汪 燕

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萬能外圓磨床砂輪架的設計及分析

汪 燕

（上海機床廠有限公司 上海 200093）

以萬能外圓磨床為研究對象，設計一種適用于大規(guī)格砂輪磨削工件的砂輪架結構，包括內(nèi)圓磨具支架。運用有限元模型和ABAQUS有限元分析軟件對砂輪架進行靜力學分析與模態(tài)分析，確定砂輪架結構的可靠性；為保證砂輪架主軸中心與內(nèi)圓磨具中心的等高，對內(nèi)圓磨具支架的設計進行了改進，并結合理論計算方法對其進行強度驗證。仿真結果改進后的結構是安全的，并把改進后的砂輪架結構應用于產(chǎn)品中，實踐證明是可行的。

砂輪架 內(nèi)圓磨具支架 有限元分析 強度驗證

砂輪架是磨床的一個關鍵部件，而萬能外圓磨床的砂輪架又比普通外圓磨床的砂輪架結構復雜，其特征包括兩個方面：一是上體殼可繞定位柱旋轉一定角度，考慮到結構和行程問題，砂輪規(guī)格一般選擇小于500 mm；二是配有內(nèi)圓磨具裝置，一般固定在砂輪架體殼頂面，并繞固定軸可上下翻轉。為滿足市場需求，以某型萬能外圓磨床為研究對象，設計一套砂輪規(guī)格為750 mm的砂輪架結構，為保證內(nèi)圓磨具中心與砂輪架主軸中心等高，對內(nèi)圓磨具支架進行了改進。

ABAQUS有限元軟件適合于分析模擬龐大復雜的結構力學及固體力學模型，處理高度非線性問題[1]。砂輪架結構復雜，為提高工作效率，縮短工作周期，利用ABAQUS建立砂輪架的有限元模型，對砂輪架殼體進行應力變形分析和模態(tài)分析。

1 砂輪架結構設計

1.1 殼體設計

砂輪架中的主要零件包括殼體、主軸系統(tǒng)、皮帶輪等，砂輪主軸系統(tǒng)的結構直接影響工件的加工質(zhì)量，具有較高的回轉精度、剛度、抗振性及耐磨性[2]。它是砂輪架部件中的關鍵結構，主要借用成熟結構，滿足于安裝規(guī)格大小為750 mm的砂輪。

砂輪架殼體是砂輪架的基礎零件，砂輪主軸系統(tǒng)裝配于其中，按照砂輪架的使用性能要求以及其工作條件，殼體結構應滿足大的剛性，足夠的強度、抗振能力、精度穩(wěn)定、易加工等[3]?？紤]安裝大規(guī)格砂輪主軸系統(tǒng)及內(nèi)圓磨具支架問題，需對體殼進行改進設計。在已有殼體的基礎上加大長度和寬度，并增加兩塊筋板以提高剛度和強度，同時重新布置殼體內(nèi)部的腔體，體殼長1 095 mm，寬660 mm，高375 mm。運用三維軟件SolidWorks建立砂輪架三維模型。

1.2 載荷分析

為了獲得殼體的力學邊界條件，首先對其進行載荷分析。施加在殼體的載荷主要分為三部分。

（1）體殼上驅(qū)動主軸旋轉的電機質(zhì)量及其帶輪的張緊力引起的載荷。電機及墊板質(zhì)量motor1176 Kg，帶輪張緊力引起的等效載荷T，如圖1所示，設定皮帶輪預緊力1=20 Kg，=21=40 Kg。

圖1 皮帶輪張緊力分布圖

（2）體殼頂部的內(nèi)圓磨具質(zhì)量及其彎矩引起的載荷。內(nèi)圓磨具及支架質(zhì)量為2=160 Kg，內(nèi)圓磨具質(zhì)心偏心引起的附加彎矩=156.96 N·m。

（3）主軸系統(tǒng)產(chǎn)生的載荷。主軸上軸向載荷較小，可忽略不計，可將主軸處簡化為一簡支梁系統(tǒng)如圖2所示。圖中，為砂輪徑向進給力，設定為50 Kg；1為砂輪及其附屬件質(zhì)量，約為150 kg；2為主軸皮帶輪及其附屬件質(zhì)量，約為33 kg；T向張緊力分力為378N；T向張緊力分力為102 N。根據(jù)力學公式1計算，可得出滾動軸承1、2處的支反力：1x=-525.5 N，1y=1776.2 N，2x=-352.6 N，2y=-82.9N。

1.3 參數(shù)設置

殼體材料為HT250, 其力學性能參數(shù)：彈性模量E=138 GPa，泊松比μ=0.156，抗剪模量W=59.8 GPa，抗壓強度=250 MPa。為減少有限元計算步驟，模型需要簡化，在不改變模型基本特征的基礎上，如簡化倒角、凸臺、小孔、螺紋孔，對小斜面的平面化等，以方便后續(xù)網(wǎng)格的劃分，如圖3所示。

圖3 簡化三維模型

2 ABAQUS有限元分析

2.1 網(wǎng)格劃分

將SolidWorks模型轉成IGS格式導入ABAQUS中，對砂輪架殼體受力的關鍵部位進行網(wǎng)格細化，劃分時，采用四面體實體單元—Tet4進行單元劃分，Approximate global size設置為20 mm，即可以劃分出滿足有限元分析要求的網(wǎng)格。砂輪架體殼的有限元模型共有23 383個節(jié)點，103 147個四面體單元，網(wǎng)格模型如圖4所示。

圖4 網(wǎng)格劃分模型

2.2 邊界條件的定義

1)位移邊界條件

如圖5(a)所示，底部回轉定位孔限制x，z兩個方向位移及轉動；螺釘安裝孔限制x，y，z三個方向位移及x，z方向轉動；滑槽及底座限制y向位移及x，z方向轉動。

2)力邊界條件

根據(jù)前述1.2章節(jié)載荷分析，在各點處施加載荷。對于集中力及彎矩的施加，利用Intercation模塊中Constrain命令定義coupling約束，以定義載荷施加點與作用面之間關系，如圖5(b)所示；另考慮到集中載荷直接加載到作用面上會造成應力集中，這樣做也可以有效避免這種情況。

(a) 位移邊界條件的施加

(b) 力施加點與作用面的約束關系

圖5 邊界條件的定義

2.3 靜力學分析結果

通過建立三維模型、劃分網(wǎng)格、賦予截面材料、施加靜載荷和邊界條件、執(zhí)行分析作業(yè)等有限元分析步驟，在后處理模塊中可以觀察到殼體的應力云圖。根據(jù)圖6(a)、6(b)可知，殼體底部螺栓連接處所受應力較大，最大Mises應力約為16 MPa，遠小于HT250材料的許用應力250 MPa，故該殼體滿足強度要求。位移云圖見圖6(c)、6(d)，顯示最大位移發(fā)生在主軸靠近砂輪處，約為1~2 μm。這說明在磨削工件時，殼體形變小，可實現(xiàn)較高的裝配精度（如主軸工作時與軸承之間保持在8~10 μm間隙），有利于高精度加工。

(a) 應力圖1

(b) 應力圖2

(c) 位移圖1

(d) 位移圖2

圖6 殼體應力與位移圖

2.4 模態(tài)分析

在工程應用中，一般低階模態(tài)對結構振動系統(tǒng)影響較大，所以對砂輪架殼體的模態(tài)分析只需求解出前4階的固有頻率即可。通過分析軟件分析可得前四階固有頻率、振型如圖7(a)、(b)、(c)、(d)所示。結果顯示：該殼體的各階固有頻率至少在400 Hz以上，而該磨床砂輪驅(qū)動電機額定轉速為1 500 r/min，砂輪轉速為886 r/min，頭架主軸轉速為15~250 r/min，磨床各振源的頻率遠小于400 Hz，因機構固有頻率大于干擾頻率的1.414倍時，不會發(fā)生共振[4]。所以不會產(chǎn)生共振。

(a) 一階模態(tài)，固有頻率為406.81 Hz

(b) 二階模態(tài)，固有頻率為553.11 Hz

(b) 三階模態(tài)，固有頻率為644.85 Hz

(d) 四階模態(tài)，固有頻率為910.35 Hz

圖7 固有頻率與振型圖

3 內(nèi)圓磨具支架強度驗證

3.1 結構設計

內(nèi)圓磨具支架成水平放置如圖8。為保證內(nèi)圓磨具中心與砂輪架中心等高，內(nèi)圓磨具中心與支撐架中心之間的垂直距離加大到436 mm，并對磨架體頂部相對水平方向傾斜10°的角度。當需要使用時，拉出拔銷，磨架即翻下，銷子1上的凸輪也隨之繞軸轉一角度，使銷子2右移，行程開關被接通并發(fā)訊號，電磁鐵鎖緊砂輪架快速進退手柄。當工作完畢，內(nèi)圓磨架上翻至一定高度時，拔銷受彈簧的作用會自動插入，其伸出的凸緣卡住銷子頂部，磨具支架便得到固定。此時，銷子在彈簧作用下左移，行程開關復位，如圖8所示。

圖8 內(nèi)圓磨具支架結構圖

3.2 參數(shù)設置

3.3 理論驗證

(1)撐桿承受的力矩

以支撐架旋轉中心為支點，磨架繞支點產(chǎn)生的力矩：

內(nèi)圓磨具繞支點產(chǎn)生的力矩：

電機繞支點產(chǎn)生的力矩：

撐桿所承受的力矩：

(2)撐桿的抗壓強度

以撐桿旋轉中心為支點，撐桿壓力：

(3)拉銷的抗剪強度

4 結語

應用SolidWorks軟件建立砂輪架整個裝配模型，采用ABAQUS有限元分析軟件對砂輪架殼體進行應力分析與模態(tài)分析，并應用理論計算方法對內(nèi)圓磨具支架進行強度驗證。結果表明：砂輪架殼體和內(nèi)圓磨具支架設計是合理的。并且砂輪架已在成熟產(chǎn)品上應用，工件加工精度都滿足用戶的要求，故結構設計合理、可靠。

[1] 石亦平,周玉榮.ABAQUS有限元分析實例詳解[M].北京:機械工業(yè)出版社,2009.

[2] 胡建輝,焦曉明.磨床砂輪機設計與制造研究[J].機械設計與制造,2005,5(5):19-20.

[3] 崔中,文桂林.高速凸輪軸磨床砂輪架的結構分析及改進研究[J].機械設計與研究,2008,1(24):108-110.

[4] 汪學棟,房小燕,孫姚飛.大型數(shù)控切點跟蹤曲軸磨床測量裝置動靜態(tài)性能分析[J].精密制造與自動化,2013(1):8-12．