剛?cè)狁詈蠑?shù)控機床主軸箱動態(tài)特性分析*

趙海芳，劉 潔

(宿遷學院機電工程系，江蘇宿遷 223800)

0 引言

主軸箱是機床的主要零部件之一，主軸系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)特性和可靠性對機床系統(tǒng)的加工性能有很大的影響。機床在不同激振頻率的動載荷作用下，各部件反映在刀具與工件切削處的綜合位移中主軸組件所占的比重最大，另外影響切削效率的切削自振頻率往往接近于主軸組件橫向振動的低階固有頻率，其低階振動模態(tài)是決定機床抵抗切削自振能力的主要模態(tài)，采用剛?cè)狁詈夏Ｐ湍芨玫姆治龆囿w部件間相互耦合的主軸系統(tǒng)的動態(tài)特性。

1 實驗分析

機床主軸箱振動測試系統(tǒng)如圖1所示。

圖1 機床主軸箱振動測試系統(tǒng)

本系統(tǒng)采用PC-DAQ方式，即以數(shù)據(jù)采集卡、信號調(diào)理電路及計算機為儀器硬件平臺。測試系統(tǒng)由傳感器、數(shù)據(jù)采集卡、計算機等組成。利用深圳普德普施公司生產(chǎn)的YD系列壓電加速度傳感器、CA系列電荷放大器、PCI-6024E數(shù)據(jù)采集卡和計算機組成監(jiān)測系統(tǒng)的硬件部分，系統(tǒng)的應(yīng)用軟件利用德普施公司DRVI軟件平臺開發(fā)的。

啟動機床主電機后，先通過實時波形觀察主軸在X、Y、Z方向上振動加速度變化，X、Y、Z振動見圖2。

圖2 X、Y、Z方向上振動加速度

由試驗數(shù)據(jù)可知:

(1)主軸箱前軸承處的Y方向振動加速度幅值最大。

(2)由齒輪嚙合頻率的理論計算公式(1)可知，齒輪嚙合頻率為143 Hz，頻譜分析表明，主軸振動加速度變化頻率與回轉(zhuǎn)運動引起的強迫振動相一致。

2 仿真模型的建立

在主軸箱系統(tǒng)仿真分析中，正確建立虛擬樣機模型是重點，考慮了齒輪系統(tǒng)動力學關(guān)系，基于實體模型建立了主軸箱的剛?cè)狁詈夏Ｐ汀?/p>

2.1 多剛體模型的建立

采用Pro/E軟件，建立齒輪箱三維實體模型，齒輪參數(shù)如表1所列。在ADAMS軟件中，軸端添加轉(zhuǎn)動副和驅(qū)動力，齒輪間添加實體接觸力，齒輪與軸之間添加固定副，可得主軸箱多剛體模型，仿真得主軸與傳動軸的轉(zhuǎn)速如圖3所示。

表1 主軸箱齒輪參數(shù)

圖3 主軸與傳動軸轉(zhuǎn)速

由圖3可知各軸齒輪轉(zhuǎn)速與理論值相符合，證明樣機模型建立正確性，為后續(xù)的剛?cè)狁詈献鰷蕚洹?/p>

2.2 剛?cè)狁詈夏Ｐ偷慕?/h3>

通過ANSYS與ADAMS聯(lián)合仿真建立主軸箱剛?cè)狁詈夏Ｐ?，ANSYS與ADAMS聯(lián)合仿真路線見圖4，首先用在ANSYS軟件中導(dǎo)入主軸文件，進行單元選取和網(wǎng)格劃分，對主軸零件進行固有頻率和振型的計算，筆者提取前5階模態(tài)頻率，模態(tài)頻率見表2，振型如圖5，然后采用專用接口把主軸零件生成模態(tài)中性文件(mnf)，通過ADAMS/AutoFlex模塊讀取該文件，即可建立主軸箱剛?cè)狁詈夏Ｐ?，建好的模型如圖6所示。

圖4 ANSYS與ADAMS聯(lián)合仿真路線

表2 主軸前5階模態(tài)頻率

圖5 主軸前5階振型

圖6 剛?cè)狁詈夏Ｐ?/p>

3 剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)分析

剛?cè)狁詈夏Ｐ徒⒑?，添加約束和驅(qū)動，選用S12積分器，設(shè)定仿真時間為0.3 s，仿真步數(shù)為100步，主軸的徑向振動位移曲線如圖7所示。

圖7 主軸軸端徑向振動位移

柔性主軸刀具端的徑向動態(tài)位移響應(yīng)最大值為0.013 mm，比車床主軸徑向跳動的靜態(tài)檢驗值0.010 mm大，但小于車床主軸徑向跳動的驗收值0.015 mm，且該處的振動加速度較小，符合設(shè)計要求。柔性主軸刀具端的徑向位移響應(yīng)充分反應(yīng)出齒輪對嚙合傳動的時變接剛度對輸出響應(yīng)特點。

4 結(jié)論

(1)分析了主軸的模態(tài)，發(fā)現(xiàn)主軸的低階頻率與數(shù)控車床的回轉(zhuǎn)頻率相近，為后續(xù)的優(yōu)化提供依據(jù)。

(2)仿真得到的柔性主軸徑向振動位移反應(yīng)出主軸系統(tǒng)多體耦合作用下的輸出響應(yīng)特點，該樣機模型較實際地模擬了柔性主軸系統(tǒng)的動態(tài)特性，其計算結(jié)果對工程實際具有重要的參考價值和指導(dǎo)意義。

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