基于ABAQUS的TK13250E數(shù)控轉(zhuǎn)臺盤式剎緊機(jī)構(gòu)靜動態(tài)特性分析*

韋　超，陳　捷，潘裕斌，洪榮晶

(南京工業(yè)大學(xué) 機(jī)械和動力工程學(xué)院，南京　210009)

?

基于ABAQUS的TK13250E數(shù)控轉(zhuǎn)臺盤式剎緊機(jī)構(gòu)靜動態(tài)特性分析*

韋超，陳捷，潘裕斌，洪榮晶

(南京工業(yè)大學(xué) 機(jī)械和動力工程學(xué)院，南京210009)

摘要：為了有效的分析出剎緊機(jī)構(gòu)的力學(xué)特性，文章采用ABAQUS靜力分析和模態(tài)分析相結(jié)合的計算方法。將TK13250E數(shù)控轉(zhuǎn)臺的盤式剎緊機(jī)構(gòu)在ABAQUS中完成接觸應(yīng)力分析，獲得其應(yīng)力值以及變形量，并在此基礎(chǔ)上計算出該剎緊機(jī)構(gòu)的剎緊力矩和安全系數(shù)，最后對該剎緊機(jī)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析，獲取其固有頻率。靜力分析結(jié)果表明其最大等效應(yīng)力產(chǎn)生在剎緊片上為85.6MPa，小于各剎緊機(jī)構(gòu)各零件的許用應(yīng)力，最大變形量發(fā)產(chǎn)生在活塞蓋上為5.310e-3mm,變形量很小，該剎緊機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)設(shè)計合理，與此同時并求出該剎緊機(jī)構(gòu)的剎緊力矩為663.4N·m，大于該數(shù)控轉(zhuǎn)臺的油壓最大允許最大切削力矩500N·m，滿足剎緊要求，并求得安全系數(shù)為1.33。模態(tài)分析結(jié)果表明在頻率為566.65Hz, 577.92Hz, 618.59Hz,705.16Hz時剎緊機(jī)構(gòu)會產(chǎn)生共振,會影響轉(zhuǎn)臺工作的穩(wěn)定性導(dǎo)致零件加工精度降低。該研究方法對于盤式剎緊機(jī)構(gòu)的早期設(shè)計以及研究與發(fā)展具有一定的理論意義。

關(guān)鍵詞：剎緊機(jī)構(gòu)；有限元分析；靜力分析；模態(tài)分析

0引言

TK13250E數(shù)控轉(zhuǎn)臺是某機(jī)床附件廠量產(chǎn)的TK轉(zhuǎn)臺系列中的一種產(chǎn)品，該產(chǎn)品采用雙導(dǎo)程精密蝸桿副分度，分度精度高；采用液壓剎緊機(jī)構(gòu)，能夠?qū)崿F(xiàn)任意位置可靠剎緊，滿足重切削要求，在數(shù)控銑鏜床、數(shù)控銑齒機(jī)中應(yīng)用廣泛。數(shù)控轉(zhuǎn)臺多項重要技術(shù)中，其中一項重要的即為剎緊技術(shù)。剎緊機(jī)構(gòu)在數(shù)控轉(zhuǎn)臺中起到轉(zhuǎn)臺定位、承載的作用，所以對剎緊機(jī)構(gòu)的研究直接關(guān)系到數(shù)控轉(zhuǎn)臺的性能和加工精度。對于剎緊機(jī)構(gòu)的研究：山東輕工學(xué)院的欒強(qiáng)利基于經(jīng)驗(yàn)公式完成了襯套式抱閘機(jī)構(gòu)和環(huán)槽式抱閘機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計，利用ABAQUS對其設(shè)計機(jī)構(gòu)進(jìn)行了靜力分析[1]；武漢輕工大學(xué)的楊群基于環(huán)抱式阻尼制動系統(tǒng)材料特性，利用ANSYS有限元軟件對剎緊制動過程進(jìn)行了靜力分析[2]；武漢輕工大學(xué)的陳慧進(jìn)行了直驅(qū)轉(zhuǎn)臺環(huán)抱式制動機(jī)構(gòu)設(shè)計并給出了薄壁制動套最小壁厚的計算方法，同時運(yùn)用有限元軟件對制動套進(jìn)行了靜力分析[3]；同時陳慧利用有限元軟件對制動結(jié)構(gòu)摩擦接觸問題進(jìn)行有限元靜力分析，獲得制動力矩的大小[4]；郝美玲等為增加轉(zhuǎn)臺剎緊可靠性，在轉(zhuǎn)臺徑向空間狹小，剎緊力矩要求大的條件下設(shè)計開發(fā)了適用于旋轉(zhuǎn)制動的薄壁剎緊環(huán)[5]：但是以上都是對環(huán)抱式制動系統(tǒng)進(jìn)行了靜力研究，對數(shù)控轉(zhuǎn)臺盤式制動方式研究較少并且缺少動態(tài)特性分析，因此本文以TK13250E數(shù)控轉(zhuǎn)臺為研究對象進(jìn)行靜動態(tài)特性分析。

1剎緊機(jī)構(gòu)工作原理和結(jié)構(gòu)分析

TK13250E數(shù)控轉(zhuǎn)臺如圖1所示，主要由YRT120轉(zhuǎn)臺軸承為主的支承機(jī)構(gòu)，雙導(dǎo)程蝸輪蝸桿分度機(jī)構(gòu)，盤面剎緊定位機(jī)構(gòu)以及單級減速齒輪傳動機(jī)構(gòu)組成。其中端面剎緊機(jī)構(gòu)由活塞、剎緊片以及活蓋組成，剎緊片與轉(zhuǎn)臺工作臺底部聯(lián)接，其制動的原理是：向剎緊腔通入壓力油，通過油壓推動活塞壓緊剎緊片，剎緊片底部由活塞蓋支撐，通過活塞、剎緊片以及活塞蓋實(shí)現(xiàn)剎緊片的制動過程。剎緊機(jī)構(gòu)三維圖如圖2所示，其中活塞蓋通過內(nèi)六角螺栓固定在轉(zhuǎn)臺的本體上即轉(zhuǎn)臺的主體固定框架上，活塞安裝在轉(zhuǎn)臺本體內(nèi)只能做軸向運(yùn)動，剎緊片通過螺栓固定在轉(zhuǎn)臺工作臺的末端同轉(zhuǎn)臺一起做回轉(zhuǎn)運(yùn)動。剎緊機(jī)構(gòu)所受外力即是活塞上表面受到恒定的液壓油壓力。

圖1　TK13250E數(shù)控轉(zhuǎn)臺實(shí)物圖

圖2　剎緊機(jī)構(gòu)三維圖

2剎緊機(jī)構(gòu)靜力分析

2.1模型的簡化與建立

為了減小計算的時間，加快收斂速度，根據(jù)剎緊機(jī)構(gòu)在制動過程中的受力情況，在方便簡化有限元模型并且不影響分析過程情況下，做出一些合理的模型簡化處理和假設(shè)：忽略活塞上銷孔、忽略活塞蓋上的安裝O型密封圈的臺階面、對活塞面上的臺階面進(jìn)行壓縮處理。

2.2剎緊機(jī)構(gòu)各零件的材料屬性

TK13250E數(shù)控轉(zhuǎn)臺剎緊機(jī)構(gòu)各材料屬性如表1所示。

表1　剎緊部件材料屬性

2.3剎緊機(jī)構(gòu)網(wǎng)格劃分

對剎緊機(jī)構(gòu)各部分進(jìn)行網(wǎng)格劃分，由于剎緊機(jī)構(gòu)的各零件都是回轉(zhuǎn)體零件，故其網(wǎng)格屬性控制中單元形狀為六面體，技術(shù)為掃掠，采用進(jìn)階算法。因?yàn)槭墙佑|分析故單元類型為C3D8I，并且接觸部分局部細(xì)化其目的為了提高計算精度。具體網(wǎng)格詳細(xì)劃分如圖3所示。

圖3　剎緊機(jī)構(gòu)網(wǎng)格劃分

2.4邊界條件和載荷

由于活塞是固定在本體油壓腔中并且只能軸向運(yùn)動，故約束自由度為X軸方向的移動和轉(zhuǎn)動、Z軸方向的移動和轉(zhuǎn)動以及Y軸方向的轉(zhuǎn)動，只保留Y軸方向的移動。制動過程中剎緊片與活塞、活塞蓋之間的摩擦是由滑動摩擦到靜摩擦的一個過程，但是靜摩擦無法用軟件模擬的，故用滑動摩擦代替，其臨界狀態(tài)是剎緊片與活塞以及活塞蓋之間的滑動摩擦，此時剎緊片依舊隨轉(zhuǎn)臺轉(zhuǎn)動，故約束剎緊片的自由度為X軸方向移動和轉(zhuǎn)動、Y軸方向移動以及Z軸方向的移動和轉(zhuǎn)動，保留Y方向的轉(zhuǎn)動?；钊w通過有螺栓固定在轉(zhuǎn)臺本體上，故對其施加完全固定約束。鑄鐵與鋼之間的無潤滑動摩擦系數(shù)為0.2，其間不考慮摩擦熱導(dǎo)致摩擦系數(shù)發(fā)生的變化。根據(jù)該公司提供的數(shù)據(jù)，載荷是1.5MPa的油壓均分布在活塞上表面。

2.5應(yīng)力和變形量結(jié)果分析

剎緊機(jī)構(gòu)靜力分析如圖4、圖5所示，由圖4、圖5可知剎緊最大的應(yīng)力為85.6MPa，位于剎緊片上，最大變形量為5.310e-3mm產(chǎn)生在活塞蓋上，小于各零件許用應(yīng)力，該機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)設(shè)計合理。

圖4　剎緊機(jī)構(gòu)應(yīng)力云圖

圖5　剎緊機(jī)構(gòu)變形云圖

2.6剎緊力矩的計算

關(guān)于剎緊力的計算[6-7]，對于活塞與剎緊片，根據(jù)力的平衡方程可得：

F0=F+F1

(1)

式中：F0為作用活塞上表面的液壓油壓力；F為活塞與剎緊片之間接觸正壓力；F1為活塞接觸應(yīng)變阻力；

由于靜力分析得出活塞接觸變形很小，故F≈F0，則摩擦力f=F·μ=p·S。

式中：p為液壓油壓力；S為有效接觸面積；

則活塞與剎緊片之間的摩擦力矩公式：

M=f·R等效半徑

(2)

圖6　活塞接觸面距剎緊片的接觸距離

(3)

根據(jù)公式(1)、(2)、(3)，求得活塞與剎緊片之間的剎緊力矩為約為626.5N·m。

活塞蓋與剎緊片之間的接觸距離如圖7、圖8所示。

圖7　活塞蓋接觸面距剎緊片的接觸距離

圖8　活塞蓋沿外緣至內(nèi)緣路徑上的接觸距離

圖7表明活塞蓋距離剎緊片接觸區(qū)形狀依舊是圓環(huán)狀并且其接觸距離只在活塞蓋外邊緣區(qū)接近為0。圖8表明活塞蓋與剎緊片之間圓環(huán)接觸區(qū)外圈與內(nèi)圈半徑差為4mm。根據(jù)公式(1)、(2)、(3)，求得活塞蓋與剎緊片之間的剎緊力矩約為36.95N·m。

TK13250E數(shù)控轉(zhuǎn)臺盤式剎緊機(jī)構(gòu)總剎緊力矩計算公式：

M總剎緊力矩=M活塞與剎緊片+M活塞蓋與剎緊片

(4)

根據(jù)公式(4)，求得該數(shù)控轉(zhuǎn)臺剎緊機(jī)構(gòu)的總剎緊力矩約為663.45N·m。TK13250E數(shù)控轉(zhuǎn)臺使用說明書顯示油壓剎緊時最大允許切削力矩為500N·m，進(jìn)一步計算安全系數(shù)為1.33。研究表明計算的剎緊力矩大于該數(shù)控轉(zhuǎn)臺允許的最大切削力矩，說明該數(shù)控轉(zhuǎn)臺在工作中剎緊可靠，不會出現(xiàn)工作臺突然轉(zhuǎn)動的現(xiàn)象，故滿足轉(zhuǎn)臺平穩(wěn)加工的要求。

3剎緊機(jī)構(gòu)動力學(xué)分析

隨著市場對機(jī)械加工質(zhì)量的要求，作為機(jī)床附件的回轉(zhuǎn)工作臺，其臺面的加工穩(wěn)定性也被受行業(yè)設(shè)計人員的關(guān)注[8]。當(dāng)外部激勵頻率達(dá)到剎緊機(jī)構(gòu)的固有頻率時，則會引發(fā)剎緊機(jī)構(gòu)各零件共振從而影響工作臺的平穩(wěn)性，進(jìn)而影響零件加工精度。為此需對剎緊機(jī)構(gòu)整體進(jìn)行模態(tài)分析，同時對整理結(jié)構(gòu)系統(tǒng)進(jìn)行結(jié)構(gòu)模態(tài)分析能獲得更好的動態(tài)特性[9]，找出其固有頻率，在加工中避免其固有頻率則會使得剎緊機(jī)構(gòu)穩(wěn)定制動，使得加工精度得以保持。

因?yàn)樵谙到y(tǒng)的各固有頻率及振型中，低階固有頻率對系統(tǒng)影響較大[10]，本文采用Lanczons求解器提取剎緊機(jī)構(gòu)前6階模態(tài)頻率和主要振型，通過模態(tài)分析發(fā)現(xiàn)活塞和活塞蓋的變形量很小,而剎緊片的變形量為1mm，而其厚度為1mm，故共振變形較大，以下給出剎緊機(jī)構(gòu)前六階振型，如圖9所示。

圖9　剎緊機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)模態(tài)分析前六階振型

由圖9可知，活塞和活塞的振動變形量幾乎為0，這與灰鑄鐵變形量通常很小類似，進(jìn)一步驗(yàn)證了有限元分析的準(zhǔn)確性。而剎緊片振動變形量達(dá)到了1mm，這必然會在活塞與活塞蓋之間產(chǎn)生振動，所以在加工時要避免各階固有振動頻率，為了更好的觀察剎緊片的振型圖10列出其前六階振型。

圖10　剎緊片結(jié)構(gòu)模態(tài)分析前六階振型

表2、表3所示為剎緊片振型和各階固有頻率。由圖10可知，剎緊片6階振型變化量均為1mm，并且活塞之間的接觸面積發(fā)生了變化，這會導(dǎo)致在剎緊時由于剎緊力矩不足而產(chǎn)生工作臺的突然轉(zhuǎn)動，從而影響加零件工精度，同時剎緊機(jī)構(gòu)也會振動。由于剎緊片是軸對稱結(jié)構(gòu)，2、3和4、5階頻率相近，為剎緊片兩個徑向方向振動的頻率，振型為兩個方向的振動[11]。

表2　剎緊片前6階固有頻率

表3　剎緊片前6階固有振型

4結(jié)論

本文為研究TK13250E數(shù)控轉(zhuǎn)臺的盤式剎緊機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)設(shè)計的合理性，通過有限元軟件對其進(jìn)行了靜力分析，獲得其最大的應(yīng)力和變形量，并對研究結(jié)果進(jìn)行了討論。同時對剎緊機(jī)構(gòu)的可靠性進(jìn)行了分析，獲得了許用剎緊力矩以及安全系數(shù)。最后研究了剎緊機(jī)構(gòu)的動態(tài)特性，對研究結(jié)果進(jìn)行了討論并提出了意見。具體的分析結(jié)果如下：

(1)靜力分析結(jié)果表明該剎緊機(jī)構(gòu)的最大應(yīng)力為85.57MPa均小于該剎緊機(jī)構(gòu)各部分零件相應(yīng)的許用應(yīng)力，最大變形量為5.310e-3mm，不影響剎緊性能，故TK13250E數(shù)控轉(zhuǎn)臺剎緊機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)設(shè)計合理，同時求得剎緊力矩為663.4N·m大于最大允許切削力矩500N·m，滿足轉(zhuǎn)臺平穩(wěn)加工的要求，并求得安全系數(shù)為1.33。

(2)模態(tài)分析結(jié)果表明在頻率566.65Hz,577.92Hz,618.59Hz,705.16Hz時，剎緊機(jī)構(gòu)產(chǎn)生共振，這會使得數(shù)控轉(zhuǎn)臺工作時產(chǎn)生振動從而影響零件加工精度。因此在加工時，外界激勵頻率要盡量避免這些固有頻率。

[參考文獻(xiàn)]

[1] 欒強(qiáng)利，蔣德偉,楊津,等． 數(shù)控轉(zhuǎn)臺抱閘機(jī)構(gòu)設(shè)計分析[J].機(jī)床與液壓, 2011,39 (14):25-27.

[2] 楊群，劉海岷，陳慧．直驅(qū)數(shù)控轉(zhuǎn)臺環(huán)抱式阻尼制動系統(tǒng)的研究[J]. 裝備制造技術(shù), 2014 (6): 75-77.

[3] 陳慧，劉海岷，楊群． 直驅(qū)轉(zhuǎn)臺環(huán)抱式制動機(jī)構(gòu)設(shè)計及有限元分析[J]. 機(jī)械研究與應(yīng)用, 2014(4)：80-81.

[4] 陳慧，劉海岷，楊群． 基于ANSYSWorkbench直驅(qū)轉(zhuǎn)臺環(huán)抱式制動結(jié)構(gòu)的摩擦接觸分析[J]. 機(jī)械研究與應(yīng)用, 2015(2): 4-5.

[5] 郝美玲，景國豐．旋轉(zhuǎn)工作臺制動用薄壁剎緊環(huán)的設(shè)計研究[J]．設(shè)計與研究，2013(3)：47-49.

[6] 欒強(qiáng)利. 直驅(qū)式數(shù)控轉(zhuǎn)臺性能分析及結(jié)構(gòu)設(shè)計[D]．濟(jì)南:山東輕工業(yè)學(xué)院, 2011.

[7] 楊群.BGTK12_400型數(shù)控直驅(qū)轉(zhuǎn)臺研制[D]．武漢:武漢輕工業(yè)學(xué)院, 2014.

[8] 于天彪，張旭，李明，等．五軸加工中心耳軸式工作臺動力學(xué)分析與仿真研究[J].組合機(jī)床與自動化加工技術(shù)，2015(3)：27-30.

[9]GaritaonandiaI，F(xiàn)ernandesMH，AlbizuriJ．DynamicmodelofacenterlessgrindingmachinebasedonanupdatedFEmodel[J]．InternationalJournalofMachineToolsandManufacture，2008，48(7)：832-840.

[10] 毛志云，高志強(qiáng)，張工學(xué),等. 高速立式加工中心動態(tài)特性及結(jié)構(gòu)改進(jìn)[J].組合機(jī)床與自動化加工技術(shù)，2011(1)：86-89.

[11] 蔡力鋼，馬仕明，趙永勝,等. 多重約束狀態(tài)下重載機(jī)械式主軸有限元建模及建模分析[J].機(jī)械工程學(xué)報，2012(2)：166-173.

(編輯李秀敏)

文章編號：1001-2265(2016)07-0015-04

DOI:10.13462/j.cnki.mmtamt.2016.07.005

收稿日期：2015-08-21；修回日期：2015-09-16

*基金項目：國家科技重大專項項目：高檔數(shù)控機(jī)床用數(shù)控轉(zhuǎn)臺產(chǎn)業(yè)化關(guān)鍵技術(shù)開發(fā)與應(yīng)用(2012ZX04002041)；“高檔數(shù)控機(jī)床與基礎(chǔ)制造裝備”國家科技重大專項(2014ZX04011031)

作者簡介：韋超(1990—)，男，江蘇揚(yáng)州人，南京工業(yè)大學(xué)碩士研究生，研究方向?yàn)閿?shù)控轉(zhuǎn)臺的數(shù)字化建模與仿真技術(shù)，E-mail:1156297717@qq.com。

中圖分類號：TH165；TG506

文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A

Analysis of Static and Dynamic Characteristics of TK13250E NC RotaryTableDiscBrakeDeviceBasedonABAQUS

WEI Chao，CHEN Jie，PAN Yu-bin，HONG Rong-jing

(NanjingTechUniversity,CollegeofMechanicalandPowerEngineering,Nanjing210009,China)

Abstract：In order to analysis the mechanical properties of the brake device effectively, in this paper, the method of combining static analysis and modal analysis of ABAQUS was used. The contact stress analysis of the disc brake device of TK13250E NC rotary table was completed in ABAQUS to calculate the value of the stresses and deformations. Furthermore, the brake torque and safety factor of the brake device are calculated. Finally, the modal analysis of the brake device was carried out.to calculate its natural frequency. The static analysis results have shown that the maximum equivalent stress generated on the brake plate is 85.6MPa and it is less than the allowable stress of each part of the brake device. The maximum deformation amount is generated on the piston cover for 5.310e-3mm.The deformation quantity is very small, so the structure design of the brake mechanism is reasonable. At the same time, the braking torque of the brake device is 663.4N·m, which is more than the maximum allowable maximum cutting torque of the NC rotary table,and it is under hydraulic pressure. The torque is 500N·m. It can meet the requirements of the brake device, and the safety factor is 1.33.The modal analysis results have shown when the frequency is 566.65Hz, 577.92Hz, 618.59Hz, and 705.16Hz, the brake device will resonate and it will affect the stability of the NC rotary table to reduce the processing precision of parts.This research method has some theoretical significance for the early design of the disc brake mechanism and the research and development.

Key words：brake mechanism; finite element analysis; static analysis; modal analysis