錢(qián)士才，高宏力，李文濤

(西南交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，成都 611756)

ADAMS/Flex 是ADAMS 軟件包中的一個(gè)集成可選模塊，可以建立柔性體，同時(shí)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(shí)現(xiàn)［2］

利用ANSYS 與ADAMS 接口，對(duì)機(jī)械系統(tǒng)中的柔性體部件進(jìn)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(jìn)行系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真。

(3)在ANSYS 程序中，將載荷文件(lod 文件)中對(duì)應(yīng)時(shí)刻的載荷施加到柔性體上對(duì)柔性體進(jìn)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(jī)床主軸是一個(gè)階梯空心軸，采用ANSYS 分析之前，對(duì)主軸部件有限元模型進(jìn)行了簡(jiǎn)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(duì)主軸進(jìn)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(gè)外部結(jié)點(diǎn)。用于運(yùn)動(dòng)副的創(chuàng)建和主軸在ADAMS 中定位。其中結(jié)點(diǎn)2，4 處與軸承連接［4］，故在ANSYS 劃分網(wǎng)格時(shí)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(guò)程需注意下面兩點(diǎn):

(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(diǎn)，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(dòng)系統(tǒng)的剛?cè)狁詈夏Ｐ腿鐖D2 所示。

圖2 主傳動(dòng)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?，采用軸套(bushing)約束來(lái)模擬軸承對(duì)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(dòng)，為了精確描述軸套約束，必須對(duì)各個(gè)軸承的剛度進(jìn)行計(jì)算。本文所研究的主軸系統(tǒng)兩個(gè)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(rùn)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(jì)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(dòng)系統(tǒng)剛?cè)狁詈咸摂M樣機(jī)仿真分析

3.1 空轉(zhuǎn)工況下系統(tǒng)的動(dòng)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(dòng)情況下，用ADAMS 仿真并測(cè)量主軸上各個(gè)結(jié)點(diǎn)的振動(dòng)位移。得到各結(jié)點(diǎn)的X 方向的平動(dòng)位移如圖3 所示。

圖3 主軸的軸向振動(dòng)(不同曲線表示不同結(jié)點(diǎn))

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(shí)，主軸徑向和軸向振動(dòng)位移非常小;(2)主軸最大徑向振動(dòng)位移值出現(xiàn)在主軸與前端軸承的結(jié)合位置，各個(gè)結(jié)點(diǎn)徑向振動(dòng)位移有一定偏差。

3.2 切削激勵(lì)下系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)

高速運(yùn)轉(zhuǎn)的數(shù)控機(jī)床，工件與車(chē)刀之間的切削力對(duì)主軸的運(yùn)動(dòng)有很大的影響。其切削激勵(lì)主要是作用于工件邊緣的徑向切削力，其作用效果等價(jià)于一個(gè)切削力矩和一個(gè)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(diǎn)討論的切削力矩對(duì)主軸振動(dòng)的影響［3］。

主軸切削力矩的模型采用經(jīng)驗(yàn)預(yù)估模型來(lái)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(qiáng)迫振動(dòng)頻率組成，即

其中Np1、w 和φ 分別為幅值、強(qiáng)迫振動(dòng)頻率和相位角。車(chē)刀的每個(gè)時(shí)刻與工件接觸時(shí)都會(huì)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(gè)各結(jié)點(diǎn)的軸向振動(dòng)位移和徑向振動(dòng)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(lì)下，其徑向振動(dòng)位移迅速增加，遠(yuǎn)大于在空轉(zhuǎn)工況下產(chǎn)生的動(dòng)態(tài)徑向位移。

(2)主軸最大徑向向振動(dòng)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(yǔ)

本文對(duì)機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)的輸出軸即機(jī)床主軸進(jìn)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(dòng)系統(tǒng)的剛?cè)狁詈咸摂M樣機(jī)模型。研究了空轉(zhuǎn)工況下、切削力矩作用下主軸的動(dòng)態(tài)響應(yīng)，并通過(guò)ANSYS 與ADAMS 的聯(lián)合仿真，得到了主軸的動(dòng)態(tài)振動(dòng)情況。本文給出了一種研究利用ADAMS 和ANSYS 聯(lián)合仿真研究機(jī)床主軸的方法，由于篇幅有限，本文僅對(duì)主軸的性能有初步的研究，在時(shí)間容許的情況下還可以研究主軸再齒輪接觸力的激勵(lì)下對(duì)主軸運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的影響。

［1］李軍，邢俊文，覃文.ADAMS 實(shí)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(jī)技術(shù)入門(mén)與提高［M］.北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2002.

［3］劉延柱.多剛體系統(tǒng)動(dòng)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(guó)水利水電出版社，2004.