基于ANSYS的十排鉆床身精度分析及優(yōu)化

陳敬敬，袁清珂，臧含書，畢 慶

（1.廣東工業(yè)大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，廣東廣州 510006；2.大連理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，遼寧大連 116024）

基于ANSYS的十排鉆床身精度分析及優(yōu)化

陳敬敬1，袁清珂1，臧含書2，畢 慶1

（1.廣東工業(yè)大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，廣東廣州 510006；2.大連理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，遼寧大連 116024）

為了提高板式家具鉆孔作業(yè)效率，對(duì)十排鉆床身在加工過(guò)程中的不穩(wěn)定問(wèn)題進(jìn)行研究，分析危險(xiǎn)工況下鉆床床身結(jié)構(gòu)的應(yīng)力與應(yīng)變值，提出改變床身結(jié)構(gòu)與厚度的優(yōu)化方案。利用有限元軟件ANSYS作為分析工具，以最小床身位移為目標(biāo)函數(shù)，遴選最優(yōu)改進(jìn)方案。結(jié)果表明該方案在滿足剛度與強(qiáng)度的前提下，明顯提高了鉆床床身的工作穩(wěn)定性及加工精度。

床身；有限元；改進(jìn)方案；加工精度

0 引言

十排鉆機(jī)床作為木工機(jī)械裝備的重要組成部分，廣泛應(yīng)用于木材和非金屬材料的多孔鉆削工作，其加工參數(shù)及床身參數(shù)如表1所示。床身作為受壓及受彎的關(guān)鍵零部件，其在工作過(guò)程中穩(wěn)定性直接關(guān)系到整個(gè)機(jī)床鉆孔的精度。如果結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)不合理，很容易發(fā)生變形，造成結(jié)構(gòu)不穩(wěn)定進(jìn)而影響加工質(zhì)量[1-2]。

目前，企業(yè)對(duì)十排鉆床身結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)多采用傳統(tǒng)材料力學(xué)簡(jiǎn)化計(jì)算與經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)相結(jié)合的方法，該方法雖具有一定的可靠性，卻不能體現(xiàn)應(yīng)力集中的位置與大小，也就無(wú)法確定該結(jié)構(gòu)的薄弱環(huán)節(jié)。本文利用有限元軟件ANSYS對(duì)某型號(hào)十排鉆床身進(jìn)行靜力學(xué)分析，將初始結(jié)構(gòu)參數(shù)作為設(shè)計(jì)變量，以最小位移量為目標(biāo)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，為十排鉆機(jī)床在加工精度方面提供理論與技術(shù)支撐[3-4]。

表1 十排鉆加工參數(shù)及床身參數(shù)

1 有限元模型構(gòu)建

1.1 受力情況分析

十排鉆床身是安裝主軸箱的支撐部件，也是關(guān)系鉆床精度的關(guān)鍵部件，結(jié)構(gòu)如圖1所示，鉆床床身左右兩端固定，床身上安裝有導(dǎo)軌，導(dǎo)軌上安裝左、右兩側(cè)排及底部五排主軸箱部件[5]（另外三排懸掛于機(jī)床上橫梁）。主軸箱對(duì)床身的影響歸為兩種極限工況，一是主軸箱均勻分布在床身上，二是主軸箱集中于床身一端，本文針對(duì)兩個(gè)極限工況位置對(duì)床身進(jìn)行靜態(tài)特性分析，研究床身的變形情況。

圖1 十排鉆床身結(jié)構(gòu)示意圖（a為矩形管壁厚）

1.2 構(gòu)建有限元分析模型

床身選用材料Q235A，其楊氏模量為205 GPa，密度為7800kg/m3，泊松比為0.3，屈服極限為235 MPa。由于鉆床對(duì)精度要求比較高，因此選用高精度的shell181單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，在建立模型過(guò)程中，對(duì)于焊接處理采用節(jié)點(diǎn)合并技術(shù)，最終將床身結(jié)構(gòu)離散化為44731個(gè)單元，節(jié)點(diǎn)數(shù)為328 329，其有限元模型如圖2所示。

圖2 床身有限元模型網(wǎng)格劃分

1.3 確定邊界條件

依據(jù)本十排鉆機(jī)床設(shè)計(jì)要求，床身左、右兩端采用螺栓固聯(lián)在排鉆機(jī)架上，因此可在床身左右兩端施加固定約束。床身的自重按均勻載荷施加至床身，中間五排主軸箱重力為每排700 N，床身兩側(cè)主軸箱重力為每排1 400 N，載荷施加如圖3所示。

圖3 床身載荷加載

2 床身靜態(tài)特性分析結(jié)果

在強(qiáng)度計(jì)算過(guò)程中，床身左右兩端的邊界約束限制了床身的剛體位移，從而可求在載荷作用下結(jié)構(gòu)變形的精確解。

2.1 對(duì)稱載荷工況

在鉆床實(shí)際加工過(guò)程中，可將床身自重及主軸箱的重量均勻施加在導(dǎo)軌上，經(jīng)計(jì)算得到床身在該工況下的床身應(yīng)力及位移云圖，如圖4和圖5所示[6]。

圖4 對(duì)稱載荷工況下床身應(yīng)力云圖

2.2 非對(duì)稱載荷工況

十排鉆機(jī)床的另一極限工況為主軸箱集中移到一端，此時(shí)可將主軸箱的重力作為集中載荷施加在床身的導(dǎo)軌上，經(jīng)計(jì)算，得到非對(duì)稱載荷工況下的應(yīng)力及位移云圖如圖6和圖7所示。

圖5 對(duì)稱載荷工況下床身位移云圖

圖6 非對(duì)稱載荷工況下床身應(yīng)力云圖

圖7 非對(duì)稱載荷工況下床身位移云圖

由圖4-圖7可知，鉆床床身主要以彎扭組合為主，對(duì)稱工況下床身最大等效應(yīng)力為15.254 MPa，最大變形量為0.27 mm；非對(duì)稱工況下最大等效應(yīng)力為35.256 MPa，其最大變形量為0.57 mm。

通過(guò)以上分析可得：影響鉆床精度的主要因素為十排鉆床身的剛度，床身的應(yīng)力符合設(shè)計(jì)要求。在非對(duì)稱載荷工況下，床身位移量大于對(duì)稱載荷工況下，故非對(duì)稱載荷工況為十排鉆床身的危險(xiǎn)工況，也是精度最差的工況。該床身結(jié)構(gòu)在非對(duì)稱載荷工況下，位移量過(guò)大，不能滿足十排鉆機(jī)床的加工精度要求，故需要對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，以提高床身的強(qiáng)度與剛度[7]。

3 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

3.1a=10 mm時(shí)位移隨軸向位置的變化趨勢(shì)

以a=10 mm無(wú)筋板結(jié)構(gòu)的床身為基準(zhǔn)，對(duì)一字型筋板結(jié)構(gòu)及X字型筋板結(jié)構(gòu)的位移變化分別進(jìn)行分析，取向下位移為正，結(jié)果如圖8所示。

圖8顯示：1）曲線前部分出現(xiàn)負(fù)向位移，分析其原因主要為床身兩端固定約束，中間位移量過(guò)大，導(dǎo)致床身左端出現(xiàn)向上的位移，而右端施加有載荷，故負(fù)向位移并不大；2）床身的右體位移明顯大于左體，主要原因?yàn)榇采碜笥覂刹糠謱?dǎo)軌的位置不同所致，床身右體導(dǎo)軌的位置偏外，引起床身發(fā)生扭轉(zhuǎn)變形，導(dǎo)致床身位移量過(guò)大；3）一字型及X字型最大位移量明顯減小。

圖8 床身厚度為10 mm時(shí)不同結(jié)構(gòu)位移圖

3.2 不同矩形管壁厚的靜態(tài)特性分析

以矩形管壁厚a為變量，針對(duì)一字型及X字型結(jié)構(gòu)的床身進(jìn)行分析，分別取a=8 mm、a= 9 mm、a=10 mm與無(wú)筋板結(jié)構(gòu)的床身a=10 mm進(jìn)行對(duì)比，分析結(jié)果如表2所示[8]。

從表2可以看出，十排鉆實(shí)際工況下X型結(jié)構(gòu)的床身變形量最小，在此結(jié)構(gòu)中，床身矩形管厚度為9 mm和10 mm的變形量符合設(shè)計(jì)要求，針對(duì)該情況，從輕量化的角度遴選出a=9 mm的X型結(jié)構(gòu)為最優(yōu)設(shè)計(jì)方案。

Precision Analysis and Optimization about the Bed of Ten-Rows Drilling Machine Based on ANSYS

CHEN Jing-jing1，YUAN Qing-ke1，ZANG Han-shu2，BI Qing1
（1.School of Mechanical and Electrical Engineering，Guangdong University of Technology，Guangzhou 510006，China；2.School of Mechanical Engineering，Dalian University of Technology，Dalian 116024，China）

In order to improve boring process efficiency in panel furniture production，the problem that the bed of ten-rows drilling machine was unstable during the work was studied detailedly.By analyzing the bed structure's stress and strain values which was in the dangerous working condition，then proposed the structure improvement scheme of changing the thickness.The FEA software was used as an analysis tool，the optimal improvement solutions which used the minimum displacement of lathe bed as the objective function was selected.The results showed that the proposed improvement program could not only meet the requirements of stiffness and strength，but also increase the working stability of the bed and machining precision greatly.

bed；FEA；optimal improvement solutions；machining precision

TG52

A

1009－9492(2014)03－0070－03

10.3969/j.issn.1009-9492.2014.03.021

2013－09－03