主軸系統(tǒng)是機床產(chǎn)生振動的關鍵部件，分析主軸的動態(tài)特性可以了解機床的抗振才干和變形方式。分析中將主軸與支撐軸承簡化成一個彈性系統(tǒng)，同時將主軸旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的向心力當作結構的預應力，該方法為主軸類零件的動態(tài)分析提供了新的思緒。
引言
本文以數(shù)控自動上下料立式機床主軸系統(tǒng)為研討對象，研討主軸結構設計對主軸系統(tǒng)的穩(wěn)定性和抗振才干的影響。將主軸與支撐軸承簡化成一個彈性系統(tǒng)，將主軸旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的向心力當作預應力來中止分析，為主軸類零件分析提供了新的分析思緒。
有限元方法被普遍應用于機械工程類的分析計算中，本文對機床主軸中止有限元分析首先需求樹立主軸的有限元模型，包括對主軸模型設定材料參數(shù)、劃分網(wǎng)格和施加邊境條件，其中邊境條件可以思索軸承的支撐要素，即在軸承支撐的位置添加具有剛度值的彈性約束條件。應用有限元方法我們可以對主軸中止模態(tài)分析與諧響應分析。
1、主軸模態(tài)分析
當主軸轉(zhuǎn)動時，質(zhì)心會偏離軸線使軸產(chǎn)生方向周期性變化的慣性力，這一慣性力是激起軸的橫向振動的主要緣由。當主軸轉(zhuǎn)速接近或經(jīng)過自身臨界轉(zhuǎn)速時，其振動會顯得異常劇烈。模態(tài)分析可以肯定機構的固有頻率和振型，從而避免主軸工作時產(chǎn)生過大振動。
主軸作為分析研討的對象選擇了兩種設計結構，一種是長軸結構(見圖1)，另一種是短軸結構�？梢员砻�，長軸結構設計中的主軸屬于細長軸，長度為736mm。而第二種設計的空心短軸中軸長度顯著減小到280mm，直徑相對增大。可以看出這兩種方案中主軸結構的外形和尺寸都不相同，經(jīng)過有限元分析可計算出結構的模態(tài)參數(shù)，對比結果判別哪種結構更優(yōu)。
根據(jù)理論情況，主軸工作時要遭到其他部件的限制，也就是要設置相應的約束條件。軸承作為支撐主軸的部件，它的支撐剛度對轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的精度、抗振才干起著決議性作用。軸承對主軸的支撐即可模擬為主軸與軸承配合部位施加彈性約束，同時在主軸上端有鎖緊螺母和其他結構限制主軸的X、Y、Z向自由度。
軸承支撐參數(shù)的識別有多種方法，如傳送函數(shù)法、直接法等，本文應用已有閱歷公式計算角接觸軸承的剛度。主軸軸承采用定位預緊方式，在已知預緊力的情況下，可近似求得角接觸球軸承的徑向剛度Kr：
按照已知的參數(shù)對主軸的有限元前處置中止設定，根據(jù)約束條件施加彈性約束，為了思索轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)時離心應力的影響需求給主軸設定一個轉(zhuǎn)速，即帶預應力的結構模態(tài)分析。分析得到兩種結構主軸的前3階模態(tài)結果如表1、表2所示。
由表1和表2可知，長軸的臨界轉(zhuǎn)速遠小于空心短軸的臨界轉(zhuǎn)速。加工時的轉(zhuǎn)速在3000r/min，空載轉(zhuǎn)速為3500r/min，而長軸的低階臨界轉(zhuǎn)速是3180r/min和3192r/min，由此可知，長軸加工時可能會發(fā)作較大振動，而短軸的臨界轉(zhuǎn)速遠大于理論轉(zhuǎn)速，避免了產(chǎn)生共振的可能。
2、主軸諧響應分析
諧響應分析是研討物體遭到一定頻率范圍內(nèi)激振力時產(chǎn)生的變形和應力變化情況，研討對象主軸所遭到的約束條件與模態(tài)分析相同，施加載荷為60N·m的轉(zhuǎn)矩。分別以長軸和短軸前端一點中止位移變形的數(shù)據(jù)采集，采樣間隔4Hz，在轉(zhuǎn)矩載荷0Hz～80Hz實驗區(qū)間均勻得到20個采樣點。采樣頻率處的計算數(shù)據(jù)銜接成如圖4、圖5所示的曲線，可以分析主軸在該頻率區(qū)間受載荷下的變外形況。
3、結論
本文在模態(tài)分析過程中思索了軸承的支撐剛度，并將主軸旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的離心應力作為預應力，求解得出所設計主軸的低階固有頻率和振型。對比結果顯現(xiàn)空心短軸的動力學特性比長軸的更好。本文還對其做了諧響應分析，結果標明在一定頻率變化的正弦力作用下空心短軸結構的受力變形更小，這也與模態(tài)分析的結果相吻合。
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