消失模数控加工论文范文

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消失模数控加工论文

1本体机构有限元分析

1.1机架结构静力学分析（1）材料选取与有限元模型的建立机架采用GB/T3094-2000里的冷拔异型钢管，材料为Q235A钢。其主要性能参数如下：抗拉强度σb=375MPa，屈服强度σs=235MPa，弹性模量E=2.1×1011Pa，泊松比μ=0.25，密度ρ=7850kg/m3[3]。为了适应有限元计算，必须本体机构机架进行简化处理，略去许多不影响床身刚度的细微结构（如小倒角，小圆弧，小凸台，安装螺纹孔等）。计算立柱，床鞍，主轴箱等构件的重量并将上述重量均作为作用在床身上的附加质量处理，即在相应坐标位置创建质量单元模拟其质量，或者作为作用在床身上的附加载荷处理。简化后的模型如图2所示。本次网格划分方式同上述Y轴有限元网格划分方式。共得到18135个单元，75404个节点。划分结果如图3所示。（2）约束及载荷条件设置机架通过地脚螺钉与地基固定，简化为在地脚螺钉面上加全约束以达到约束的目的。机架受到的外力为运动系统的重力，运动系统工作时的反作用力，收到切削力作用时的扭矩。（3）有限元结果分析机架的变形对于运动系统的准确定位与安装以及精确加工来说影响较大，设计时比较关心。由图4可知，最大变形主要发生在上端横梁的两支撑腿之间，最大变形量为0.077287mm，这是因为上端横梁的钢管内无加强筋加固，这样就造成其抗弯和抗扭能力稍微薄弱。应力最大处发生在机架上端横梁中部上，大小为8.0461MPa，远小于材料的屈服强度值。综上，机架的最大应变和应力都发生在上方横梁处，但是各自的值都很小，都在企业机床标准允许的误差范围以及材料的屈服强度范围之内，故此可知机架的结构刚度和强度都能满足机床的正常使用要求。

1.2机架模态分析对于长期承受动力载荷的结构部件，一般需对其进行模态分析。因为模态分析不仅可以评价该结构的动态特性，还能够清楚认识该结构振动的形态，并了解其阻尼分布情况，进而提前避免可能会引起的共振。由于机架是一个连续体，质量和弹性是连续分布的，所以，应具有无穷多个自由度，也就有无穷多阶模态。由于激振力的频率一般都不太高，因而，只有最低阶的几阶频率才有可能与本体机构机架频率接近或重合产生共振。高阶模态的频率已高于可能出现的激振频率，一般不可能产生共振，对于加工质量的影响不大，所以只研究最低阶的几阶模态。本次研究对机架的前四阶模态进行了研究，其振型云图见图5。由上图5可以看出，一阶振型的共振频率是53.49Hz，大于35.35Hz的数控机床最低设计安全频率。一阶振型越高，本体机构机架的刚性越好。故此可知机架的设计能满足机床的使用要求[5]。

2运动系统设计及有限元分析

与普通数控机床的运动系统相比，消失模数控加工运动系统具有自己的特点，由于消失模加工的切削力较小，一般为10~50N左右，而且工件表面加工质量高，因而切削刀具转速很高，这就要求运动系统的重量要小，以便减小惯性力[6]。故此本次研究对运动系统采用轻量化结构设计，通过有限元分析指导其结构优化与设计。

2.1运动系统结构设计在运动系统的设计上，采用龙门式大跨度结构，具有5个运动轴，如图6所示，双X轴、单Y轴以及单Z轴均为丝杠传动，C轴固定于Z轴下方，A轴固定于C轴上。

2.2运动系统主承载轴有限元分析在消失模数控加工成形设备的运动系统中，Y轴的直线运动单元属于运动部件，Z轴单元是Y轴单元的负载，而X轴作用于主体机构机架上，故Y轴是运动系统的主承载轴。为满足加工精度的要求，Y轴的基座必须具有足够的刚度。而Y轴作为运动部件，为了降低惯性力需要降低自身重量。因此，主承载轴Y轴设计时，加入带孔的筋板以加强横梁的刚度，其不仅满足了使用性能，而且达到了减重的目的。对于运动系统主承载轴Y轴的结构，在切削加工时，通常会产生些许变形，这对于机床的加工精度非常不利。为此在设计运动系统时就需要合理布置横梁加强筋及截面导轨的布置方式。为了能够更好进行运动系统主承载轴结构轻量化设计，采用有限元方法进行结构的优化是很必要的。

2.2.1主承载轴结构静力学分析（1）材料选取及有限元模型的建立考虑到轻量化设计要求，运动系统主承载轴Y轴也采取Q235A钢，其主要性能参数如1.1。本次研究对主承载轴Y轴的机械结构进行几何建模，建模过程中做了相应的结构简化，如忽略过渡圆角、螺纹孔以及直径小于10mm孔等处，建立好的几何模型如图7所示。网格划分运用的是四面体与六面体结合的自动网格划分方式，并且采用了局部细化网格的方法来划分，得到28313个单元，63153个节点。建立好的有限元模型如图8所示。（2）边界条件设置及加载对主承载轴Y轴的有限元模型施加了如下的边界条件及载荷：考虑到运动系统的重力，施加了重力加速度条件；对主承载轴Y轴的底部施加了固定约束；考虑到主承载轴Y轴会在移动时产生加速度，对整个结构施加了最大为0.5mm/s的加速度载荷；Z轴通过滑块固定于Y轴侧面，Z轴和双摆头的重量对Y轴产生了力矩，故此对Y轴施加了力矩载荷。（3）有限元结果分析如图9所示主承载轴Y轴的最大变形量为0.025454mm，发生在主承载轴Y轴正中间靠前面的部位。最大变形值在企业机床标准允许的误差范围之内。主承载轴Y轴的最大主应力为4.091MPa，发生在主承载轴Y轴与Z轴的连接部位。最大应力值小于Q235A材料的屈服强度235MPa。由上可知，在静态受力分析中，受自重和Z轴重力对主承载轴Y轴的作用，最大应力点和最大变形处都处于主承载轴Y轴与Z轴连接处，这是因为主承载轴Y轴在中间部位受到来自Z轴的扭转力矩的缘故。综上，Y轴的最大变形和最大主应力都在允许范围内，故此其结构的刚度和强度皆能满足机床的使用要求和许用条件。

2.2.2主承载轴模态分析由图10看出，一阶振型的共振频率是95.882Hz，大于35.35Hz的数控机床最低设计安全频率。一阶振型越高，主承载轴Y轴的刚性越好。其次由于在高速切削设备中，主承载轴Y轴的振动模态相对位移量的大小主要影响到加工精度，所以要求主承载轴Y轴的振动模态相对位移量小。计算结果显示主承载轴Y轴的变形量非常小，对加工精度的影响微乎其微[5]。

3小结

（1）本次设计的本体机构机架在静力学（刚度、强度）方面均安全、可靠，动力学模态分析结果显示机架在工作状态下可能出现的振型值很小，故此其结构设计完全能满足该设备的使用要求。（2）本次采用轻量化设计的运动系统主承载轴在结构静力学和动力学模态分析方面皆能满足该设备运动系统的使用要求和许用条件。（3）本文的研究结果为消失模数控加工成形设备的整体机械结构设计提供了有效的理论依据。

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