分體夾裝式冷滾打主軸設(shè)計(jì)及可靠性分析

李　龍　李　言　姚　遠(yuǎn)　楊明順　袁啟龍　董　皓

西安理工大學(xué)，西安，710048

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分體夾裝式冷滾打主軸設(shè)計(jì)及可靠性分析

李龍李言姚遠(yuǎn)楊明順袁啟龍董皓

西安理工大學(xué)，西安，710048

針對(duì)冷滾打成形中主軸受高頻沖擊的特點(diǎn)，對(duì)現(xiàn)有冷滾打主軸結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，給出了一種分體夾裝式冷滾打主軸結(jié)構(gòu)，并建立了相應(yīng)的有限元分析模型。通過(guò)數(shù)值模擬的方法得到了該結(jié)構(gòu)的模態(tài)和受力情況，驗(yàn)證了該結(jié)構(gòu)的可行性。在此基礎(chǔ)上，設(shè)計(jì)了用于C630車(chē)床的冷滾打?qū)嶒?yàn)用主軸，采用LMS系統(tǒng)得到了該主軸的前三階模態(tài)，并通過(guò)和數(shù)值模擬方法所得結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，驗(yàn)證了有限元分析方法和結(jié)果的有效性。在C630車(chē)床上用該主軸結(jié)構(gòu)對(duì)紫銅和20鋼塊料進(jìn)行了冷滾打成形實(shí)驗(yàn)，進(jìn)一步證明了分體夾裝式冷滾打主軸結(jié)構(gòu)的可行性。

冷滾打；主軸；結(jié)構(gòu)分析；LMS系統(tǒng)

0　引言

隨著現(xiàn)代塑性成形技術(shù)的發(fā)展，降低塑性成形設(shè)備能耗和減小成形力，提高生產(chǎn)柔性和產(chǎn)品精度成為塑性成形技術(shù)創(chuàng)新的主要方向[1-2]。冷滾打成形技術(shù)作為一種常溫下的塑性成形方法，其成形效率高、能耗低、工藝簡(jiǎn)單、加工柔性好，具有廣闊的應(yīng)用前景[3-4]。自瑞士的Krapfenbauer等設(shè)計(jì)了第一臺(tái)冷滾打設(shè)備后[5]，對(duì)實(shí)現(xiàn)這一成形方法的設(shè)備研究就未間斷，瑞士Grob公司在滾打輪與滾壓頭連接處增加一個(gè)可調(diào)止推環(huán)結(jié)構(gòu)，使?jié)L打輪以一定安裝傾角固定在滾壓頭上，解決滾打輪的安裝傾角問(wèn)題，并將冷滾打技術(shù)用于內(nèi)花鍵成形中[6]，Deriaz等[7]和Geser[8]針對(duì)傳統(tǒng)的Grob機(jī)床進(jìn)行數(shù)控化改造，優(yōu)化了整機(jī)結(jié)構(gòu)，并改進(jìn)了支撐和夾裝裝置，使設(shè)備在高速加工過(guò)程中的承載能力更強(qiáng)。我國(guó)在引進(jìn)國(guó)外相關(guān)設(shè)備的基礎(chǔ)上也對(duì)冷滾打設(shè)備進(jìn)行了自行研發(fā)，先后對(duì)冷滾打機(jī)床進(jìn)行試制，總結(jié)出許多設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)和改進(jìn)建議。李言等[9]對(duì)CA6140機(jī)床進(jìn)行改造，使冷滾打成形技術(shù)用于絲杠的成形。牛婷等[10-11]對(duì)LQ200型花鍵冷敲機(jī)的運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行了分析，并對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)和分度結(jié)構(gòu)給出了設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)，使得機(jī)床剛度得到進(jìn)一步提升。蘇金波等[12]分析了數(shù)控花鍵冷敲機(jī)滾打輪最小軸徑，給出了滾打輪軸徑的優(yōu)化設(shè)計(jì)值。馬群等[13]分析了連續(xù)分度冷滾打干涉現(xiàn)象產(chǎn)生的原理，設(shè)計(jì)了改進(jìn)的滾打頭結(jié)構(gòu)，利用斜銅套將滾打輪自轉(zhuǎn)軸反向傾斜一個(gè)安裝角，提高了冷滾打成形的精度。

學(xué)者們的研究成果表明，冷滾打主軸是冷滾打設(shè)備的核心構(gòu)件，其剛度和對(duì)滾打輪的定位精度直接影響著滾打成形件的質(zhì)量，但是目前現(xiàn)有冷滾打設(shè)備存在滾打輪安裝更換困難、滾打輪支撐剛性差和定位精度難以保證的問(wèn)題，這些問(wèn)題制約了冷滾打加工的生產(chǎn)效率和成形質(zhì)量。針對(duì)上述問(wèn)題，本文在分析現(xiàn)有冷滾打主軸結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上提出分體夾裝的主軸形式，并應(yīng)用有限元方法驗(yàn)證了該主軸結(jié)構(gòu)的可行性。在此基礎(chǔ)上對(duì)這一結(jié)構(gòu)進(jìn)行了一定的改進(jìn)，并在LMS系統(tǒng)上驗(yàn)證有限元模態(tài)分析方法的正確性。同時(shí)利用C630車(chē)床，采用該主軸結(jié)構(gòu)對(duì)紫銅和20鋼塊料進(jìn)行冷滾打成形實(shí)驗(yàn)，通過(guò)對(duì)成形件齒廓形狀、表面硬度和金相組織的分析進(jìn)一步驗(yàn)證了該主軸結(jié)構(gòu)的合理性，以此為冷滾打主軸的設(shè)計(jì)改進(jìn)提供參考。

1　冷滾打主軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

冷滾打成形技術(shù)是一種常溫下利用滾打輪對(duì)工件進(jìn)行高頻沖擊和滾壓相復(fù)合的塑性成形技術(shù)，其基本原理如圖1所示，滾打輪偏心安裝在滾打主軸上，當(dāng)主軸轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將帶動(dòng)滾打輪公轉(zhuǎn)，滾打輪打擊工件時(shí)在摩擦力作用下發(fā)生自轉(zhuǎn)，主軸每轉(zhuǎn)動(dòng)一周，滾打輪打擊一次工件，在工件的不斷進(jìn)給下每次擊打造成的塑性變形量逐步積累，最終在工件表面形成所需的形狀。

圖1　冷滾打成形基本原理圖

由此可見(jiàn)，冷滾打成形是一個(gè)高頻沖擊的加工過(guò)程，因此滾打主軸除了要求有很好的剛性外，還需避免因加工產(chǎn)生的沖擊發(fā)生共振。同時(shí)滾打輪擊打工件時(shí)，滾打輪和滾打輪的支撐軸承會(huì)承受很大的沖擊力，容易損壞，因此結(jié)構(gòu)上要提高滾打輪支撐軸承的可靠性，并且易于更換滾打輪和其支撐軸承。

目前，冷滾打主軸的結(jié)構(gòu)形式按滾打輪的安裝方式主要有軸向卡裝和徑向連接兩種，其結(jié)構(gòu)示意圖如圖2所示。其中如圖2a所示，軸向卡裝式主軸是采用鎖緊螺母結(jié)構(gòu)鎖緊打頭蓋，從而對(duì)滾打輪進(jìn)行定位卡裝，滾打輪和打頭蓋之間裝墊片以調(diào)整軸向位置，滾打輪通過(guò)半圓銅套可實(shí)現(xiàn)回轉(zhuǎn)，這種結(jié)構(gòu)滾打輪及其軸承承載能力強(qiáng)且易于更換，但是其結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，剛性較差，軸向不易定位，采用半圓銅套作為軸承，對(duì)裝配和潤(rùn)滑有較高要求，一旦銅套磨損易發(fā)生抱死。徑向連接式主軸通過(guò)連接螺釘將滾打輪芯軸固定在主軸上，滾打輪通過(guò)滾打輪芯軸上的滾針軸承實(shí)現(xiàn)回轉(zhuǎn)，軸向通過(guò)銅墊定位，這一結(jié)構(gòu)主軸剛性好，滾打輪支撐采用標(biāo)準(zhǔn)件，定位精度高，但是滾打輪承載能力較差，滾針軸承易損壞。

(a)軸向卡裝主軸

(b)徑向連接主軸圖2　冷滾打主軸結(jié)構(gòu)

分體夾裝式主軸在以上兩種結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上改進(jìn)而來(lái)，其結(jié)構(gòu)如圖3所示。該結(jié)構(gòu)滾打主軸主要由左右段軸、滾打輪、軸承和相應(yīng)的連接緊固件組成，左右兩段軸通過(guò)自身的配合以及銷(xiāo)定位，通過(guò)螺釘緊固以此夾裝滾打輪，滾打輪通過(guò)兩側(cè)滾針軸承和銅墊支撐定位。該結(jié)構(gòu)多采用標(biāo)準(zhǔn)件，結(jié)構(gòu)緊湊，滾打輪承載能力好于徑向連接式主軸，同時(shí)又保留了軸向卡裝式主軸的優(yōu)點(diǎn)。為充分論證分體夾裝式冷滾打主軸設(shè)計(jì)的可行性和可靠性，需要對(duì)其進(jìn)行相應(yīng)的模態(tài)和受力分析。

圖3　分體夾裝式冷滾打主軸結(jié)構(gòu)圖

2　分體夾裝式冷滾打主軸有限元分析

2.1有限元模型的建立

為了便于分析和計(jì)算，本文對(duì)所設(shè)計(jì)的主軸進(jìn)行了一定的簡(jiǎn)化，忽略了倒角，并簡(jiǎn)化了滾針軸承、銅墊和封蓋，其簡(jiǎn)化后模型的主要尺寸如圖4所示，并在有限元分析軟件ABAQUS里建立了相應(yīng)的實(shí)體模型，采用C3D10三維10節(jié)點(diǎn)2階四面體實(shí)體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分。左右軸單元大小控制為6 mm，其余部件單元大小控制為4～5.5 mm。劃分單元總數(shù)為91 622，節(jié)點(diǎn)個(gè)數(shù)為140 661，如圖5所示。材料的物理機(jī)械性能為彈性模量E=209GPa，泊松比μ=0.269，密度ρ=7890kg/m3，屈服強(qiáng)度σs=360MPa。各零部件之間由相應(yīng)的結(jié)合面耦合連接在一起。

圖4　分體夾裝式冷滾打主軸主要結(jié)構(gòu)尺寸

圖5　模型網(wǎng)格劃分

2.2模態(tài)分析

模態(tài)分析是對(duì)零部件自身動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行分析的方法。通過(guò)模態(tài)分析可得到零件的固有頻率，并以此分析固有頻率與激振頻率之間的關(guān)系，避免與工作載荷產(chǎn)生的振動(dòng)發(fā)生共振。其數(shù)學(xué)模型為

(1)

由于該運(yùn)動(dòng)方程是常系數(shù)線(xiàn)性齊次微分方程組，其解的形式為

(2)

其中,ω為結(jié)構(gòu)振動(dòng)固有頻率；φ為振動(dòng)初相位。

將式(2)代入式(1)即可得到結(jié)構(gòu)自由振動(dòng)特征方程：

(K-ω2M)X=0

(3)

式(3)有非零解的條件是其系數(shù)行列式等于零，即

det|K-ω2M|=0

(4)

因此，求解系統(tǒng)自由振動(dòng)動(dòng)力特性，就是求矩陣特征值ωi和矩陣向量Xi。

在有限元模態(tài)分析中，對(duì)模型只能施加零位移約束，將非零位移以零位移約束替代，其他約束(如載荷等)將被忽略。因此，需要將螺釘?shù)念A(yù)緊力通過(guò)主軸相應(yīng)位置結(jié)合面處的彈性阻尼系數(shù)進(jìn)行等效處理，由于左右軸用螺釘沿軸向連接，因此僅考慮結(jié)合面法向的彈性阻尼系數(shù)。由吉村允孝法[14]求得螺釘擰緊扭矩T=50 N·m時(shí)，主軸結(jié)合面相應(yīng)位置上的等效剛度系數(shù)為1.656×106N/m，阻尼系數(shù)為1.656×10-8N·s/m。

對(duì)主軸軸頸處(使用中此處安裝軸承)進(jìn)行剛性自由度約束，僅保留軸向轉(zhuǎn)動(dòng)。去掉模型中的連接螺釘，左右軸之間原結(jié)合位置通過(guò)彈簧阻尼器連接，經(jīng)計(jì)算得到主軸前5階固有頻率和振型分別如表1和圖6所示。

表1　冷滾打主軸前5階固有頻率及振型特征

(a)1階振型　　　　 (b)2階振型

(c)3階振型　　　(d)4階振型

(e)5階振型圖6　冷滾打主軸各階振型

由表1和圖6可知，冷滾打主軸的1階模態(tài)振型為軸向扭轉(zhuǎn)；2階模態(tài)振型為右軸軸頭部扭擺；3階模態(tài)振型為左右軸在結(jié)合面處沿徑向扭擺；4階模態(tài)振型為滾打輪安裝部分沿軸向擺動(dòng)；5階模態(tài)振型為右軸軸頭軸向扭轉(zhuǎn)。2階和5階模態(tài)振型均為局部模態(tài)振型,主要發(fā)生在軸頭部，除4階模態(tài)振型對(duì)滾打輪位置影響較大外，其余各階振型對(duì)滾打輪影響都很有限。冷滾打主軸的工作轉(zhuǎn)速一般要求在1000～5000 r/min，即工作頻率在16.7～83.3 Hz之間，遠(yuǎn)低于主軸軸頸在剛性約束下計(jì)算所得模態(tài)的各階固有頻率。因此，在正常工作過(guò)程中，該主軸設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)安全可靠，不會(huì)發(fā)生共振現(xiàn)象。

2.3受力分析

由冷滾打成形原理和相關(guān)研究文獻(xiàn)[15-17]知，冷滾打成形過(guò)程中，主軸僅在擊打工件瞬間受到極大的徑向沖擊力作用，最大值在15～30 kN之間，其余時(shí)間所受載荷都很小，因此對(duì)主軸可靠性的受力分析可以等效為主軸在最大徑向載荷下的穩(wěn)態(tài)靜力分析。

靜力分析可用來(lái)分析結(jié)構(gòu)在穩(wěn)態(tài)載荷和穩(wěn)定慣性力作用下引起的位移、應(yīng)力、應(yīng)變和力等響應(yīng)情況，以及能夠被等效為靜態(tài)載荷作用下的結(jié)構(gòu)響應(yīng)的問(wèn)題。線(xiàn)性結(jié)構(gòu)的靜力分析平衡方程為

KU=F

(5)

式中，U為系統(tǒng)節(jié)點(diǎn)位移向量；F為系統(tǒng)節(jié)點(diǎn)力向量。

通過(guò)求解式(5)，可得到系統(tǒng)各節(jié)點(diǎn)位移，再由幾何方程(連續(xù)介質(zhì)物質(zhì)中描述特定物理性質(zhì)的方程)和本構(gòu)方程(彈性體內(nèi)應(yīng)力分量與位移分量之間的微分關(guān)系式)進(jìn)一步得到單元內(nèi)部的應(yīng)變及應(yīng)力。

(a)主軸正向等效應(yīng)力云圖

(b)主軸側(cè)向等效應(yīng)力云圖

(c)滾打輪和螺釘位置剖面等效應(yīng)力云圖

(d)主軸柱銷(xiāo)位置剖面等效應(yīng)力云圖圖7　主軸等效應(yīng)力云圖

(a)主軸等效位移云圖

(b)滾打輪位置剖面等效位移云圖圖8　主軸位移云圖

主軸采用M12內(nèi)六角圓柱頭螺釘，螺栓強(qiáng)度等級(jí)為5.6級(jí)，螺釘預(yù)緊力范圍為12～18 kN，本文在螺釘端部加載14 kN拉力作為螺釘?shù)念A(yù)緊力，各結(jié)合面通過(guò)面面接觸對(duì)耦合連接，左右軸接觸面摩擦因數(shù)設(shè)為0.5，其余設(shè)為0.2。本文對(duì)滾打輪下表面施加60 kN等效靜載荷以代替動(dòng)態(tài)沖擊。主軸軸頸即支承軸承處施加剛性約束，僅可使主軸進(jìn)行軸向旋轉(zhuǎn)。由此得到主軸等效應(yīng)力場(chǎng)和位移情況分別如圖7和圖8所示。由等效應(yīng)力場(chǎng)分布可知，最大應(yīng)力出現(xiàn)在螺釘和主軸連接處、銅墊和滾打輪接觸位置以及軸承和主軸結(jié)合處，最大應(yīng)力值為101.3 MPa，后兩處出現(xiàn)應(yīng)力最大值是因?yàn)槟Ｐ秃?jiǎn)化造成的應(yīng)力集中，實(shí)際值應(yīng)該較小。主軸主體受力不大，僅在軸頸變徑處有應(yīng)力集中，最大值為60.76 MPa。5個(gè)緊固螺釘中與滾打輪安裝位置對(duì)稱(chēng)的螺釘受力最大，主要集中在螺釘頭部和連接尾部。軸承和滾打輪接觸側(cè)最大受力為81.01 MPa。兩定位銷(xiāo)在左右軸結(jié)合面處發(fā)生應(yīng)力集中，最大值為40.51 MPa，各部件受力均遠(yuǎn)小于其許用應(yīng)力值。

由圖8可知,主軸整體最大位移發(fā)生在滾打輪處，滾打輪向軸心位置內(nèi)凹，最大值為10.87 μm；由于左右軸靠螺釘連接，因此左右軸位移并不對(duì)稱(chēng)，在螺釘預(yù)緊力和外載荷作用下，螺

紋連接側(cè)位移較大，最大值出現(xiàn)在滾打輪安裝對(duì)側(cè)的螺釘連接處，其最大值為7.611 μm；左右兩軸在滾打輪對(duì)側(cè)位置張開(kāi)，最大位移為5.540 μm。上述結(jié)果表明主軸各部件因受力而引起的尺寸精度的改變均在5級(jí)精度內(nèi)，其影響遠(yuǎn)小于零件本身尺寸精度等級(jí)和冷滾打加工精度等級(jí)。因此，綜合以上結(jié)果可知該結(jié)構(gòu)主軸能夠滿(mǎn)足實(shí)際冷滾打加工的要求。

3　實(shí)驗(yàn)論證

3.1實(shí)驗(yàn)用主軸

為論證上述分析計(jì)算方法的正確性，在滿(mǎn)足較好加工工藝的基礎(chǔ)上，對(duì)上述主軸進(jìn)行適當(dāng)修改，使其用于C630車(chē)床進(jìn)行實(shí)際加工測(cè)試。所設(shè)計(jì)主軸將原有2個(gè)定位銷(xiāo)改為一個(gè)，并布置在滾打輪對(duì)側(cè)，同時(shí)將緊定螺釘增加到6個(gè)，提高螺釘連接可靠性，進(jìn)一步提高主軸承受載荷的能力。為了在C630車(chē)床上便于安裝，將滾打主軸左側(cè)軸頸改細(xì)，用以套裝在回轉(zhuǎn)頂尖外套上，以此安裝在機(jī)床尾座上，主軸右側(cè)可通過(guò)三爪卡盤(pán)固定，實(shí)物如圖9所示，其結(jié)構(gòu)尺寸如圖10所示。

圖9　實(shí)驗(yàn)主軸實(shí)物圖

圖10　實(shí)驗(yàn)主軸主要結(jié)構(gòu)尺寸圖

(a)滾打軸與緊定銷(xiāo)位置等效應(yīng)力云圖

(b)螺釘位置等效應(yīng)力云圖圖11　實(shí)驗(yàn)主軸等效應(yīng)力云圖

(a)滾打軸與緊定銷(xiāo)位置位移云圖

(b)螺釘位置位移云圖圖12　實(shí)驗(yàn)主軸位移云圖

采用與上文有限元計(jì)算方法相同的邊界條件和求解方法，得到所設(shè)計(jì)主軸在等效載荷下的等效應(yīng)力和位移情況，如圖11和圖12所示。等效應(yīng)力仍然集中在螺釘和主軸連接處、銅墊和滾打輪接觸位置以及軸承和主軸結(jié)合處，其中螺釘連接部位應(yīng)力值最大為119.8MPa，此外，由于左軸軸頸變細(xì)，因此較右側(cè)此處主軸有較大應(yīng)力值，最大值為60.62MPa。銷(xiāo)和軸承處等效應(yīng)力最大值分別為37.89MPa和53.04MPa，與改變定位銷(xiāo)位置并增加緊固螺釘數(shù)前所得結(jié)果相比均有降低。

滾打輪位移最大值為9.419μm，左右軸最大拉開(kāi)距離為3.642μm，出現(xiàn)在軸的外沿靠近第2和第5個(gè)螺釘位置處(螺釘位置見(jiàn)圖10，螺釘位沿逆時(shí)針?lè)较蚓幪?hào))，均比改變定位銷(xiāo)的位置并增加緊固螺釘數(shù)前有所減小，螺釘連接處位移與2.3節(jié)所得結(jié)果相近，主軸主體變形較改變定位銷(xiāo)和螺釘前更加均勻。因此實(shí)驗(yàn)用主軸的連接及緊固方式更加合理。

3.2LMS模態(tài)實(shí)驗(yàn)

在進(jìn)行實(shí)驗(yàn)前，采用LMS系統(tǒng)[18]對(duì)所設(shè)計(jì)主軸進(jìn)行模態(tài)分析。LMS系統(tǒng)采用最小二乘復(fù)頻法代替?zhèn)鹘y(tǒng)的最小二乘復(fù)指數(shù)法,對(duì)小阻尼、大阻尼以及密集模態(tài)系統(tǒng)的參數(shù)識(shí)別都有很好的精度，可應(yīng)用于工程模態(tài)分析領(lǐng)域，能夠通過(guò)實(shí)際測(cè)量得到所測(cè)實(shí)體給定范圍內(nèi)固有頻率。將主軸通過(guò)軟繩懸掛，并在主軸上裝加速度傳感器，如圖13所示。通過(guò)錘擊對(duì)主軸施加激勵(lì)，頻響經(jīng)由LMS數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)傳入計(jì)算機(jī)，由LMS Test.Lab分析并求得其自由模態(tài)下0～15 kHz內(nèi)的固有頻率分別為4003.345 Hz、5746.123 Hz和11 338.514 Hz。

圖13　主軸模態(tài)實(shí)驗(yàn)傳感器布置圖

將實(shí)驗(yàn)主軸模型用第2章所述有限元方法進(jìn)行分析，除不對(duì)主軸施加自由度約束外，其余設(shè)置均相同，得到該主軸自由模態(tài)下0～15 kHz內(nèi)的固有頻率分別為4813.6 Hz、6345.9 Hz和10 029.8 Hz，將實(shí)驗(yàn)和仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如圖14所示，兩者雖有一定誤差，但數(shù)值模擬結(jié)果一定程度上能夠反映出主軸的實(shí)際固有頻率，因此上述分析主軸模態(tài)的方法是有效的。產(chǎn)生誤差的原因主要是數(shù)值計(jì)算所用模型對(duì)軸承以及螺釘預(yù)緊連接進(jìn)行了簡(jiǎn)化，并且忽略了各個(gè)部件間的裝配間隙。

圖14　主軸自由模態(tài)仿真和實(shí)驗(yàn)對(duì)比

3.3冷滾打成形實(shí)驗(yàn)

(a)紫銅　　　　　　　　(b)20鋼圖15　冷滾打?qū)嶒?yàn)現(xiàn)場(chǎng)

分別對(duì)紫銅和20鋼進(jìn)行了冷滾打成形實(shí)驗(yàn)，實(shí)驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)如圖15所示。加工參數(shù)為主軸轉(zhuǎn)速1200 r/min；工件進(jìn)給速度，紫銅為60 mm/min，20鋼為30 mm/min；打入深度，紫銅為3 mm，20鋼為2.5 mm；成形過(guò)程中不加冷卻液和潤(rùn)滑液，工件和滾打輪保持干燥。

冷滾打成形后滾打輪仍能靈活回轉(zhuǎn)，銅墊和軸承滾針無(wú)明顯變形劃蝕。每一試塊上滾打成形多次，成形所得工件如圖16所示，所形成齒形保持了較好的一致性和完整性，且齒面光潔無(wú)明顯斷裂和刮蝕，表明工藝系統(tǒng)有較好的穩(wěn)定性且滾打輪滾打過(guò)程中未出現(xiàn)卡死。

(a)紫銅試件

(b)20鋼試件圖16　成形試件

從所得試件的穩(wěn)定成形區(qū)各截取一段完整齒形，如圖16所示。通過(guò)ZESIS公司的接觸式三坐標(biāo)測(cè)量設(shè)備CONTURA G2對(duì)齒廓進(jìn)行了測(cè)量，并和滾打輪廓形進(jìn)行了比較，結(jié)果如圖17所示。如不考慮材料回彈和主軸支撐(三爪卡盤(pán)和機(jī)床尾座)剛度的影響，不同材料實(shí)驗(yàn)所得齒形和滾打輪廓形具有很好的一致性，表明滾打主軸具有足夠的強(qiáng)度及剛度保證滾打輪徑向和軸向的定位精度。

圖17　成形試件廓形和滾打輪廓形比較

多次測(cè)量齒根和齒壁處表面硬度并取平均值，同時(shí)與成形前試件硬度相比較其結(jié)果如表2所示，由表2可以發(fā)現(xiàn)滾打成形后表面硬度有所上升，齒根處提高幅度最大。對(duì)齒底和齒壁進(jìn)行晶像實(shí)驗(yàn)，得到其局部晶像組織圖，如圖18所示?？梢钥闯鲈邶X底和齒壁表層晶體組織密集，并呈現(xiàn)出與齒廓線(xiàn)走向一致的纖維化線(xiàn)狀分布。

表2　成形前后材料表面硬度對(duì)比　HB

(a)紫銅齒底(左)和齒壁(右)

(b)20鋼齒底(左)和齒壁(右)圖18　成形件齒底和側(cè)壁金相組織圖

4　結(jié)論

(1)對(duì)于冷滾打成形工藝，分體夾裝的主軸形式較軸向卡裝主軸和徑向連接主軸結(jié)構(gòu)具有更高的工藝性和剛性。

(2)通過(guò)有限元分析，論證了所設(shè)計(jì)的分體夾裝式主軸結(jié)構(gòu)具有足夠的剛度和強(qiáng)度，能夠滿(mǎn)足主軸最大轉(zhuǎn)速5000 r/min、最大等效載荷60 kN的加工要求，且在最大載荷下主軸零部件變形控制在5級(jí)精度內(nèi)。

(3)分體夾裝式主軸結(jié)構(gòu)可用于C630車(chē)床，實(shí)驗(yàn)證明在對(duì)紫銅和20鋼塊料的冷滾打成形中，該主軸結(jié)構(gòu)具有足夠的強(qiáng)度及剛度，能夠保證滾打輪徑向和軸向的定位精度，并能使成形件表面形成硬化層和金屬纖維組織。

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(編輯王艷麗)

Design and Reliability Analysis of Cold Roll-beating Equipment’s Spindle Adopted Separate Structure

Li LongLi YanYao YuanYang MingshunYuan QilongDong Hao

Xi’an University of Technology,Xi’an，710048

As for the characteristics of spindle impacted with the high frequency on cold roll-beating forming, a separate structure of cold roll-beating equipment’s spindle was given by improving the existing spindle structure of cold roll-beating equipment, and the corresponding finite element model was established. The feasibility of this structure was proved with the modal and stress distribution of this structure which were obtained by the method of numerical simulation. Then the spindle used in the C630 lathe for cold roll-beating forming was designed, and the first three modes of this spindle were obtained using LMS system, then comparing the above results with the results of numerical simulation, the validity of the finite element analysis method and results was confirmed. The experiments shaping the copper and 20 steel by the technology of cold roll-beating were carried out on the C630 lathe with the above spindle structure shaping and further prove the feasibility of this separate structure of cold roll-beating equipment’s spindle.

cold roll-beating; spindle; structural design; LMS system

2016-03-10

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51475366，51475146)；陜西省教育廳重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室科學(xué)研究計(jì)劃資助項(xiàng)目(12JS072)

TG66

10.3969/j.issn.1004-132X.2016.18.020

李龍，男，1989年生。西安理工大學(xué)機(jī)械與精密儀器工程學(xué)院博士研究生。主要研究方向?yàn)橄冗M(jìn)制造技術(shù)、現(xiàn)代綠色加工技術(shù)。獲發(fā)明專(zhuān)利2項(xiàng)。發(fā)表論文2篇。李言，男，1960年生。西安理工大學(xué)副校長(zhǎng)，機(jī)械與精密儀器工程學(xué)院教授、博士研究生導(dǎo)師。姚遠(yuǎn)，男，1990年生。西安理工大學(xué)機(jī)械與精密儀器工程學(xué)院碩士研究生。楊明順，男，1974年生。西安理工大學(xué)機(jī)械與精密儀器工程學(xué)院副教授。袁啟龍，男，1970年生。西安理工大學(xué)機(jī)械與精密儀器工程學(xué)院副教授。董皓，男，1992年生。西安理工大學(xué)機(jī)械與精密儀器工程學(xué)院碩士研究生。