立式車床立柱結構優化設計*

蔣國生

(永州職業技術學院，湖南 永州 425000)

1 引言

在立式車床和各組成部分中，立柱起著關鍵部件的作用，并與整機性能有著密切的關系。對機床主要零部件進行有限元分析，并優化零部件結構的設計。東南大學和無錫機床股份有限公司對內圓圓磨床M2120A立柱結構進行有限元分析，得到立柱前幾階的固有頻率和振型，分析立柱的內部筋板布置對結構動態特性的影響［1］。張海偉利用動態實驗分析和理論模型分析兩種方法對臥式加工中心的動態性能進行了分析，通過實驗測試數據與理論計算結果對比分析，驗證了理論模型的合理性，找出了機床的薄弱環節，并進行結構優化。優化后分析結果證明，機床結構的最大變形值都相應降低［2］。陳慶堂運用工程軟件ANSYS的優化設計模塊，根據立柱的實際工況及機床零件加工精度要求，在參數化建模及結構應力分析基礎上，對XK713數控銑床軸箱結構以減輕重量為目標進行優化設計。通過優化設計及分析，立柱結構重量減輕了23.2%，三個方向上的剛度和應力得到了合理的分布［3］。不僅大大提高了立柱的動態性能，而且節省了材料，降低了生產成本［3］。筆者采用科學計算和實際經驗相結合的方法，類比同類車床立柱的結構，并依據有限元分析的數據，對該立柱結構進行優化。

2 立柱結構優化設計方法

2.1 參數化有限元模型

建立準確可靠的結構有限元計算模型，是一項極為重要的工作，它直接關系到計算結果的正確與否。但實際工程問題往往非常復雜，結構形狀、支承邊界、載荷等存在各種可能，因此要求在建立計算模型的過程中進行必要的簡化，然而這種簡化的結果，使得計算模型只能近似地反映工程實際問題，或者說計算模型在不同程度上都具有一定的近似性。結構有限元法分析結果的準確性很大程度上受到所建模型準確性的影響。通過觀察FWL-8零件圖發現，立柱屬于焊接件，有許多圓角、工藝孔、螺孔。如果根據實際情況將這些實體特征在SolidWorks2009中進行造型，勢必增加有限元計算量。最終建立的立柱結構模型，如圖1所示。

圖1 修改后的立柱模型

2.2 結構優化設計

以立柱結構為研究對象，保證減重后立柱的強度和剛度不變，固有頻率不降低。經分析，提出以下幾種減重方案。

(1)現有結構的有限元分析結果。本課題減重方案的主體思想是根據現有應力集中情況，在某些應力集中處適當加強;對于位移梯度變化較大的位置適當加強，反之適當減弱。

(2)類比同類產品的立柱結構。同類車床產品有FW-6等型號，以及參考國外先進設備的立柱的結構形式，包括隔板的位置、數目、角度，筋板的截面形狀、截面積、傾斜角度等。

(3)合理地減薄壁板厚度以及去掉部分材料。本課題研究的立柱由于原始設計過于保守，可適當地減薄壁板厚度，或者去掉部分筋板。

2.3 減小壁板和筋板的厚度

(1)減小壁板厚度 原始的立柱設計較為保守，應力分析時，安全系數超過30。通過SolidWorks2009平臺對立柱的三維模型進行修改，以達到在保證剛度和強度的情況下盡可能多的降低立柱的質量。圖2所示即為原始立柱壁板草圖的相關尺寸。在此對立柱的壁板厚度進行局部修改，并重新建模，修改完畢的尺寸如圖3所示。從修改后的壁板草圖可以看出，壁板厚度從原來的30 mm減小到25 mm，減薄了5 mm。尺寸的修改主要是內部尺寸修改，外部尺寸保持不變，有利于建模和外部形狀不變。

圖2 原始的壁板草圖

圖3 修改后的壁板草圖

(2)減小筋板厚度 由于筋板使用了較為優化的“米”字形結構，其強度和剛度都較高，并且從ANSYS10.0中分析中，也得出了設計過分保守的結果，所以可減小筋板厚度，從而減小質量，如圖4所示。壁板和筋板厚度的減小后，立柱整體質量也較小，如表1所列。

圖4 減小圓筒的厚度

表1 立柱重量對比 /kg

2.4 增大導軌的接觸面

由于車床高速加工時，立柱所受的力較大，約為50 000 N。增大導軌的接觸面，一方面能降低對鑲鋼導軌作用與立柱的壓強;另一方面能使立柱受迫振動的頻率降低，發生共振的可能性降低，減少噪音，如圖5所示。

圖5 增大導軌接觸面部位示意圖

原始設計圖中，A1面積為100×1 790=179 000 mm2;A2面積為160×1 790=286 400 mm2;A3面積為100×1 790=179 000 mm2;其中，A1受力F1=25 000 N;A2受力F1=12 500 N;A3受力F1=12 500 N。

改進后立柱結構數據，A1面積為120×1 790=214 800 mm2;A2面積為160×1 790=286 400 mm2;A3面積為120×1 790=214 800 mm2;其中，A1受力F1=25 000 N;A2受力F1=12 500 N;A3受力F1=12 500 N。

2.5 增大壁板和筋板上的通孔

在壁板和筋板能正常使用的情況下，可增加通孔大小，從而減輕重量，將通孔大小從220 mm×150 mm增大到220 mm×160 mm，總量又從8 462 kg減到了7 761 kg，優化的質量有1 327 kg，達到了14.6%。

3 有限元分析

為了分析改進后立柱結構性能的變化，下面對新的立柱結構進行有限元分析。將新的立柱結構模型導入ANSYS10.0進行靜力分析，各種云圖如圖6～9所示。應力和最大位移對比統計，如表2所列。

6 節點等效應力Von Mises分布云圖

圖7 X、Y方向形變云圖

圖8 Z方向形變云圖

圖9 結構總變形Translation USUM云圖

表2 應力和位移對比統計

修改后，立柱結構大部分區域安全系數N=σs÷σmax=235÷11.6=20，安全系數雖然還較大，但是由于結構總變形量開始變大，所以不能單單為了強度而忽略了剛度。此設計能滿足工作的實質要求。

4 結語

介紹了結構優化的基本思想和方法，在保證原有結構的基礎上減小了壁板和筋板的厚度，通過運用增大導軌的接觸面積以及增大壁板和筋板上通孔的方法，達到優化結構、減輕重量的要求。通過再次建立三維實體模型，利用Ansys10.0軟件進行有限元分析，分析其形變和應變的特點，并與原模型進行比較，最終確定優化方案。

［1］ 陳慶堂.基于ANSYS的數控銑床主軸箱優化設計［J］.莆田學院學報，2008(5):5-25.

［2］ 湯文成，易 紅.板厚對機床床身動態特性的影響［J］.制造技術與機床，2007(3):8-12.

［3］ 王艷輝，伍建國，繆建成.精密機床床身的模態分析與結構優選［J］.機械設計與制造，2005(3):8-16.