王 瑋 黨建華

（1. 寶雞文理學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院 陜西寶雞 721016；2. 西安中科微精光子制造科技有限公司 西安 710100）

現(xiàn)代制造業(yè)的快速發(fā)展，對加工機(jī)床的動態(tài)性能提出了越來越高的要求，近年來國內(nèi)外對機(jī)床結(jié)構(gòu)動態(tài)設(shè)計(jì)方面都開展了大量的研究。劉鴻雁等人以加工中心進(jìn)給系統(tǒng)及工作臺為研究對象，建立了進(jìn)給系統(tǒng)的有限元模型，利用 ANSYS Workbench軟件進(jìn)行了分析，以提高工作臺的固有頻率為優(yōu)化目標(biāo)進(jìn)行了工作臺的尺寸優(yōu)化[1]。李小彭等人在高速臥式加工中心動態(tài)設(shè)計(jì)時，通過動態(tài)測試的方法獲得導(dǎo)軌結(jié)合面的特性參數(shù)并將其應(yīng)用到數(shù)字仿真模型中，提高了模型的精度；在加工中心的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)過程中，對主要部件的拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)，提高了加工中心的靜動態(tài)特性[2]。韓昆、高東強(qiáng)等人以高速立式加工中心滑座為研究對象，以輕質(zhì)多孔結(jié)構(gòu)為基礎(chǔ)對原模型進(jìn)行改進(jìn)，運(yùn)用有限元分析軟件對滑座進(jìn)行靜力學(xué)分析、模態(tài)分析，通過對輕質(zhì)多孔結(jié)構(gòu)的滑座的拓補(bǔ)優(yōu)化最后提高了滑座動態(tài)性能[3]。

本文以某大型臥式加工中心滑座為研究對象，一方面，滑座作為工作臺的支承件和伺服進(jìn)給系統(tǒng)的運(yùn)動部件，其受力變形直接影響工作臺的回轉(zhuǎn)進(jìn)給和直線進(jìn)給精度，進(jìn)而影響機(jī)床的加工精度及穩(wěn)定性[4-6]；另一方面，工作臺滑座采用傳統(tǒng)的經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì), 缺乏相關(guān)動態(tài)特性分析的支撐，所以存在振動、結(jié)構(gòu)分布不合理等問題，因此有必要對臥式加工中心滑座進(jìn)行動態(tài)分析，并在此基礎(chǔ)上進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。首先建立滑座的三維模型，利用有限元軟件ANSYS Workbench對滑座結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜、動態(tài)分析，并根據(jù)分析結(jié)果完成滑座結(jié)構(gòu)的優(yōu)化。

1 靜力分析

1.1 有限元模型的建立

臥式加工中心工作臺滑座是支撐工作臺的大件，滑座中間布置有傳動裝置、夾緊裝置、軸承等結(jié)構(gòu)，本課題研究的滑座與工作臺之間，通過錐銷油缸夾緊裝置連接，可以認(rèn)為是剛性連接，工作臺滑座采用高強(qiáng)度灰鑄鐵HT250鑄造而成，零件自重753 kg，布筋型式為環(huán)形布筋，中間有輻射狀的橫筋布置，筋板厚度為25 mm，導(dǎo)軌支撐面厚度50 mm，其結(jié)構(gòu)如圖1所示。取彈性模量1.30 GPa，泊松比0.25，采用自由劃分網(wǎng)格，劃分后節(jié)點(diǎn)總數(shù)為162 321，單元總數(shù)為86 001，網(wǎng)格生成如圖2所示。

圖1 滑座結(jié)構(gòu)示意圖

圖2 滑座簡化有限元模型網(wǎng)格圖

1.2 靜力分析

根據(jù)課題研究的內(nèi)容和機(jī)床的實(shí)際工況（立柱在X軸行程中間位置、滑座在Z軸行程后端靠近極限位置、主軸箱置于Y軸下端靠近極限150mm的位置），忽略其它附件力的影響，該臥式加工中心主要承受自身重力、工作臺最大承重、切削力等，其受力情況如表1所示。

表1 臥式加工中心部件自重和負(fù)載情況

在給工作臺滑座施加載荷時，先固定工作臺滑座，對床身與滑座相連接的24個螺栓孔內(nèi)側(cè)圓柱面施加固定約束，根據(jù)表1臥式加工中心部件自重和負(fù)載情況以及圖3所示的負(fù)載情況，通過Standard Earth Gravity命令對工作臺滑座模型施加自重，以工作臺滑座回轉(zhuǎn)體安裝面為施力面，施加工作臺重力，以同樣的施力面施加最大承重G6，施加載荷后的狀況，如圖4所示。

圖3 臥式加工中心自重與負(fù)載

圖4 滑座載荷圖

按同樣的分析步驟，最后得到工作滑座的綜合變形，如圖5所示。

圖5 滑座綜合變形圖

分析綜合變形圖可知，工作臺滑座最大變形點(diǎn)在滾珠絲杠的螺母安裝座，最大變形量為0.0303mm，此種變形是和主軸最大切削抗力及絲杠傳動系統(tǒng)有關(guān)系。該變形會影響機(jī)床的幾何精度，對零件的加工精度也有直接影響，所以在設(shè)計(jì)與螺母結(jié)合面時要做強(qiáng)化處理。此外，還可以看出工作臺滑座中間一層筋腔的立筋布置數(shù)量不夠，導(dǎo)致軸承或牙盤安裝面變形較大，在后續(xù)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)中，應(yīng)該對這些問題進(jìn)行改善，以得到性能更好的結(jié)構(gòu)。

2 模態(tài)分析

加工中心滑座的動態(tài)性能反映其結(jié)構(gòu)在承受動態(tài)載荷時的抗振能力，對機(jī)床的加工精度具有重要影響。高階模態(tài)阻尼值較高，在振型分析中的作用相對較小，所以一般模態(tài)分析主要集中在對振型影響相對較大的低階模態(tài)上[7]。本文應(yīng)用 ANSYS Workbench對滑座進(jìn)行模態(tài)分析，給出了全約束狀態(tài)下的前四階模態(tài)分析結(jié)果，得到了床身前四階固有頻率及相應(yīng)振型，如圖6所示。四階模態(tài)固有頻率和振型匯總后如表2所示。

圖6 滑座前四階模態(tài)振型圖

表2 滑座前四階模態(tài)的固有頻率和振型

從工作臺滑座的前四階振型圖上可以得到如下結(jié)果：工作臺滑座的頂部一端及滾珠絲杠螺母安裝座的振動最大，床身導(dǎo)軌滑塊與工作臺滑座滑塊安裝面處與附近的筋腔體為薄弱環(huán)節(jié)，在振型上表現(xiàn)為頂部一端和絲母座的扭轉(zhuǎn)和翹動。其主要原因一方面是絲杠螺母座剛度不足，另一方面是滑座頂部一端的筋腔或立筋設(shè)置不夠合理，需要加強(qiáng)。

3 結(jié)構(gòu)的優(yōu)化

試制機(jī)工作臺滑座的絲母安裝座、牙盤安裝面均為薄弱環(huán)節(jié)，在不改變其結(jié)構(gòu)的情況下，對試制機(jī)的薄弱環(huán)節(jié)進(jìn)行設(shè)計(jì)優(yōu)化，經(jīng)過對滑座的反復(fù)設(shè)計(jì)建模與分析，擬定如下最優(yōu)方案：

在床身空間允許的情況下，增加了絲母安裝座的厚度及兩側(cè)筋板的厚度，并且在牙盤安裝面的底部薄弱環(huán)節(jié)增加一條25 mm厚的立筋，具體改動結(jié)構(gòu)如圖7所示。

圖7 滑座優(yōu)化結(jié)構(gòu)三維模型

由8圖可知，定型機(jī)方案的工作臺滑座最大變形位置與試制機(jī)一致，最大變形量減少了 10.7%，對工作臺滑座減小最大變形的優(yōu)化的目標(biāo)得以實(shí)現(xiàn)。對于應(yīng)力及前四階固有頻率的減少（第四階是增加的）是在接受范圍內(nèi)的，因此本文優(yōu)化的方向是準(zhǔn)確的，優(yōu)化方案是可行的。臥式加工中心定型機(jī)滑座前四階振型如圖9所示，其優(yōu)化前后的性能對比如表3所示。

圖8 定型機(jī)方案滑座綜合變形圖

圖9 定型機(jī)滑座前四階模態(tài)振型圖

表3 床身結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后的性能對比

4 結(jié)語

通過對試制機(jī)工作臺滑座的靜、動態(tài)特性分析，得到其在不同頻率振型下的變形，指出了結(jié)構(gòu)剛度的薄弱點(diǎn)并對原因進(jìn)行了分析。通過對滑座結(jié)構(gòu)優(yōu)化前后的力學(xué)性能對比，確定了較為合理的結(jié)構(gòu)，為該臥式加工中心整機(jī)的優(yōu)化提供了參考。