武 鋒 ,王傳洋 ,劉新寧 ,余志斌

(1.蘇州大學 機電工程學院,江蘇 蘇州 215021； 2.蘇州江源精密機械有限公司,江蘇 蘇州 215143)

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落地鏜銑加工中心滑枕變形分析*

武 鋒1,王傳洋1,劉新寧2,余志斌2

(1.蘇州大學 機電工程學院,江蘇 蘇州 215021； 2.蘇州江源精密機械有限公司,江蘇 蘇州 215143)

應用ANSYS Workbench有限元分析軟件對大型落地鏜銑加工中心滑枕在自重條件的撓曲變形進行分析，得到滑枕的變形量與滑枕伸長量的變化之間的關系，得到了滑枕伸長量與拉桿補償力之間的關系，為該型鏜銑床的進一步實驗研究提供理論依據(jù)。

滑枕；撓曲變形；ANSYS Workbench；補償

0 引言

TH6920落地鏜銑加工中心是蘇州江源精密機械有限公司與國外合作共同研發(fā)的一款機床。該落地鏜銑加工中心最適于加工較大型復雜零件，可加工零件上各種面、復雜孔系、臺階、復雜圖形或三維曲面等。加工的零件具有高精、高效、高穩(wěn)定性的特點。該落地鏜銑加工中心是立柱固定結合在滑座上并可以隨滑座在床身上移動，主軸箱沿著立柱上下移動，滑枕安裝在主軸箱封閉式結構的方孔內(nèi)，并在方孔內(nèi)做伸縮移動，銑軸固定在滑枕內(nèi)部，鏜軸在銑軸內(nèi)運動。其中滑枕最大行程1200mm ，可在一次裝夾工件中，完成各種銑、鏜加工與平面、曲面加工，是重型機械、交通、礦山、能源、水輪機、汽輪機、船舶、鋼鐵、軍工等工業(yè)部門必不可少的新型加工設備。由于機械結構不可能是完全剛性的，當滑枕伸出較長時必然會產(chǎn)生撓曲變形[1-2]。本文主要分析滑枕在自重及主軸組件的作用下產(chǎn)生的變形和對此變形的補償措施及解決方案。

1 滑枕變形分析

1.1 三維模型的建立

本文采用Solid Edge ST2 軟件進行三維建模，滑枕外形尺寸為460mm×510mm×3790mm，由于模型上螺紋孔、倒角、圓角等對滑枕有限元分析影響較小但又會耗費大量計算機資源，根據(jù)圣維南原理，對這些局部特征進行了簡化處理，簡化后的模型見圖1所示。將模型通過Solid Edge ST2 與ANSYS Workbench的無縫接口導入軟件[3]。

圖1 滑枕三維模型

1.2 材料屬性設置及網(wǎng)格劃分

滑枕采用樹脂砂造型的高強度QT600-3優(yōu)質(zhì)球墨鑄鐵件，其拉伸彈性模量E=174GPa，泊松比γ=0.275，密度ρ=7200kg/m3[4]。

ANSYSWorkbench軟件提供多種網(wǎng)格劃分方法，本次分析采用自動劃分網(wǎng)格功能劃分模型，指定網(wǎng)格單元大小為50mm，得到的模型節(jié)點數(shù)為74021個，單元數(shù)為40339個，劃分后的模型如圖2所示。

圖2 劃分網(wǎng)格后的模型

圖3 行程最大時滑枕變形云圖

1.3 載荷和約束

滑枕所受的載荷主要來自自身和內(nèi)部裝配的主軸組件的重量，通過計算主軸組件重量，將此重量根據(jù)實際情況均勻的施加在滑枕內(nèi)部承重面積上[5]?；硎茄b配在主軸箱內(nèi)的，通過靜壓導軌在主軸箱橫向運動，因此采用全約束約束滑枕的自由度?；碜灾谿由加載在-Z軸方向的標準重力加速度確定。

1.4 滑枕變形分析結果

在滑枕伸出量0～1200mm范圍內(nèi)，每間隔100mm，總共選取12個位置進行分析，得到滑枕變形的最大位移結果如下表1所示。當滑枕伸出量最大為1200mm時滑枕變形云圖如圖3所示。

表1 滑枕變形量

從表1中的數(shù)據(jù)可以看出，當滑枕伸出量為100～700mm范圍內(nèi)時,滑枕變形量比較小。當滑枕伸出量為最大1200mm時，此時滑枕的最大綜合變形為19.626μm，其中Z向變形為19.204μm，Y向變形為4.118μm，X向變形為0.805μm。從表中數(shù)據(jù)分布可以看出，隨著滑枕伸出量的變化，X向的變形不大，滑枕綜合變形、Z向和Y向變形發(fā)生較大變化，滑枕的綜合變形與Z向變形很接近，這與滑枕受在自重條件相符合。

多項式最小二乘法數(shù)據(jù)擬合是在整體上給出數(shù)據(jù)點的最好近似，它使得曲線擬合誤差的平方和最小，使用Matlab函數(shù)P=polyfit(x,y,n)，其中P為函數(shù)的輸出矩陣，P=[a0a1…an]代表多項式a0xn+a1xn-1+…+an-1x+an的系數(shù)向量，n是多項式的階數(shù)，x、y是數(shù)據(jù)點向量[6]。

根據(jù)表1中數(shù)據(jù)，采用三次多項式最小二乘法擬合得到滑枕在自重下的最大綜合變形量y(μm)與滑枕伸出量x(mm)的函數(shù)關系式為:

y=1×10-8x3+4.63×10-6x2-0.0049x+0.9874

Z向變形量y(μm)與滑枕伸出量x(mm)的函數(shù)關系式為

y=1×10-8x3+3.96×10-6x2-0.0045x+0.9438

Y向變形量y(μm)與滑枕伸出量x(mm)的函數(shù)關系式為

y=1×10-9x3+2.82×10-6x2-0.0016x+0.207

X向變形量y(μm)與滑枕伸出量x(mm)的函數(shù)關系式為

y=8×10-10x3-5.35×10-7x23.28×10-5x+0.1218

根據(jù)表1中的數(shù)據(jù)得到滑枕在自重下的最大綜合變形、Z向變形、Y向變形和X向變形隨伸出量變化的曲線圖如圖4所示。

圖4 滑枕各方向變形量與伸長量的關系

從圖4可以明顯看出，在滑枕伸長100～700mm內(nèi)滑枕總變形量比較小，X,Y,Z方向上的變形量和總變形量相差不大；當滑枕伸長700mm以后總變形量曲線曲率變化增大，且總變形量的變化主要以Z方向的變形為主要因素，這也符合滑枕變形主要是由其自重所引起的這一條件。

2 撓曲變形補償方法及分析

滑枕變形是由于自重而引起的撓曲變形問題，因此采用加載反向力來補償由重力引起的變形[7]。通過在滑枕內(nèi)部安裝拉桿對變形補償，在滑枕的上端對稱安裝兩個拉桿，拉桿前端連接拉套，拉桿后端通過鎖緊螺母連接液壓油缸，通過伺服電液比例閥控制液壓缸的壓力大小，從而改變拉桿拉力的大小，來補償滑枕的撓曲變形。由表1中的數(shù)據(jù)可以看出，滑枕伸長量在700mm以內(nèi)時，滑枕變形量較小，不需要補償，所以將拉套的位置安裝于距離滑枕懸伸端600mm～700mm之間的位置，實際安裝在離滑枕端部627mm處，安裝示意圖如圖5，這樣即減小了補償范圍，又為附件頭拉爪等部件的安裝預留了空間。

圖5 補償機構安裝示意圖

滑枕撓曲變形是由于滑枕自重、主軸組件及其他附件的重力作用而產(chǎn)生的彎曲變形。因此我們將滑枕的重力載荷簡化為均布載荷q；主軸組件及其他附件對滑枕的作用力是通過與滑枕裝配的軸承來施加的，第二組軸承距滑枕懸伸端端面的距離為1420mm，滑枕的最大行程為1200mm，因此只需考慮第一組軸承對滑枕變形產(chǎn)生的作用力F0，根據(jù)材料力學知識則滑枕的受力可簡化為圖6a所示的情況[8]。

圖6 滑枕受力簡圖

采用拉桿補償后，滑枕受力情況如圖6b所示，其中F1和F2為拉桿補償力，且F1=F2，h為拉桿作用點距中性層(水平)的距離。對中性層產(chǎn)生的彎矩為M。利用材料力學梁的彈性彎曲經(jīng)驗公式，已知變形反求彎曲力矩M。為了保證滑枕懸伸端端面撓度為零，則須拉桿產(chǎn)生的撓度與滑枕自重產(chǎn)生的撓度大小相等。即

(1)

其中：E—滑枕材料彈性模量；

I—滑枕截面慣性矩；

l—滑枕伸長距離。

由于兩個拉桿上的補償力相等，設F=F1=F2，因此可以將上式中M表示為

M=2Fh

(2)

由式(1)和式(2)可得

(3)

其中：F0、q和h均為已知量(F0=11kN，q=7kN/m，h=190mm)，由(3)式可以求得滑枕伸出量從800mm開始拉桿所需提供的補償力，然后將計算值添加到ANSYS Workbench中進行分析，求出變形量，對補償力進行合理的修改，以使滑枕端部變形量滿足機床要求?；砩斐隽繌?00mm開始，每增加100mm計算一次，將得到的修正數(shù)據(jù)列于表2中。當滑枕在最大行程時施加補償力后的變形云圖如圖7所示。

圖7 滑枕最大行程時施加補償力后的變形云圖

滑枕伸出量(mm)800900100011001200補償力(kN)18．021．024．028．032．0

對表2中數(shù)據(jù)做多項式最小二乘法擬合，此方法能夠使曲線擬合誤差的平方和最小。采用三次多項式最小二乘法擬合得到拉桿補償力F(kN)與滑枕伸出量l(m)的函數(shù)關系式為

F=-2.6373×10-13l3+21.429l2-78.571l+10.6

根據(jù)表2中數(shù)據(jù)利用以上方法得到的補償力與滑枕伸出量的關系曲線如圖8所示。

圖8 拉桿的補償力與滑枕伸長量的關系曲線

從圖8可以看出，拉桿補償力與滑枕伸長量的關系曲線近似呈線性變化，補償力變化平穩(wěn)，能夠在實際生產(chǎn)中很好實現(xiàn)。

3 結束語

(1)通過對滑枕撓曲有限元分析，得出滑枕撓曲變形主要是Z向變形為主要因素，得到了滑枕在最大行程時的最大變形量為19.626μm，經(jīng)過加載補償力后將最大變形量在10μm以內(nèi)。

(2)大型鏜銑數(shù)控機床滑枕伸出時由于自重而導致的撓曲變形嚴重影響了機床的加工精度，同時又給產(chǎn)品的性能帶來很大影響。本文主要利用ANSYSWorkbench有限元軟件對滑枕的撓曲變形誤差進行分析，計算得到了拉桿補償力與滑枕伸出量的曲線關系，通過此方法能夠?qū)⒆冃瘟靠刂圃诤侠淼姆秶鷥?nèi)，已達到了國家標準要求。

(3)通過有限元分析的方法可以減少現(xiàn)場調(diào)試階段的實驗工作，提高了公司產(chǎn)品的生產(chǎn)效率，為后續(xù)工作提供理論支持。

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(編輯 李秀敏)

Floor Type Boring and Milling Machining Center Ram Deformation Analysis

WU Feng1, WANG Chuan-yang1,LIU Xin-ning2,YU Zhi-bin2

(1.School of Mechanical and Electrical Engineering，Soochow University, Suzhou Jiangsu 215021，China;2.Suzhou Jiangyuan Precision Machinery CO.,LTD, Suzhou Jiangsu 215143，China)

The application of ANSYS finite element analysis software Workbench for large boring and milling machining center ram deflection in gravity condition deformation analysis, the relationship between change of volume deformation and elongation of the ram were found, and the relationship between the ram elongation and compensation force was obtained. It provides a theoretical basis for further experimental research of this type of boring and milling machine.

ram；flexure deformation；ANSYS workbench；compensation

1001-2265(2014)01-0136-03

10.13462/j.cnki.mmtamt.2014.01.038

2013-04-27

科技部國際交流與合作項目(2010DFB 70760)；江蘇省科技支撐(工業(yè))項目(BE2011076)

武鋒(1989—)，男，安徽亳州人，蘇州大學碩士研究生，研究方向為機械電子工程，(E-mail)zlxt217@163.com。

TH165;TG535

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