立式加工中心主軸箱性能分析與優化設計

□ 曹可可 □ 胡明洪 □ 趙祖喜 □ 劉 偉

安徽新諾精工股份有限公司 安徽黃山 245061

1 研究背景

隨著制造業不斷優化升級,加工中心等數控機床產業近年來發展迅猛,各種復合機床、多軸機床等新型設備不斷涌現[1-3]。當前,加工中心的結構設計主要依靠設計人員的經驗或者對現有產品改進,由于無理論參考依據,因此較難一次性設計出最優的加工中心部件結構[4-5]。主軸箱是加工中心的重要部件,在加工過程中強度和剛度直接影響整個設備的加工精度和穩定性。因此,對主軸箱進行靜動態分析和結構優化,對提高加工中心性能具有十分重要的意義[6-8]。

筆者通過有限元分析與試驗相結合的方法,對立式加工中心主軸箱進行靜動態特性分析,然后經過多目標優化設計,獲得主軸箱的最優結構。

2 主軸箱靜動態特性分析

2.1 主軸箱有限元模型

主軸箱的結構復雜,擁有許多圓角、螺栓孔等細小特征。為了提高計算效率,減小網格畸變數量,建立有限元模型時需要對主軸箱模型進行簡化處理,將細小特征刪除[9]。

主軸箱由HT250灰鑄鐵整體鑄造而成,材料彈性模量為138 GPa,密度為7 280 kg/m3,泊松比為0.25。利用Workbench軟件進行網格劃分,劃分后得到單元數為508 538,節點數為319 256。建立的主軸箱有限元模型如圖1所示。

圖1 主軸箱有限元模型

2.2 主軸箱靜力學分析

根據實際加工對象要求,運用經驗公式計算,加工中心主切削力最大為1 900 N,徑向力為665 N,進給力為630 N,將以上三個力分別施加在主軸端處。對滑塊面24個螺栓孔施加固定約束,對螺母座施加圓柱面約束,軸向設為自由狀態,徑向和切向設為固定約束。通過靜力學分析,得到主軸箱等效應力云圖和變形云圖,分別如圖2、圖3所示。

圖2 主軸箱等效應力云圖

圖3 主軸箱變形云圖

主軸箱的最大等效應力為4.012 7 MPa,遠小于所用材料的屈服強度,滿足強度要求。主軸箱的最大變形為0.006 827 mm,發生在最前端凸臺處,這是因為實際加工過程中主軸端受力較大,而該部位呈懸臂狀態。

2.3 主軸箱模態分析

基于靜力學分析,對主軸箱進行模態分析。由于在振動系統中,對系統振動特性影響較大的是結構的低階固有頻率,因此提取主軸箱前四階模態進行分析,得到固有頻率和振型特點,見表1。

表1 主軸箱前四階固有頻率及振型特點

由分析可知,主軸箱一階固有頻率為287 Hz。主軸轉速最高設計為15 000 r/min,對應產生的最大激勵頻率為250 Hz,共振帶為215.5～287.5 Hz。一階固有頻率剛好處于共振帶范圍內,因此需要提高一階固有頻率,避開共振帶。

2.4 主軸箱諧響應分析

根據實際工況,將銑削分力施加在主軸上,采用模態疊加法進行諧響應求解。主軸箱的低階固有頻率在287～608 Hz范圍內,分析時激振頻率范圍需覆蓋低階固有頻率,由此將激振頻率范圍設置為0～1 000 Hz,經過150步迭代。主軸箱X、Y、Z三個方向的頻率與振幅關系曲線如圖4所示。

圖4 主軸箱頻率與振幅關系曲線

在主軸箱前六階固有頻率處均產生較大的響應,與模態分析的結果一致。在激勵頻率286 Hz、304 Hz、514 Hz、753 Hz等處,主軸箱發生共振,且振幅較大,振幅依次為0.11 mm、0.03 mm、0.135 mm、0.06 mm。由此,在實際加工過程中應避開上述頻率。

3 主軸箱振動測試

振動測試采用錘擊法,具體做法為激勵點固定,傳感器移動[10]。力錘在固定激勵點激勵三次后取平均值,為了保證測試的準確性,力錘每次沿同一方向及同一位置激勵,激勵力度保持一致。

測試儀器使用動態信號分析儀,并使用Novian分析軟件。主軸箱振動測試現場如圖5所示,模態如圖6所示。主軸箱模態測試與仿真結果對比見表2。

表2 主軸箱模態測試與仿真結果對比

圖5 主軸箱振動測試現場

圖6 主軸箱振動測試模態

通過振動測試得到的主軸箱前四階固有頻率與仿真結果對比,誤差都在10%以內,誤差產生的原因是刪除微小特征及鑄件質量等,從而對固有頻率產生一定影響。10%以內的誤差可以證明仿真的正確性和有效性[11]。

4 主軸箱優化設計

4.1 主軸箱靈敏度分析

主軸箱結構較為復雜,內部為空腔結構,并且有較多縱橫交錯的加強筋。為了減小計算機計算量,提高優化效率,需要篩選出對主軸箱靜、動態特性影響較大的關鍵尺寸進行優化設計。將主軸箱最大變形、一階頻率、質量作為輸出響應參數,選取41個尺寸作為輸入變量,進行靈敏度分析。通過分析發現,有十組尺寸參數對響應目標影響較大,分別為后板厚度P1、滑塊固定面處筋高P2、滑塊固定面處筋寬P3、中間橫筋位置P12、后板筋高P18、上板孔1尺寸P30、上板孔2尺寸P35、前端凸臺厚P37、內部前端豎筋厚P39、壁厚P41。主軸箱靈敏度分析結果如圖7所示。

圖7 主軸箱靈敏度分析結果

通過靈敏度分析,將P1、P2、P3、P12、P18、P30、P35、P37、P39、P41作為關鍵尺寸參與優化設計。

4.2 響應面模型

篩選的關鍵尺寸作為輸入變量,質量、最大變形、一階頻率作為輸出目標,利用最佳空間填充方法在設計變量的變化范圍內設計150組試驗樣本,應用全二階多項式算法構建各關鍵尺寸對優化目標的響應面模型,如圖8所示。

圖8 響應面模型

4.3 主軸箱多目標優化

基于響應面模型,以篩選的關鍵尺寸為變量,以質量、一階頻率、最大變形為目標,進行優化。優化后主軸箱質量為247.79 kg,一階頻率為293.73 Hz,最大變形為0.006 46 mm。

對優化結果尺寸進行圓整修正,利用圓整修正后的尺寸重新進行建模,并進行靜動態分析。優化后主軸箱變形云圖如圖9所示,一階模態如圖10所示。優化前后響應參數對比見表3。

表3 優化前后響應參數對比

圖9 優化后主軸箱變形云圖

圖10 優化后主軸箱一階模態

經優化后主軸箱質量減小0.94%,一階頻率提高2.26%,最大變形減小4.53%。

一階固有頻率避開最大激勵頻率的共振帶,主軸箱整體性能得到提升。

5 結束語

筆者根據實際工況,對立式加工中心主軸箱結構進行靜動態性能分析,結果顯示主軸箱動態性能較弱,需要提高。

通過諧響應分析,得到主軸箱在激勵頻率下發生共振且振幅較大的頻率值。通過振動測試,驗證有限元模型和模態仿真的正確性。提出基于靈敏度分析、最佳填充空間方法和多目標遺傳算法,以一階固有頻率、質量、最大變形為響應參數,對主軸箱進行進一步優化設計。優化后主軸箱質量減小0.94%,一階頻率提高2.26%,最大變形減小4.53%。優化后,一階固有頻率避開了最大激勵頻率的共振帶,主軸箱整體性能得到提升。