基于ADAMS 的機床主軸剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)建立及性能分析

錢士才，高宏力，李文濤

(西南交通大學(xué) 機械工程學(xué)院，成都 611756)

ADAMS/Flex 是ADAMS 軟件包中的一個集成可選模塊，可以建立柔性體，同時提供ADAMS 與有限元分析軟件ANSYS ，NASTRAN ，ABAQUS 之間的接口［1］.利用此模塊可以考慮物體的彈性，在模型中引入柔性體，從而提高系統(tǒng)仿真的精度。

1 ANSYS 與ADAMS 的數(shù)據(jù)交換及聯(lián)合仿真的實現(xiàn)［2］

利用ANSYS 與ADAMS 接口，對機械系統(tǒng)中的柔性體部件進行聯(lián)合仿真的步驟如下:(1)在ANSYS 中建立柔性體部件的有限元模型并生模態(tài)中性文件(mnf 文件)，(2)在ADAMS 中建立好剛性體的模型，讀入模態(tài)中性文件，指定好部件之間的連結(jié)方式，施加必要的載荷進行系統(tǒng)動力學(xué)仿真。

(3)在ANSYS 程序中，將載荷文件(lod 文件)中對應(yīng)時刻的載荷施加到柔性體上對柔性體進行應(yīng)力應(yīng)變分析。

2 剛?cè)狁詈夏Ｐ偷慕?/h2>

2.1 主軸有限元模型的建立

機床主軸是一個階梯空心軸，采用ANSYS 分析之前，對主軸部件有限元模型進行了簡化，去除倒角工藝空等一些小結(jié)構(gòu)。本文研究的主軸材料為45 鋼，密度7 850 kg/m3，泊松比0.28，彈性模量210 GPa。使用ANSYS 對主軸進行網(wǎng)格劃分，根據(jù)主軸各部件的位置關(guān)系，建立了5 個外部結(jié)點。用于運動副的創(chuàng)建和主軸在ADAMS 中定位。其中結(jié)點2，4 處與軸承連接［4］，故在ANSYS 劃分網(wǎng)格時將其所在的斷面設(shè)置為剛性平面。其模型如圖1 所示。

圖1 主軸的有限元模型及剛性平面

利用ANSYS 程序的宏命令即可生成ADAMS/Flex 需要的模態(tài)中性文件［3］。本過程需注意下面兩點:

(1)單位系統(tǒng)，本文使用的單位系統(tǒng)為(mm，kg，N，s，deg)。

(2)選擇外部結(jié)點，以便定位。

2.2 添加約束建立剛?cè)狁詈夏Ｐ?/h3>

添加約束后傳動系統(tǒng)的剛?cè)狁詈夏Ｐ腿鐖D2 所示。

圖2 主傳動系統(tǒng)的剛?cè)狁詈夏Ｐ?/p>

在主軸系統(tǒng)的剛?cè)狁詈夏Ｐ椭校捎幂S套(bushing)約束來模擬軸承對主軸的支撐和受力關(guān)系。軸承的剛度直接影響高速主軸的振動，為了精確描述軸套約束，必須對各個軸承的剛度進行計算。本文所研究的主軸系統(tǒng)兩個支承軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1 所示。

表1 支承軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)

軸承潤滑油的粘度η0=0.02 pa·s;粘壓系數(shù)α=2.3 ×10-8pa;當(dāng)量彈性模量E =2 ×1011pa;主軸轉(zhuǎn)速N =250 r/min。將以上參數(shù)代入相關(guān)軸承剛度計算公式可求出主軸前支承軸承剛度K1=7.28 ×108N/m;后支承軸承剛度K2=4.79 ×108N/m。

3 主傳動系統(tǒng)剛?cè)狁詈咸摂M樣機仿真分析

3.1 空轉(zhuǎn)工況下系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)

在不考慮切削載荷的作用，在輸入軸轉(zhuǎn)速為1 200 r/min驅(qū)動情況下，用ADAMS 仿真并測量主軸上各個結(jié)點的振動位移。得到各結(jié)點的X 方向的平動位移如圖3 所示。

圖3 主軸的軸向振動(不同曲線表示不同結(jié)點)

由圖3 分析可以得到以下結(jié)論:(1)在空轉(zhuǎn)工況下，當(dāng)輸入軸轉(zhuǎn)速為1 200 r/min 時，主軸徑向和軸向振動位移非常小;(2)主軸最大徑向振動位移值出現(xiàn)在主軸與前端軸承的結(jié)合位置，各個結(jié)點徑向振動位移有一定偏差。

3.2 切削激勵下系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)

高速運轉(zhuǎn)的數(shù)控機床，工件與車刀之間的切削力對主軸的運動有很大的影響。其切削激勵主要是作用于工件邊緣的徑向切削力，其作用效果等價于一個切削力矩和一個作用于工件回轉(zhuǎn)中心的徑向切削力，并且切削力矩是主要的載荷。因此，重點討論的切削力矩對主軸振動的影響［3］。

主軸切削力矩的模型采用經(jīng)驗預(yù)估模型來確定激振力矩，假設(shè)切削力是余弦周期函數(shù)，由幅值、相位角和強迫振動頻率組成，即

其中Np1、w 和φ 分別為幅值、強迫振動頻率和相位角。車刀的每個時刻與工件接觸時都會就產(chǎn)生周期性的激振力。在給定p1=2 686 N·m，φ=0，頻率f=100 Hz，仿真后得到各個各結(jié)點的軸向振動位移和徑向振動位移如圖4 和圖5 所示。

由圖4 與圖5 可知:

(1)主軸在徑向切削力矩激勵下，其徑向振動位移迅速增加，遠大于在空轉(zhuǎn)工況下產(chǎn)生的動態(tài)徑向位移。

(2)主軸最大徑向向振動位移值出現(xiàn)在主軸前端面，最小值出現(xiàn)在主軸與軸承端軸承的結(jié)合位置。

4 結(jié)束語

本文對機床主傳動系統(tǒng)的輸出軸即機床主軸進行了柔性化處理，并把主軸與軸承的結(jié)合位置添加了柔性約束，建立了傳動系統(tǒng)的剛?cè)狁詈咸摂M樣機模型。研究了空轉(zhuǎn)工況下、切削力矩作用下主軸的動態(tài)響應(yīng)，并通過ANSYS 與ADAMS 的聯(lián)合仿真，得到了主軸的動態(tài)振動情況。本文給出了一種研究利用ADAMS 和ANSYS 聯(lián)合仿真研究機床主軸的方法，由于篇幅有限，本文僅對主軸的性能有初步的研究，在時間容許的情況下還可以研究主軸再齒輪接觸力的激勵下對主軸運動產(chǎn)生的影響。

［1］李軍，邢俊文，覃文.ADAMS 實例教程［M］.北京:北京理工大學(xué)出版社，2002.

［2］鄭建榮.虛擬樣機技術(shù)入門與提高［M］.北京:機械工業(yè)出版社，2002.

［3］劉延柱.多剛體系統(tǒng)動力學(xué)［M］.北京:高等教育出版社，1989.

［4］祝效華，廖偉志，黃永安，等.CAD/CAE/CFD/VPT/SC 軟件協(xié)作技術(shù)［M］.北京:中國水利水電出版社，2004.