２０１０年第２期 中国农机化 Ｎｏ．２，２０１０ 总第２２８期 Ｃｈｉｎｅｓｅ Ａｇｒｉｃｕｌｔｕｒａｌ Ｍｅｃｈａｎｉｚａｔｉｏｎ Ｔｏｔａｌ Ｎｏ．２２８ 应用ＡＮＳＹＳ分析ＣＴ６１１００车床主轴的力学特性 张元成，薛智勇 （江苏省经贸技师学院，江苏连云港，２２２０００） 摘要：应用Ａｎｓｙｓ软件对ＣＴ６１１００车床主轴进行静态和模态分析，分别采用ｓｏｌｉｄ９２单元和ｓｏｌｉｄ４５单元建立有限元模型，对 主轴在工件重力和切削力载荷作用下的变形情况进行了分析，并对固有频率和对应振型进行了研究。计算结果表明，在 产品试验之前，可以预测最大应力和变形位置。根据主轴的最大变形来判断主轴的刚度是否足够。根据固有频率计算主 轴的临界转速，避开共振区域。 关键词：主轴，有限元，静力，模态一 中图分类号：ＴＨ１１４ 文献标识码：Ａ ｃｌｏｉ：１０．３９６９／ｊ．ｉｓｓｎ．１００６—７２０５．２０１０．０２．２２ 张元成，薛智勇．应用ＡＮＳＹＳ分析ＣＴ６１１００车床主轴的力学特性［Ｊ］．中国农机化，２０１０，（２）：８３～８５ ＺＨＡＮＧ Ｙｕａｎ—ｃｈｅｎｇ，ＸＵＥ Ｚｈｉ—ｙｏｎｇ．Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ ｐｒｏｐｅｒｔｉｅｓ ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ ＣＴ６１ １００ ｌａｔｈｅ ｓｐｉｎｄｌｅ ｂｙ ＡＮＳＹＳ［Ｊ］．Ｃｈｉｎｅｓｅ Ａｇｒｉ— ｃｕｌｔｕｒａｌ Ｍｅｃｈａｎｉｚａｔｉｏｎ，２０１０，（２）：８３～８５ ０前言 １ 主轴的结构 重型加工车床ＣＴ６１ １００主要用来加工大直径盘类 ＣＴ６１１００结构简图如图１所示。该机床主轴采用 和轴类零件。其中主轴单元是机床的重要部件之一。 ３支撑结构，其中前支撑采用双列圆柱轴承，承受径向 主轴的性能对机床的整体性能的影响很大，为使机床能 力，推力轴承承受轴向力。中间支撑和后支撑采用圆 安全可靠的工作，其结构必须具有良好的动静态特性。 柱滚子轴承轴承和带内锥孔的轴承承受径向力。主轴 故对其进行动力学分析可以提高整个机床的设计效率， 旋转的动力主要通过齿轮传递过来，根据主轴电机的 缩短开发周期，降低开发成本，提高机床工作安全和可 功率 ２２ｋＷ ，由公式Ｔ： ，由公式＝ ，可以得到转矩Ｔ，可以得到转矩＝ ： 靠性。可以在设计阶段尽可能提高主轴的力学特性。 结构的力学特性分析常用两种方法：经验公式法 １１１２Ｎｍ。可以推导出主轴所承受的切向力Ｆ ＝ 和有限元法。特别是对大型复杂零部件使用有限元法 １１１２０Ｎ，径向力Ｆ ＝４０４７Ｎ。 具有精度高，适应性强以及计算格式规范等优点。其 ．ＩＴ 酬一，一口ｌ Ｈ 嘲 ？ｒ 可以进行静力学和模态分析，如果能够很好的控制单 元类型和有限元模型，以及边界条件，可以得到更加准 ］０『 Ｉｌ２ ｊ确的分析结果。有限元软件也很多，根据各个行业的 Ｉ 不同特点有针对性的有限元软件。其中Ａｎｓｙｓ是一个 ＼ 讴 大型通用有限元分析软件，包括：对结构进行线性和非 线性分析、静态和动态力学特性分析，电磁分析，流体 ｌ ２ ３ ４ ５ 分析，优化设计，接触分析等功能。 图１ 主轴简化结构图 本文以ＣＴ６１１００车床主轴为分析对象，通过有限元模 １．后支撑轴承２．主轴３．中间支撑轴承 型的建立，得到主轴在复杂工况下的线性静态力学特性。 ４．推力轴承５．前支撑轴承 对主轴模态分析，了解其动态特』生，确定主轴的振动特性 ２有限元建模 即固有频率和振型，从而可以判断主轴转速的是否合理。 这些结果可指导主轴的设计，提高机床的加工精度。 主轴采用三维实体造型软件和Ａｎｓｙｓ软件分别建 收稿日期：２０１０年３月２日 张元成，男，１９５６年生，江苏省经贸技师学院高级工程师，高级讲师；研究方向为机械设计与制造。 薛智勇，男，１９７６年生，硕士研究生，江苏省经贸技师学院讲师；研究方向为ＣＡＤ／ＣＡＭ技术。 中国农机化 ２０１０年 立模型。通过ＵＧ软件建立几何模型后导人到Ａｎｓｙｓ 中，选用四面体自由分网技术，采用ｓｏｌｉｄ９２单元类型， 完成有限元模型的建立。在Ａｎｓｙｓ建立几何模型使用 ｓｏｌｉｄ４５单元类型，选用六面体映射分网技术，得到更精 确的有限元模型。通过两种分网技术对比分析结果， 从而能了解不同单元类型模型对分析的准确性。材料 选择４５钢的弹性模量和泊松比。分网结束后，对主轴 进行加载，如图２所示，根据工况，在前支撑的节点上 约束 、 和 ：方向的自由度，后支撑和中间支撑约 束 和 方向的自由度。加载完成后图中显示 。齿 轮和主轴连接传动部分的节点加载Ｆ 和Ｆ ，Ｆ 径向力 经过换算成压强Ｐ均布在所选单元处，加载完成后如图 显示Ｆ和ＰＲＥＳ ２３００００。根据机床设计参数，能加工的 零件最大重量为３吨，根据这个工况，在主轴的右端中心 部位建立一个质量单元ｍａｓｓ２１，主轴的端面的节点和中 心质量单元建立ｒｉｇｉｄ刚性单元连接，同时给质量单元加 载切削扭矩。整个主轴的重量和质量单元重力加速度 由于方向与Ｙ方向相反，所以取一９．８。这样整个主轴 的载荷设置结束，见图２主轴边界条件和载荷。 图２主轴边界条件和载荷 ３静态特性分析 对四面体有限元模型和六面体有限元模型分别进 行了静力分析。两种情况下的位移和应力基本一致。 下面列出了六面体网格的分析结果。 如图３主轴的变形图所示，最大变形量为０．５２× １０～ＩＹＩＩＴＩ，位置在右端端面位置。此处位移最大。 主轴 、Ｙ、ｚ方向总位移，最大位移量为０．５２ Ｘ １０一ｍｍ，位置和变形图上的一致。发生在右端端面 处，如图４所示。 主轴的应力云图反映主轴上各个单元的受力情况。 从图５冯塞斯应力云图可以看到，ＳＭＸ＝０．５７２×１０ Ｐａ， 远远小于材料的许应弯曲应力，最大应力的位置发生在 主轴与支撑端面相交的截面上。此处受力最大。 结果显示所受到最大应力都小于材料的许应应 力，并且四面体和六面体分析的最大应力和位移的位 置一致，在安全边界内。根据图５的位移图可知，主轴 最大的位移为０．Ｏ０５２ｍｍ，位于主轴卡盘连接的端面 处，远远小于机床设计手册推荐的值，可以判断主轴刚 度足够用。 图３六面体网格Ｄｅｆｏｒｍｅｄ ｓｈａｐｅ图形 图４六面体网格节点Ｄｉｓｐｌａｃｅｍｅｎｔ ｖｅｃｔｏｒ ｓｕｍ图形 图５六面体网格节点Ｖｏｎ ｍｉｓｓ ｓｔｒｅｓｓ结果图形 ４模态特性分析 四面体网格分析的前５阶固有频率如表１所示。 表１ 固有频率计算结果（单位：Ｈｚ） 六面体网格分析的前５阶固有频率如表２所示。 前５阶振型图如图６～图１０所示。 第２期 张元成等：应用ＡＮＳＹＳ分析ＣＴ６１１００车床主轴的力学特性 表４两种网格分析频率结果对比（单位：Ｈｚ） ｌｌ８５ 表２六面体固有频率计算结果（单位：Ｈｚ） ５ 结论 图６六面体１阶振型 图７ 六面体２阶振型 在进行切削加工时，主轴与第一支撑端面相交处， 产生的应力最大，主轴转动时，此处承受交变循环应力 作用，易产生疲劳破坏，所于结构上应该强化处理。 机床主轴在切削力和传动力作用下最大变形在主 图８六面体３阶振型 图９六面体４阶振型 轴右侧端面处，变形量为０．Ｏ０５２ｍｍ，因此主轴变形对 机床加工中所产生的工件误差而言影响很小。 在建立有限元模型的基础上，对大型车床主轴最 危险工况下的静力分析，可以得到主轴的位移变形，从 而根据变形量的大小判断主轴的刚度是否足够。根据 图１０六面。体５阶振型 模态分析的结果得到固有频率，可以计算主轴的临界 转速。从这个分析结果可以看到。主轴的有效转速远 远小于临界转速。避开共振区域。对主轴进行有限元 分析可以优化主轴的结构，提高产品开发的效率。 参考文献 结果表明：不管是四面体或六面体网格模型，分析结 果的每阶振型都一致。２、３阶振型和固有频率基本一致， 结果可以视为特征值重根，振型相互正交。４阶和５ 阶振型和固有频率也是同样重根。两种模型分析结果差 值很小，尤其是低阶固有频率计算中，采用四面体或六面 体单元对固有频率来说影响很小。如表３和表４所示。 表３两种网格模态分析的比较（单位：Ｈｚ） ［１］刘国庆，杨庆东．ＡＮＳＹＳ工程应用教程一机械篇［Ｍ］．北 京：中国铁道出版社，２００３． ［２］吴国华．金属切削机床［Ｍ］．北京：机械工业出版 社，１９９９． ［３］Ｃａｏ Ｙｕｚｈｏｎｇ．Ａ Ｇｅｎｅｒａｌ Ｍｅｔｈｏｄ ｆｏｒ ｔｈｅ Ｍｏｄｅｌｉｎｇ ｏｆ Ｓｐｉｎｄｌｅ Ｂｅａｒｉｎｇ Ｓｙｓｔｅｍｓ［Ｊ］．Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｄｅｓｉｇｎ，２００４： １０８９～１１Ｏ４． ［４］Ｗ．Ｒ．Ｗａｎｇ，Ｃ．Ｎ．Ｃｈａｎｇ．Ｄｙｎａｍｉｃ Ａｎａｌｙｓｉｓ ａｎｄ Ｄｅｓｉｇｎ ｏｆ ａ Ｍａｎｃｈｉｎｅ Ｔｏｏｌ Ｓｐｉｎｄｌｅ—Ｂｅａｒｉｎｇ Ｓｙｓｔｅｍ［Ｊ］．Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ ａｎｄ Ａ— ｃｏｕｓｔｉｃｓ，１９９４，１１６：２８０～２８５． Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｐｒｏｐｅｒｔｉｅｓ Ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ ＣＴ６ １ １ ００ Ｌａｔｈｅ Ｓｐｉｎｄｌｅ ｂｙ ＡＮＳＹＳ ＺＨＡＮＧ Ｙｕａｎ—ｃｈｅｎｇ，ＸＵＥ Ｚｈｉ—ｙｏｎｇ （Ｊｉａｎｇｓｕ Ｕｎｉｏｎ Ｔｅｃｈｎｉｃａｌ Ｉｎｓｔｉｔｕｔｅ，Ｌｉａｎｙｕｎｇａｎｇ，２２２０００，Ｃｈｉｎａ） Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｕｎｄｅｒ ｔｈｅ ｗｏｒｋｐｉｅｃｅ ｇｒａｖｉｔｙ ａｎｄ ｔｈｅ ｃｕｔｔｉｎｇ ｆｏｒｃｅ ｏｆ ｌｏａｄ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎｓｔｈｅ ｓｔａｔｉｃ ａｎｄ ｍｏｄａｌ ａｎａｌｙｓｉｓ ａｒｅ ｍａｄｅ ｂｙ ＡＮＳＹＳ ｆｏｒ ｔｈｅ ｓｐｉｎ— ，ｄｌｅ ０ｆ ｔｈｅ ＣＴ６ １ １ ００ ｔｙｐｅ ｌａｔｈｅ ｍｏｄｅｌ ｉｓ ｃｒｅａｔｅｄ ｂｙ ｔｈｅ ｓｏｌｉｄ９２ ｏｒ ｓｏｌｉｄ４５．Ｔｈｅ ｒｅｓｕｌｔｓ ｓｈｏｗ ｔｈａｔ，ｂｙ ｂｅｆｏｒｅ ｔｈｅ ｔｅｓｔｉｎｇ ｔｈｅ ｍａｃｈｉｎｅ ｔｏｏ１ｉｔ ｉｓ ．ｐｏｓｓｉａｂｌｅ ｔｏ ｐｒｅｄｉｃｔ ｌｏｃａｔｉｏｎ ｏｆ ｍａｘｉｍｕｍ ｓｔｒｅｓｓ ａｎｄ ｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎ．Ａｃｃｏｒｄｉｎｇ ｔｏ ｔｈｅ ｓｐｉｎｄｌｅ ｏｆ ｍａｘｉｍｕｍ ｄｅｆｏｒｍａｔｉｏｎ，ｄｅｔｅｒｍｉｎｅ ｔｈｅ ａｄｅｑｕａｃｙ ｏｆ ｔｈｅ ｓｔｉｆｆｎｅｓｓ ｏｆ ｓｐｉｎｄｌｅ．Ｃａｌｃｕｌａｔｅ ｔｈｅ ｓｐｉｎｄｌｅ ｃｒｉｔｉｃａｌ ｓｐｅｅｄ ｗｉｔｈ ｔｈｅ ｎａｔｕｒａｌ ｆｒｅｑｕｅｎｃｙ ｔｏ ａｖｏｉｄ ｔｈｅ ｒｅｓｏｎａｎｃｅ ｒｅｇｉｏｎ． Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ｓｐｉｎｄｌｅ；ｆｉｎｉｔｅ ｅｌｅｍｅｎｔ ａｎａｌｙｓｉｓ；ｓｔａｔｉｃ ａｎａｌｙｓｉｓ；ｍｏｄａｌ ａｎａｌｙｓｉｓ
