高精度單軸轉臺結構設計及仿真分析

胡建飛,劉宏旭,溫慶榮,李 想,姚明遠

(華北光電技術研究所,北京 100015)

1 引 言

光電轉臺可以為光電傳感器提供一個穩定的安裝平臺,再加上伺服系統的控制,能夠實現對目標的跟蹤和搜索。高精度光電轉臺在航天、航空等方面的應用越來越廣泛。根據某項目要求,需設計一個單軸轉臺,要求此單軸轉臺有較高的轉動精度且能夠在豎置和橫置兩個方向上可靠地工作。

目前國內對于通用轉臺的研究,包括結構設計過程已經越發成熟,本文在這些研究的基礎上,突出了自身的特點,主要體現在結構設計和研究方法兩方面,其中結構設計方面的特點包括:

1)單軸雙向工作(豎置和橫置)；

2)主軸分段式設計,單獨一段主軸可正常工作；

3)高精度設計。

所用研究方法也有一定的特點:將結構設計、定量計算和仿真分析有機結合,建立了一個簡要的單軸轉臺設計過程中通用的軸系誤差模型。

本文根據相關技術要求對轉臺進行整體結構設計,包括軸系和支架等關鍵部件的設計,軸承等關鍵機電元件的選型,并對由于軸承徑向跳動引起的軸系誤差進行了定量計算。另外根據該轉臺的實際工作狀態,對轉臺的部分關鍵重要結構件進行了仿真分析,結合分析結果和定量計算,驗證了關鍵結構的強度和剛度滿足使用要求,說明了設計的合理性[1]。

2 單軸轉臺結構設計

2.1 單軸轉臺設計技術要求

本次設計的轉臺需要滿足如下要求:

1)轉臺主軸可360°連續旋轉,最大轉速為60 rpm,主軸轉動傾角回轉誤差絕對值不大于0.002°；

2)轉臺最大負載重量不大于20 kg,軸系組件既能豎直放置也可水平放置,兩種狀態下轉臺均可正常工作；

3)轉臺能同時安裝多種角度傳感器,包括絕對式編碼器、增量式編碼器、旋轉變壓器,各種傳感器也可以單獨使用,靈活拆裝,不影響轉臺正常使用。

2.2 單軸轉臺總體結構設計

由于轉臺主軸上需要安裝電機和各類傳感器,因此合理安排各種元器件在軸長度方向的布局是結構設計重點考慮的問題。另外,結構設計、定量計算和仿真驗證也要有機結合,穿插于整個轉臺設計過程中。

2.2.1 轉臺整體外形

根據轉臺設計要求,本文中的單軸轉臺由支架組件和主軸組件組成,主軸有豎置和橫置兩種工作狀態,詳細的轉臺整體外形結構如圖1所示。

(a) 主軸豎置

(b)主軸橫置

2.2.2 支架組件結構

支架組件為整個轉臺的主要承重件,其結構形式和選材直接影響整體的剛度和質量,因此采用鑄造后機加成型的鋁合金支架,材料為ZL114A,力學性能和精度都有保證。支架組件的詳細結構如圖2所示。

圖2 支架組件結構

該支架上安裝有主軸組件,電路盒和接插件；為了方便安裝及結構減重,其六個面上均為開放式結構,并安裝有端蓋；同時為了滿足轉臺橫置和豎置的使用要求,上方和側面均有安裝主軸的基面；另外為了方便搬運,四周安裝把手。

2.2.3 主軸組件結構

主軸組件是整個轉臺精度的保證,其上安裝有絕對式編碼器、軸承、永磁同步電機、旋轉變壓器、增量式編碼器、光電滑環組件等元器件,并且該主軸需要設計成分段式的。主軸組件具體結構如圖3所示。

圖3 主軸組件結構

主軸組件機械結構部分主要包括:兩段主軸、主軸上下兩個端蓋、軸承壓圈、軸承座、旋變安裝座等。主軸Ⅰ主要起支撐和驅動作用,保證轉臺的傾角回轉精度,主軸Ⅱ設計成非主要受力件,安裝有旋變和增量式編碼器等器件。

另外為了保證軸系滿足設計要求,設計過程中還采取了如下措施[2]:

1)采用永磁交流伺服電機直接套軸驅動,以保證精度；

2)軸承采用過盈配合,由壓圈進行鎖緊；

3)在保證強度及精度的條件下,結構件盡量采用輕質的鋁合金材料；

4)結構件盡量對稱設計,以減小轉動慣量,降低電機負擔；

5)運用ANSYS軟件進行靜力學仿真分析,驗證關鍵結構零部件的可靠性。

2.3 軸承選型及軸系精度分析

在單軸轉臺軸系中,影響軸系傾角回轉誤差的主要因素有:

1)加工誤差,主要是主軸、軸承座和上端蓋等零部件的形位公差和尺寸公差,可通過精密加工來保證；

2)配合種類,采用間隙或者過渡配合時,主軸轉動過程中由于間隙的存在會造成軸線的徑向晃動,降低主軸回轉精度,采用過盈配合,可消除配合間隙,提高軸系回轉精度；

3)裝配誤差,由于安裝過程中的各種隨機因素造成的誤差是不可避免的,只能盡量減小；

4)軸承內圈的徑向跳動。

因此本文在結構設計階段將軸承精度作為主要影響因素,軸承精度對軸系精度的影響是可以定量計算的[3]。當軸系有兩個或者多個有一定跨距的軸承時,軸承的徑向跳動量和軸承跨距是影響軸系晃動誤差的主要因素,軸承對軸系誤差的影響如圖4所示。

圖4 軸承對軸系誤差的影響

圖中A端和B端均裝有軸承,軸系的理論軸線為水平線,理論軸線以上為正,以下為負,軸承安裝之后的實際軸線與理論軸線之間會有一定的夾角,這個夾角便是軸系因在軸承安裝后產生的誤差,可表示為:

γ=arctan[(D-d)/L]

(1)

式中,D為A端軸承的徑向跳動量；d為B端軸承的徑向跳動量；L為A、B兩段軸承之間的跨度；γ為軸承安裝后軸系產生的誤差。

可以看出,當A、B兩端軸承徑向跳動方向一致時,D和d的正負號相同,此時角晃動量的絕對值較小；當A、B兩段軸承跳動方向相反時,D和d的正負號相反,角晃動量的絕對值較大。另外增加軸承間的跨度,也可以使角晃動量的絕對值減小。因此,在轉臺裝配過程中應盡量使兩段軸承徑向跳動方向一致,適當增加軸承跨度,這樣可以提高軸系精度。

本文中的單軸轉臺,采用一對角接觸球軸承和一個深溝球軸承,A端安裝角接觸球軸承,型號為7030A DB P4,軸承最大徑向跳動Dmax=1 μm,此類軸承的優點是可同時承受徑向載荷和軸向載荷。B端安裝深溝球軸承,型號為6220 P4,軸承最大徑向跳動dmax= 2 μm,此軸承主要起到增加跨距,保證軸系精度和輔助支撐的作用。A、B兩段軸承跨距為173.5 mm。

當A、B兩端的軸承跳動相反,并且徑向跳動達到最大時,軸系誤差最大,將數據帶入公式(1),得到軸系因為軸承安裝所產生的最大誤差:

(2)

可以得出由于軸承徑向跳動引起的軸系徑向晃動誤差最大值不大于0.002°,因此滿足轉臺精度設計要求。

2.4 轉臺結構設計總結

從設計要求出發,綜合考慮精度、各元器件安裝要求及安裝方式等因素,合理利用定量計算和設計經驗來完成各個結構件的設計,使裝配后的轉臺各項指標滿足要求。另外還需要進行關鍵結構件的有限元分析,驗證結構強度和變形量是否合理,這部分將在下一節進行介紹。

3 單軸轉臺有限元仿真分析

有限元方法在結構分析中的應用日益廣泛,它可以幫助設計者解決常規經典力學無法分析的結構力學問題。本文使用ANSYS Workbench對設計的單軸轉臺的部分關鍵結構件進行靜力學仿真分析,了解其靜態特性,驗證結構設計的合理性。ANSYS的仿真分析流程如圖5所示[4]。

圖5 ANSYS仿真分析流程

3.1 局部關鍵結構件的靜力學仿真分析

為了驗證該單軸轉臺橫置時,端蓋上安裝20 kg負載后,主軸上端蓋和主軸配合處的強度是否足夠,變形量是否過大從而使軸系精度超差,運用ANSYS workbench對該部分結構進行靜力學分析。

1)簡化模型

將Pro/E中主軸和上端蓋的三維模型導入ANSYS軟件中,并運用前處理軟件SpaceClaim,按照簡化后不影響力學性能的原則對轉臺模型進行了如下簡化:

①去掉結構件的圓角、倒角及無關緊要的螺紋孔；

②不規則形狀簡化為規則形狀；

簡化后的模型如圖6所示。

圖6 簡化模型

2)零件材質選擇

在劃分網格之前需要對零件的材料屬性進行設置,如表1所示。

表1 模型的材料及屬性

3)接觸類型選擇

ANSYS共有4種接觸類型,分別為綁定接觸、不分離接觸、無摩擦接觸及粗糙接觸。局部模型中由于主軸和上端蓋是止口配合,并通過螺釘固定,接觸面為兩對,因此本模型選擇適合線性分析的綁定接觸。

4)網格劃分

首先對整體分析結構進行自動網格劃分,發現網格質量較差,利用網格的全局控制將網格尺寸調整為2 mm,共劃分了736462個節點,429095個單元,網格平均質量提升為0.733,滿足分析需要。網格劃分如圖7所示。

圖7 模型網格劃分

5)約束和載荷的施加

根據主軸和上端蓋的實際情況,在主軸和軸承接觸的地方施加固定約束,約束代號為B,如圖8所示。根據實際載荷的尺寸和質量,在上端蓋處施加20 kg,方向為Y軸正向的載荷,代號為C,并且加上方向Y軸正向的自重載荷,代號為A。

3.2 仿真結果分析

3.2.1 位移變形

上端蓋和主軸在靜力載荷作用下的總變形云圖如圖9所示,Z方向變形云圖如圖10所示。

從圖9、圖10中可以看出在自重和負載作用下,模型總變形最大為1.98 μm,出現在上端蓋邊緣,其中Z方向的變形為1.95 μm,是變形的主要分量。

圖8 模型邊界條件

圖9 總變形云圖

圖10 Z方向變形云圖

端蓋變形引起的軸系誤差如圖11所示。

圖11 端蓋變形對軸系誤差的影響

圖11中虛線為理論軸線和理論端蓋位置,實現為變形后端蓋和軸線位置,可通過式(3)將端蓋變形換算至軸系誤差上。

=6.04×10-4°

(3)

式中,θ為端蓋變形引起的軸系誤差；a為端蓋邊緣處最大變形在Z方向上的分量；b為端蓋直徑。

可得由于軸承徑向跳動和上端蓋變形共同引起的軸系誤差為:

γmax+θ=1.6×10-3°

(4)

滿足軸系精度要求[5-6]。

3.2.2 結構應力

上端蓋和主軸在靜力載荷作用下的應力云圖如圖12所示。結構應力計算式為:

{σ}[DP][BP][δP]

(5)

式中,{σ}為單元面內應力總和；[DP]為彈性系數矩陣；[BP]為應變矩陣；[δP]為節點位移總和。

圖12 模型應力云圖

從圖12中可以看出最大應力為σmax=1.31 MPa,最大應力出現在上端蓋與主軸的配合處。查材料手冊可知2A12鋁合金的許用應力為410 MPa,最大應力遠低于材料許用應力,故結構滿足強度要求。

3.3 靜力學仿真分析結論

通過對關鍵結構件進行靜力學分析,指出最大應力和應變發生的區域及大小,結合相關定量計算,得出關鍵結構的變形和強度均滿足設計要求。

4 結 論

本文首先從高精度單軸雙向轉臺的設計要求出發,對設計過程做了簡要描述,并給出了各部分結構的詳細介紹；針對關心的軸系精度問題,利用合理的計算及仿真分析,驗證了結構設計的合理性,總體工作內容總結為如下幾點:

1)介紹了高精度單軸雙向轉臺的設計要求和設計過程,并對各部分結構進行了簡要介紹；

2)對軸承進行了選型,并通過定量計算得出了由于軸承的徑向跳動引起的軸系誤差量為9.91×10-4°；

3)對主軸組件里的上端蓋和主軸進行了靜力學分析,得出了這部分結構的最大變形為1.98 μm,最大應力為1.31 MPa,并將變形轉換至軸系誤差中,結合由于軸承徑向跳動引起的軸系誤差,得出軸系總誤差為1.6×10-3°,因此結構的強度和剛度均滿足設計要求；

4)結合整個單軸轉臺的設計、計算和仿真過程,建立了一個簡要的、通用的軸系誤差模型,為其他單軸轉臺的結構設計提供一定的參考。

由于篇幅有限,本文主要對高精度單軸雙向轉臺的結構設計部分進行了詳細介紹,并對上端蓋和主軸進行了靜力學的分析。未來的工作中還需要對整體進行動力學分析,得出整體的固有頻率和各階模態,避免共振并進一步進行結構優化；另外還要進行相關的轉臺測試實驗,得出轉臺實際的工作狀態,包括主軸傾角回轉誤差、轉臺實際工作模態等技術指標,并與仿真分析的結果作對比,一方面驗證仿真分析的合理性,另一方面可進一步指導轉臺結構的優化。