數控臥式銑鏜床高速主軸松拉刀機構優化設計與應用

摘"要：方滑枕類數控臥式銑鏜床因其行程較大，主軸尺寸較長，拉刀機構安裝在主軸內部，在松刀及主軸旋轉時，拉刀機構會產生較大的變形量，對主軸產生較大的振動。通過靜力學分析及振動學理論將現有拉刀機構進行優化，經實際工程應用證明：優化后的拉刀機構主軸整體性能明顯改善。

關鍵詞：數控臥式銑鏜床；拉刀機構；有限元分析；振動；優化

中圖分類號：TG531""文獻標志碼：B""文章編號：1671-5276（2024）02-0092-04

Improved Design and Application of High Speed Spindle BroachMechanism for Horizontal Milling and Boring Machines

JIANG Ang， LIN Yang， CHI Haonan

（Genertec Shenyang Machine Tool Co.， Ltd.， Shenyang 110142，China）

Abstract：Due to long travel and large-sized spindle of horizontal milling and boring machines， and its automatic broach mechanism installed in the spindle， the automatic broach mechanism will cause deformation amount in spindle rotating or processing， resulting in vibration to spindle. With statics analysis and vibration theory， automatic broach mechanism is optimized. Practical application verifies the remarkable improvement in the overall performance of the optimized automatic broach mechanism spindle.

Keywords：horizontal milling and boring machines；automatic broach mechanism；finite element analysis；vibration；optimization

0"引言

隨著機床主軸高速化發展，主軸組件作為高速主軸的關鍵部件，其高速旋轉時的剛性、振動、可靠性對機床精度及壽命至關重要。機床主軸往往采用7∶24的錐孔與刀具錐柄配合定心，通過松拉刀機構將刀具松開及鎖緊。碟形彈簧組拉刀機構因其結構簡單，便于安裝與調整，而被廣泛應用［1］。當前，對松拉刀機構的研究主要偏向于松拉刀原理的分析、松拉刀力的計算，主軸高速旋轉時松拉刀機構對其振動的影響以及松拉刀機構的工藝性研究較少［2-6］。數控臥式銑鏜床中尤其是帶有方滑枕類型的銑鏜床，因其行程較大，主軸尺寸較長，而松拉刀機構又安裝在主軸內，故主軸轉速對于松拉刀機構的穩定性就更加敏感。本文通過改進原有拉刀機構的結構組成，有效地提升了數控臥式銑鏜床主軸高速旋轉時的精度及穩定性，降低了主軸振動，減小了機床噪聲。

1"松拉刀機構振動學理論基礎

松拉刀機構安裝在鏜軸內，且拉刀桿與鏜軸間有多組線接觸式密封圈密封。為保證拉刀力的大小與松拉刀動作執行的順暢，碟形彈簧與拉刀桿之間會留有0.5mm間隙，當主軸在高速旋轉加工時，受離心力的作用，碟形彈簧會偏離軸線位置，對主軸產生持續激勵的阻尼振動，且碟形彈簧的高度越大，振動的響應結果越明顯。振動結果滿足二階常系數線性非齊次常微分方程［7］：

md2x/dt2+cdx/dt+kx=F0sinwt（1）

在振動開始后的一小段時間內的小阻尼振動為瞬態振動，其響應函數為

x=Ae-ζwntsin（wdt+φ）（2）

在持續外力激勵下的等幅強迫振動為穩態振動，其響應函數為

x=Xsin（wt－φ）（3）

化簡后可得：

X=F0/k1－（w/wn）2+2ζ（w/wn）2tanφ=2ζ（w/wn）1－（w/wn）2（4）

式中：wn=k/m；ζ=c/cc；cc=2mwn。

穩態振動下的位移響應為

x=F0/k1－（w/wn）2+2ζ（w/wn）2sin（wt－φ）（5）

由此可知，在保證拉刀力的前提下，控制彈簧碟片的總高度及直徑可減小穩態振動下的位移，主軸振動的影響也會相應減小。

2"優化前松拉刀結構分析

2.1"松拉刀結構原理

如圖1所示，主軸松刀時，活塞7通過滾針推力圓柱滾子軸承推動支撐桿8向左移動，支撐桿8向左推動中間桿套9移動，通過調整墊5壓緊碟形彈簧組4，中間桿套9與拉刀桿3通過螺紋聯接，拉刀桿3推動連接套10向左移動，連接套10繼續推動拉刀爪組1將刀具松開。在松刀的過程中，碟形彈簧組4受壓后，將力通過鏜軸2傳遞給主軸后支撐軸承。因而設計了4列一組接觸角為25°的角接觸球軸承，以承受較大的軸向和徑向載荷。主軸拉刀時，碟形彈簧組釋放壓力推動活塞7向右移動，達到初始狀態，將刀具鎖緊。

2.2"松拉刀力大小確定

在松開及鎖緊的過程中，碟形彈簧是執行力轉換的關鍵部件。通常情況下，需根據主軸的尺寸及結構確定拉力的大小，再根據拉力的大小結合主軸空間及尺寸選擇碟形彈簧的內徑，最終確定碟形彈簧的壓縮尺寸［8-9］。設計主軸松刀力為30000N，選取碟形彈簧的內徑為31mm，數量為116片，組合方式為疊合組合型式，裝配前自由狀態下碟簧的總高度為461mm，松刀行程為6.8mm。

2.3"優化前松拉刀結構存在的問題

由于此類銑鏜床主軸的行程900mm，主軸總長度可達2800mm，安裝松拉刀機構的52mm內孔長度2000mm，主軸加工難度較大，圓柱度很難達到要求。拉刀機構在主軸內反復移動時，拉刀桿容易彎曲變形，影響拉刀力的大小，且容易刮傷密封圈，導致切削液進入出現銹蝕，進而失效。經現場測試結合用戶的使用情況，發現優化前拉刀機構存在以下問題。

1）52內孔較小，選取的相應碟形彈簧內徑較小、片數較多，碟形彈簧接觸面積小，裝配時可能會出現相對滑動，導致接觸不良，影響拉刀力的大小。

2）碟形彈簧的尺寸也限制了拉刀桿的直徑，因而長徑比較大，主軸在高速旋轉時受離心力的影響，主軸的振動會變大，噪聲變大。

3）拉刀桿裝配好后，需要裝入主軸內才能測得實際的拉刀力。如果拉刀力不夠，需將調整墊拆卸下來反復配磨，既增加了裝配的難度，又影響裝配效率，圖2為裝配完成后主軸松拉刀力數值測試試驗。

4）拉刀桿長度較長，支撐點較少，旋轉時尾部支撐桿容易擺動，使旋轉接頭與拉刀桿之間同軸度降低，易損壞。

3"優化后拉刀機構分析

3.1"松拉刀結構特點

如圖3所示，主軸松刀時，活塞9推動支撐桿8向左移動，支撐桿8向左推動中間桿套5移動，壓緊碟形彈簧組7，中間桿套5與拉刀桿4通過螺紋聯接，拉刀桿4推動連接套2向左移動，連接套2繼續推動拉刀爪組1將刀具松開。在松刀的過程中，碟形彈簧組7受壓后，將力通過鏜軸傳遞給主軸后支撐軸承。主軸拉刀時，碟形彈簧組7釋放壓力推動活塞9向右移動，達到初始狀態，將刀具鎖緊。

3.2"優化后松拉刀結構優勢

針對現有主軸拉刀機構存在的問題，結合主軸的結構及安裝空間，做出如下優化方案：

1）安裝松拉刀機構的52mm內孔改為65mm，主軸加工難度降低，拉刀桿不易變形，剛性強，在主軸內部移動時不易研傷；

2）碟形彈簧尺寸由63mm×31mm×3.5mm增加至125mm×51mm×6mm，片數由116片減少為16片，碟形彈簧接觸面積大大增加，降低了多片彈簧接觸不佳的影響，拉刀力易達到理論值；

3）拉刀桿直徑從52mm增加至65mm，長徑比降低，主軸高速旋轉時振動減小，穩定性增強；

4）拉刀桿多點位支撐，支撐桿后端由一組角接觸球軸承支撐，減少了主軸高速旋轉時的尾部擺動現象，既增加了聯接處的可靠性，同時又減少了因不利振動帶來的主軸后支撐軸承壽命降低的情況；

5）拉刀機構組裝好后，從主軸一側裝入，將螺紋套與主軸聯接，設計無刀夾緊、有刀夾緊兩種狀態，拉刀力可根據實際要求自適應調整。

4"優化前后靜力學對比分析

結合拉刀機構的使用工況，拉刀桿材料選用40Cr，彈性模量E=2.13×1011Pa，密度ρ=7 700kg/m3，泊松比μ=0.28，屈服強度624MPa，整體調質處理，局部高頻淬火，松刀時，活塞推動拉刀桿向前運動，拉刀桿受到活塞的推力，同時又要克服蝶形彈簧彈力，當到達松刀行程時，此時拉刀桿受到的應力最大。按理論計算施加松刀力大小為30000N，如圖4—圖6所示。利用SolidWorks Simulation對此極限狀態下的拉刀桿進行靜力學分析。

通過靜力學分析可以看出，優化前后拉刀桿在碟簧接觸部位應力最大，因此需要對接觸部采用特殊的熱處理工藝并增大受力部位的接觸面積及厚度。優化前最大應力32.44MPa，優化后最大應力10.89MPa，優化前后拉刀桿在碟簧接觸部位變形量也最大，優化前的最大變形量5.796μm，優化后的最大變形量2.105μm，由于拉刀桿后端的支撐部位變寬，變形也明顯改善。優化前的靜剛度為：K=P/Dmax=5.18×109N/m，優化后的靜剛度K=P/Dmax=1.42×1010N/m。與優化前相比，拉刀桿的靜剛度顯著提升，剛性增強，優化后安全系數也由1.912提升至5.696。

5"模態分析

由于拉刀機構隨主軸一起高速轉動，拉刀機構在主軸內部的狀態會對主軸產生一定影響。現對拉刀機構的振動頻率進行分析。在模型的兩端施加固定約束，在密封圈處施加彈性支撐，支撐剛度0.5N/m，在碟形彈簧兩端面施加24000N的拉刀力。由于數控臥式銑鏜床在切削加工時振源頻率屬于低頻范圍，因而低階模態對振動系統的影響較大，低階振型對于主軸的振動起決定作用。如圖7—圖9所示。現用SolidWorks Simulation的頻率分析得到拉刀機構優化前后的4階振型及固有頻率［10］。

通過頻率分析可以看出，優化前后前2階振動頻率基本一致，此時拉刀機構1階振動為軸向變形，2階振動為彎曲變形，3階以后頻率開始逐漸增加，且以扭轉變形與彎曲變形相結合，優化后的3階、4階固有頻率增加7Hz，固有頻率比優化

前增加12%，極限轉速由3500r/min增加至4000r/min，機床設計的最高轉速為3000r/min，有效地避免了共振，改善了主軸的剛度，提升了機床的整體性能。

6"結語

通過分析得知現有方滑枕類數控臥式銑鏜床松拉刀機構的不足，結合主軸的整體性能要求及安裝空間，開發了一款全新的松拉刀機構。經實踐證明，優化后的拉刀機構結構合理，與優化前相比，拉刀機構極限狀態下的整體變形量減小，靜態剛度由5.18×109N/m提升至1.42×1010N/m，最大應力由32.44MPa降至10.89MPa， 安全系數由1.912提升至5.696，完全滿足技術要求。同時，模態3階、4階固有頻率增加12%，極限轉速提升至4000r/min，主軸的機械振動降低，噪聲下降。這種自適應拉刀力調整型式，可使裝配更加方便，主軸的整體機械性能顯著提升，為方滑枕類數控臥式銑鏜床高速主軸研制提供了理論基礎和工程實踐經驗。

參考文獻：

［1］ 郭平均，王偉. 快速調整碟形彈簧組夾緊力的裝置［J］. 制造技術與機床，2013（8）：117-117，121.

［2］ 代春香，田亞峰. 主軸拉刀機構的結構改善及技術提升［J］. 機械研究與應用，2020，33（3）：175-176，179.

［3］ 徐建平，王維，尹作升，等. 主軸松拉刀機構改進設計及應用［J］. 機械設計，2019（增刊2）：239-241.

［4］ 金正，何曉聰，李坤. 主軸松拉刀機構的優化設計［J］. 機電一體化，2016，22（4）：65-67

［5］ 李翠芝，劉通，張培良. 數控機床主軸自動松拉刀結構分析［J］. 機械工程師，2013（7）：160-161.

［6］ 孫再富，陳秀梅，楊慶東. 多軸機床的自動松拉刀機構的鎖刀分析研究［J］. 機械設計與制造，2012（8）：188-190.

［7］ 張義民. 機械振動［M］. 北京：清華大學出版社，2007.

［8］ 機械設計手冊編委會. 機械設計手冊·第1卷［M］. 3版. 北京：機械工業出版社，2004.

［9］ 機床設計手冊編寫組. 機床設計手冊·第3冊［M］. 北京：機械工業出版社，1986：177，228.

［10］ 李大磊，趙玉奇，張志林. SolidWorks高級功能與工程應用［M］. 北京：北京郵電大學出版社，2009.

收稿日期：20221011