈性模量E=2.1×1011Pa，泊松比μ=0.25，密度ρ=7850kg/m3[3]。為了適應有限元計算，必須本體機構機架進行簡化處理，略去許多不影響床身剛度的細微結構（如小倒角，小圓弧，小凸臺，安裝螺紋孔等）。計算立柱，床鞍，主軸箱等構件的重量并將上述重量均作為作用在床身上的附加質量處理，即在相應坐標位置創建質量單元模擬其質量，或者作為作用在床身上的附加載荷處理。簡化后的模型如圖2所示。本次網格劃分方式同上述Y軸有限元網格劃分方式。共得到18135個單元，75404個節點。劃分結果如圖3所示。（2）約束及載荷條件設置機架通過地腳螺釘與地基固定，簡化為在地腳螺釘面上加全約束以達到約束的目的。機架受到的外力為運動系統的重力，運動系統工作時的反作用力，收到切削力作用時的扭矩。（3）有限元結果分析機架的變形對于運動系統的準確定位與安裝以及精確加工來說影響較大，設計時比較關心。由圖4可知，最大變形主要發生在上端橫梁的兩支撐腿之間，最大變形量為0.077287mm，這是因為上端橫梁的鋼管內無加強筋加固，這樣就造成其抗彎和抗扭能力稍微薄弱。應力最大處發生在機架上端橫梁中部上，大小為8.0461MPa，遠小于材料的屈服強度值。綜上，機架的最大應變和應力都發生在上方橫梁處，但是各自的值都很小，都在企業機床標準允許的誤差范圍以及材料的屈服強度范圍之內，故此可知機架的結構剛度和強度都能滿足機床的正常使用要求。

1.2機架模態分析對于長期承受動力載荷的結構部件，一般需對其進行模態分析。因為模態分析不僅可以評價該結構的動態特性，還能夠清楚認識該結構振動的形態，并了解其阻尼分布情況，進而提前避免可能會引起的共振。由于機架是一個連續體，質量和彈性是連續分布的，所以，應具有無窮多個自由度，也就有無窮多階模態。由于激振力的頻率一般都不太高，因而，只有最低階的幾階頻率才有可能與本體機構機架頻率接近或重合產生共振。高階模態的頻率已高于可能出現的激振頻率，一般不可能產生共振，對于加工質量的影響不大，所以只研究最低階的幾階模態。本次研究對機架的前四階模態進行了研究，其振型云圖見圖5。由上圖5可以看出，一階振型的共振頻率是53.49Hz，大于35.35Hz的數控機床最低設計安全頻率。一階振型越高，本體機構機架的剛性越好。故此可知機架的設計能滿足機床的使用要求[5]。

2運動系統設計及有限元分析

與普通數控機床的運動系統相比，消失模數控加工運動系統具有自己的特點，由于消失模加工的切削力較小，一般為10~50N左右，而且工件表面加工質量高，因而切削刀具轉速很高，這就要求運動系統的重量要小，以便減小慣性力[6]。故此本次研究對運動系統采用輕量化結構設計，通過有限元分析指導其結構優化與設計。

2.1運動系統結構設計在運動系統的設計上，采用龍門式大跨度結構，具有5個運動軸，如圖6所示，雙X軸、單Y軸以及單Z軸均為絲杠傳動，C軸固定于Z軸下方，A軸固定于C軸上。

2.2運動系統主承載軸有限元分析在消失模數控加工成形設備的運動系統中，Y軸的直線運動單元屬于運動部件，Z軸單元是Y軸單元的負載，而X軸作用于主體機構機架上，故Y軸是運動系統的主承載軸。為滿足加工精度的要求，Y軸的基座必須具有足夠的剛度。而Y軸作為運動部件，為了降低慣性力需要降低自身重量。因此，主承載軸Y軸設計時，加入帶孔的筋板以加強橫梁的剛度，其不僅滿足了使用性能，而且達到了減重的目的。對于運動系統主承載軸Y軸的結構，在切削加工時，通常會產生些許變形，這對于機床的加工精度非常不利。為此在設計運動系統時就需要合理布置橫梁加強筋及截面導軌的布置方式。為了能夠更好進行運動系統主承載軸結構輕量化設計，采用有限元方法進行結構的優化是很必要的。

2.2.1主承載軸結構靜力學分析（1）材料選取及有限元模型的建立考慮到輕量化設計要求，運動系統主承載軸Y軸也采取Q235A鋼，其主要性能參數如1.1。本次研究對主承載軸Y軸的機械結構進行幾何建模，建模過程中做了相應的結構簡化，如忽略過渡圓角、螺紋孔以及直徑小于10mm孔等處，建立好的幾何模型如圖7所示。網格劃分運用的是四面體與六面體結合的自動網格劃分方式，并且采用了局部細化網格的方法來劃分，得到28313個單元，63153個節點。建立好的有限元模型如圖8所示。（2）邊界條件設置及加載對主承載軸Y軸的有限元模型施加了如下的邊界條件及載荷：考慮到運動系統的重力，施加了重力加速度條件；對主承載軸Y軸的底部施加了固定約束；考慮到主承載軸Y軸會在移動時產生加速度，對整個結構施加了最大為0.5mm/s的加速度載荷；Z軸通過滑塊固定于Y軸側面，Z軸和雙擺頭的重量對Y軸產生了力矩，故此對Y軸施加了力矩載荷。（3）有限元結果分析如圖9所示主承載軸Y軸的最大變形量為0.025454mm，發生在主承載軸Y軸正中間靠前面的部位。最大變形值在企業機床標準允許的誤差范圍之內。主承載軸Y軸的最大主應力為4.091MPa，發生在主承載軸Y軸與Z軸的連接部位。最大應力值小于Q235A材料的屈服強度235MPa。由上可知，在靜態受力分析中，受自重和Z軸重力對主承載軸Y軸的作用，最大應力點和最大變形處都處于主承載軸Y軸與Z軸連接處，這是因為主承載軸Y軸在中間部位受到來自Z軸的扭轉力矩的緣故。綜上，Y軸的最大變形和最大主應力都在允許范圍內，故此其結構的剛度和強度皆能滿足機床的使用要求和許用條件。

2.2.2主承載軸模態分析由圖10看出，一階振型的共振頻率是95.882Hz，大于35.35Hz的數控機床最低設計安全頻率。一階振型越高，主承載軸Y軸的剛性越好。其次由于在高速切削設備中，主承載軸Y軸的振動模態相對位移量的大小主要影響到加工精度，所以要求主承載軸Y軸的振動模態相對位移量小。計算結果顯示主承載軸Y軸的變形量非常小，對加工精度的影響微乎其微[5]。

3小結

（1）本次設計的本體機構機架在靜力學（剛度、強度）方面均安全、可靠，動力學模態分析結果顯示機架在工作狀態下可能出現的振型值很小，故此其結構設計完全能滿足該設備的使用要求。（2）本次采用輕量化設計的運動系統主承載軸在結構靜力學和動力學模態分析方面皆能滿足該設備運動系統的使用要求和許用條件。（3）本文的研究結果為消失模數控加工成形設備的整體機械結構設計提供了有效的理論依據。

作者：劉麗敏單忠德劉豐藍盾單位：機械科學研究總院先進制造技術研究中心先進成形技術與裝備國家重點實驗室