劉九慶 金雨飛 楊春梅 馬 巖 薛 勃

（東北林業(yè)大學(xué)，黑龍江 哈爾濱 150040)

實木家具中的老虎腿以其天然性、良好的質(zhì)感、可加工性和裝飾性等在桌椅領(lǐng)域占據(jù)相當(dāng)大的份額[1-4]。木制老虎腿表面圖案精美，形狀復(fù)雜，要求其加工中心擁有良好的加工精度，加工中心加工性能的優(yōu)劣直接影響待加工工件的質(zhì)量[5-8]。

目前，提高機床加工性能的常用方法有優(yōu)化機床的結(jié)構(gòu)和應(yīng)用新型材料制造機床兩種[9]。梁麗強等[10]對加工中心床身的材料密度分布以及構(gòu)成床身的基本結(jié)構(gòu)單元尺寸進(jìn)行研究，提出了多目標(biāo)拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計方法。朱遠(yuǎn)等[11]以加工中心立柱結(jié)構(gòu)為研究對象，采用變密度法的拓?fù)鋬?yōu)化方法，創(chuàng)建2 種不同數(shù)學(xué)模型方案對立柱進(jìn)行輕量化設(shè)計。于英華等[12]提出以玄武巖纖維樹脂混凝土填充結(jié)構(gòu)龍門加工中心機床橫梁新構(gòu)型優(yōu)化結(jié)構(gòu)橫梁。劉成穎等[13]以某臥式加工中心的床身結(jié)構(gòu)為研究對象，提出了一種在元結(jié)構(gòu)優(yōu)化分析的基礎(chǔ)上對結(jié)構(gòu)整體進(jìn)行二次優(yōu)化的方法。鄭彬等[14]采用多目標(biāo)優(yōu)化算法對回轉(zhuǎn)工作臺響應(yīng)面模型進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計。以上機床結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計均從研究對象的靜態(tài)分析入手，而沒有考慮其在運動狀態(tài)下的結(jié)構(gòu)特性，所得到的優(yōu)化結(jié)果難以滿足實際需求。

本文以老虎腿仿形加工中心B軸旋轉(zhuǎn)部件為研究對象，從該加工中心機床的整體工藝分析入手，對旋轉(zhuǎn)部件進(jìn)行分析；通過ADAMS對B軸旋轉(zhuǎn)部件的運動平穩(wěn)性進(jìn)行參數(shù)分析，找到其運動的最優(yōu)解；分析該旋轉(zhuǎn)部件所受到的切削力，通過ANSYS計算其最大變形與低階固有頻率，并結(jié)合設(shè)計要求通過拓?fù)鋬?yōu)化和多目標(biāo)參數(shù)化設(shè)計完成對旋轉(zhuǎn)部件的優(yōu)化改進(jìn)。

1 老虎腿加工生產(chǎn)線工藝要求

彎曲變截面老虎腿(以下簡稱老虎腿)，一般由一段矩形立柱和呈曲線形內(nèi)外圓面組合而成，其結(jié)構(gòu)美觀，造型獨特，如圖1 所示。數(shù)控彎曲變截面老虎腿加工生產(chǎn)線主要包含進(jìn)料臺、自動上料機、老虎腿加工中心主機、自動下料機、卸料臺、碼垛機。圖2 為彎曲變截面老虎腿加工中心主機示意圖，其加工動作順序為：1）上一工序結(jié)束后將老虎腿毛坯放至上料臺上，經(jīng)傳送帶送至上料機；2）上料機械手夾緊毛坯，移動至加工機床的定位鉆頭處，機械手前后移動，在兩端鉆出定位孔；3）機械手將毛坯送至銑削加工位置，兩端夾具插入定位孔中，夾緊錐扎入工件，加工中心刀具對所要加工的表面進(jìn)行粗精加工；4）精加工結(jié)束，刀具退回，卸料機械手伸至工件下方，將工件運輸?shù)较铝吓_上，最后經(jīng)碼垛機碼垛，將工件放入工件箱內(nèi)。該生產(chǎn)線一次性對毛坯的4 個面進(jìn)行相應(yīng)的刨銑加工，加工分別由矩形側(cè)平面銑刀、側(cè)面內(nèi)球面成型銑刀、側(cè)面外球面成型銑刀、彎曲側(cè)邊倒角銑刀4 把不同的刀具完成。由矩形側(cè)平面圓柱銑刀銑削所有大平面，側(cè)面內(nèi)球面成型銑刀銑削球面，銑削出老虎腿內(nèi)球型曲線，側(cè)面外球面成型銑刀則銑削出老虎腿外球型曲線，彎曲側(cè)邊倒角銑刀用于銑削整個曲面的倒角。這種加工方式只進(jìn)行一次裝夾，保證了椅子腿的加工精度。同時，本設(shè)計引入自動上下料機械手，實現(xiàn)全自動化加工，既提高了加工精度又能夠確保加工效率。

圖1 老虎腿零件圖Fig.1 Tiger leg parts drawing

圖2 老虎腿加工中心結(jié)構(gòu)Fig. 2 Tiger leg machining center structure

該老虎腿加工機床的關(guān)鍵工序為刀具的精銑加工，該工序直接影響工件的加工質(zhì)量，具體加工動作順序為：外表面粗加工結(jié)束以后，Z向移動電機驅(qū)動加工中心刀具部分退回，驅(qū)動換刀的電機工作，刀具主軸旋轉(zhuǎn)，使球面成形銑刀移動至對應(yīng)工位，完成換刀，通過各運動軸的聯(lián)動插補，完成內(nèi)圓表面的曲線加工，最后采用球頭雕刻刀，沿X方向移動和轉(zhuǎn)動，完成外曲面雕刻精加工。然后由機械手取下加工好的老虎腿工件，前往下一工序。

目前三坐標(biāo)雕刻機已十分成熟[15-18]，因此在此基礎(chǔ)上進(jìn)一步研究分析旋轉(zhuǎn)B軸的運動特性和靜態(tài)特性，以提高加工中心的加工性能及精度。

2 B軸旋轉(zhuǎn)機構(gòu)運動特性分析

2.1 旋轉(zhuǎn)機構(gòu)工作原理

該老虎腿仿形加工中心的B軸旋轉(zhuǎn)組件旋轉(zhuǎn)角度介于-30°至30°之間，該旋轉(zhuǎn)角在老虎腿內(nèi)外圓表面生成過程中具有關(guān)鍵作用。如圖3 所示，旋轉(zhuǎn)部件由箱體、轉(zhuǎn)軸、旋轉(zhuǎn)板、連接桿、傳動絲杠螺母、傳動絲杠軸等組成。轉(zhuǎn)軸經(jīng)軸承固定于箱體上，旋轉(zhuǎn)板與轉(zhuǎn)軸之間通過壓緊螺母固定，旋轉(zhuǎn)板與連接桿鉸接，連接桿另一端與傳動絲杠螺母處鉸接，由控制中心伺服電機提供動力，傳動后作用于絲杠軸，使其旋轉(zhuǎn)，進(jìn)而絲杠螺母沿其軸向移動，帶動旋轉(zhuǎn)板轉(zhuǎn)動。

圖3 B軸旋轉(zhuǎn)部件示意圖Fig. 3 Schematic diagram of B-axis rotating parts

B軸旋轉(zhuǎn)組件簡化為2 個搖桿滑塊機構(gòu)，旋轉(zhuǎn)機構(gòu)運動簡圖如圖4 所示。原動件為滑塊B，由電機驅(qū)動，左端的絲杠和滑塊B'起輔助支撐的作用，通過滑塊B的上下移動，帶動搖桿OA轉(zhuǎn)動，通過優(yōu)化搖桿OA、OB的長度，可以改變刀具的運行軌跡，使運動更加平穩(wěn)，從而順利完成B軸旋轉(zhuǎn)過程。

圖4 旋轉(zhuǎn)機構(gòu)運動簡圖Fig. 4 Rotating mechanism movement diagram

2.2 旋轉(zhuǎn)機構(gòu)運動過程仿真分析

2.2.1 旋轉(zhuǎn)機構(gòu)參數(shù)化建模

將Solidworks內(nèi)建立的三維模型導(dǎo)入到ADAMS中，并根據(jù)實際情況添加相應(yīng)約束和運動條件。旋轉(zhuǎn)部件主要用于實現(xiàn)刀具的B軸轉(zhuǎn)動，因此仿真過程中以中心刀具刀尖為運動軌跡輸出點，刀尖的速度、加速度為評定指標(biāo)。通過更改桿長條件，得到不同的刀尖點軌跡曲線，分析桿長對速度、加速度的影響，得出相關(guān)因素的影響規(guī)律，并求相關(guān)結(jié)構(gòu)尺寸的最優(yōu)解。

該老虎腿仿形加工中心刀具在基于B軸旋轉(zhuǎn)進(jìn)行加工時，其加工的平穩(wěn)性主要取決于搖桿參數(shù)。通過建立的參數(shù)化模型，對B軸旋轉(zhuǎn)的主要影響參數(shù)，如2 根搖桿的長度、旋轉(zhuǎn)中心到滑塊的距離等參數(shù)進(jìn)行運動仿真，分析其對刀具運動軌跡平穩(wěn)性的影響。

1） 在ADAMS中建立設(shè)計變量，分別命名為length1（搖桿L1的長度）和length2（搖桿L2的長度），設(shè)計變量取值范圍為 25%，如表1 所示。

表1 設(shè)計變量的初始值及取值范圍Tab.1 Initial values and value ranges of design variables

2）約束條件為：①該搖桿滑塊機構(gòu)首先要符合構(gòu)成該機構(gòu)的桿長條件，即length1+length2>S，S為旋轉(zhuǎn)中心到絲杠的距離，同時搖桿不能過長，否則會使機構(gòu)重心不穩(wěn)，影響部件使用壽命，且桿長也受裝置邊界條件限制，因此定義約束方程S＜（length1+length2）＜1.3S；②壓力角主要由搖桿L1的長度所決定，搖桿L1越長，壓力角α越小，對照的傳動角越大，越有利于機構(gòu)傳動的平穩(wěn)性，但受制于外部箱體等因素的影響，搖桿L1不能太長，因此常取α＞8°，同時為保證搖桿L2上的滑塊能順暢運動（避免死點），還要求length2 ＞length1。

3）為提高該加工中心的加工性能與刀具加工時的平穩(wěn)性，選擇2 個搖桿的長度為變量，以刀尖點加速度最大值取最小值為優(yōu)化目標(biāo)。

2.2.2 因素影響分析

結(jié)合該加工中心實際情況，設(shè)定電機驅(qū)動速度為100 mm/s，搖桿和旋轉(zhuǎn)中心到滑塊距離S不變，取S=270 mm，且確保刀具初始位置保持水平θ=0°不變，桿長對刀具運動規(guī)律的影響如圖5、6所示。

圖5 速度曲線Fig. 5 Speed curve

圖6 加速度曲線Fig. 6 Acceleration curve

由圖可以看出，隨著搖桿長度L1的變大(設(shè)定搖桿初始相位角α不變，僅改變搖桿橫向長度的大小)，刀具運動速度和加速度減小。隨著搖桿長度L2的增大(設(shè)定曲柄始相位角β不變，僅改變搖桿橫向長度的值) ，刀具運動速度和加速度同樣減小。刀具運動的平穩(wěn)性與2個搖桿的長度均相關(guān)，并且L1、L2搖桿的長度均越大越好，但受機構(gòu)邊界條件（length1+length2）＜1.3S的限制，搖桿不能無限長。因此取L1搖桿的長度為158 mm，L2搖桿的長度為201 mm，此時，刀具運動在其允許范圍內(nèi)加速度最小，運動平穩(wěn)性得到了有效提高。

圖7 優(yōu)化前后速度、加速度圖Fig. 7 Speed and acceleration comparison chart before and after optimization

最終得到以下結(jié)果：在滿足結(jié)構(gòu)合理性的前提下，有效提高了旋轉(zhuǎn)機構(gòu)的運動平穩(wěn)性，速度的最大值由48 mm/s變?yōu)?3 mm/s，加速度的最大值由264 mm/s2變?yōu)?82 mm/s2，加工中心的加工精度也因此得到有效提高。

3 旋轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)優(yōu)化分析

由上文可知旋轉(zhuǎn)機構(gòu)通過旋轉(zhuǎn)支撐板與前面刀具相連接，旋轉(zhuǎn)板的變形程度與固有頻率會對刀具加工產(chǎn)生很大影響，下面對旋轉(zhuǎn)板的性能進(jìn)行具體分析。

3.1 旋轉(zhuǎn)部件性能分析

旋轉(zhuǎn)板是該老虎腿加工中心的關(guān)鍵功能部件之一，其主要作用是固定和支撐加工刀具,并帶動加工刀具旋轉(zhuǎn)實現(xiàn)銑削加工或刨削加工,因此旋轉(zhuǎn)板的靜動態(tài)特性直接影響該加工中心的加工精度和加工效率[19-22]。

3.1.1 靜力分析

在Workbench 中進(jìn)行靜力分析，該旋轉(zhuǎn)板材料選用45鋼，密度為7 890 kg/m3，彈性模量為2.09× 1011Pa，泊松比為0.3，網(wǎng)格生成方式為四面體網(wǎng)格。

該旋轉(zhuǎn)板由其中心的旋轉(zhuǎn)軸支撐固定，在該處施加圓柱面約束，模型受到的外載荷為刀具重力、切削力，以及轉(zhuǎn)矩，施加到旋轉(zhuǎn)板與刀具及其相關(guān)部件的連接處，考慮到旋轉(zhuǎn)板自身重力，在整體模型上施加重力加速度。模型的約束和載荷如圖8 所示，仿真獲得的旋轉(zhuǎn)板應(yīng)力與變形結(jié)果如圖9 所示，原型旋轉(zhuǎn)板最大應(yīng)力為1.521×106Pa，最大變形為0.001 669 mm。

圖8 約束與載荷Fig. 8 Constraints and loads

圖9 原旋轉(zhuǎn)板靜力特性Fig.9 Static characteristics of the original rotating plate

3.1.2 模態(tài)分析

在工程應(yīng)用中，結(jié)構(gòu)的低階固有頻率最容易被激發(fā)，且低頻模態(tài)振幅最大，而高頻振幅相對很小，對模態(tài)振動沒有實際意義，因此這里僅計算旋轉(zhuǎn)板的前四階固有頻率[23-26]，結(jié)果如表2所示。

表2 旋轉(zhuǎn)板模態(tài)分析結(jié)果Tab.2 Rotating plate modal analysis results

根據(jù)表2模態(tài)分析結(jié)果，可知模型前四階模態(tài)的固有頻率處于44.02～254.86 Hz范圍，且對應(yīng)振型沒有出現(xiàn)局部剛度薄弱的情況。

由振源頻率功率公式f=np/60 可知[27]，振源電機的轉(zhuǎn)速為3 000 r/min，電機的極對數(shù)p=1，因而振源頻率為50 Hz，旋轉(zhuǎn)板的模態(tài)固有頻率處于共振帶上，因此需對旋轉(zhuǎn)板結(jié)構(gòu)件進(jìn)行優(yōu)化以改善加工中心的性能，使其避免出現(xiàn)共振。

3.2 旋轉(zhuǎn)板優(yōu)化設(shè)計

為最大可能提高旋轉(zhuǎn)板的靜態(tài)性能，先對該旋轉(zhuǎn)板進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計，在滿足加工中心性能的條件下減輕旋轉(zhuǎn)板的重量，減少加工材料和資源消耗，優(yōu)化加工中心性能等[28]；同時對模型作進(jìn)一步的參數(shù)優(yōu)化設(shè)計，以提高模型的綜合性能。

3.2.1 拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計

旋轉(zhuǎn)板相應(yīng)被劃分成需要優(yōu)化的優(yōu)化區(qū)域和無需優(yōu)化的非優(yōu)化區(qū)域兩個部分，旋轉(zhuǎn)板中間部分因為需與后面的搖桿滑塊連接配合，因此該部分結(jié)構(gòu)不能改變。采用ANSYS軟件的Topology Optimization模塊對旋轉(zhuǎn)板進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化，如圖10 所示，有裝配關(guān)系的部分作為非優(yōu)化區(qū)域不參與拓?fù)鋬?yōu)化。

圖10 優(yōu)化區(qū)與非優(yōu)化區(qū)Fig. 10 Optimized area and non-optimized area

拓?fù)鋬?yōu)化模型以旋轉(zhuǎn)板剛度最大為優(yōu)化目標(biāo)，為使旋轉(zhuǎn)板具有輕質(zhì)性，對優(yōu)化后的旋轉(zhuǎn)板質(zhì)量進(jìn)行約束，設(shè)定保留質(zhì)量比為約束條件，同時考慮到該旋轉(zhuǎn)板模型的靜應(yīng)力和靜應(yīng)變均不大于旋轉(zhuǎn)板材料的屈服應(yīng)力和屈服時的應(yīng)變，獲取旋轉(zhuǎn)板的優(yōu)化模型：

式中：F為結(jié)構(gòu)所受載荷的向量;C為結(jié)構(gòu)總體柔度矩；U為系統(tǒng)位移列陣；K為結(jié)構(gòu)總剛度矩陣；ue為單元剛度矩陣；k為單元剛度矩陣；Mi（x）/M0表示優(yōu)化后設(shè)計質(zhì)量與初始設(shè)計質(zhì)量的比值；xk表示第k個單元的材料單元密度；σs和εs分別為旋轉(zhuǎn)板的屈服應(yīng)力和與之對應(yīng)的最大應(yīng)變，根據(jù)文獻(xiàn)[29]可知σs≈355 MPa，σs≈0.63%。

當(dāng)?shù)螖?shù)達(dá)到41時，目標(biāo)函數(shù)收斂，且應(yīng)力、應(yīng)變均小于其屈服值，得到的拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果如圖11所示。

圖11 拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果Fig.11 Topology optimization results

3.2.2 多目標(biāo)參數(shù)優(yōu)化設(shè)計

依據(jù)圖11 可知拓?fù)鋬?yōu)化后的旋轉(zhuǎn)板中含有很多不規(guī)則的邊緣、孔洞和無效部分，加工難度大，因此結(jié)合現(xiàn)有的制造工藝和旋轉(zhuǎn)板的加工特性對拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果進(jìn)行結(jié)構(gòu)重建，重建后結(jié)構(gòu)如圖12 所示。

圖12 重建模型圖Fig.12 Reconstruction model diagram

拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果只是按照約束條件及目標(biāo)函數(shù)優(yōu)化得到的模糊結(jié)果，所選擇的結(jié)構(gòu)尺寸對旋轉(zhuǎn)板的加工性能影響程度大小不一，因此需對選定的18個尺寸變量進(jìn)行篩選，通過對尺寸變量采取參數(shù)敏感性篩選的方法，確定對加工性能影響最大的尺寸變量，忽略剩余的影響不大的尺寸變量，以減少計算量。

將上述設(shè)計參數(shù)對旋轉(zhuǎn)板的變形、質(zhì)量、一階頻率和二階頻率的影響程度進(jìn)行靈敏度分析，樣本點生成方法選擇spearman，樣本點生成數(shù)量設(shè)定為100。

圖13為尺寸變量對各結(jié)果的相關(guān)性影響，圖14為尺寸變量對以上結(jié)果的靈敏性分析，據(jù)此篩選出對相應(yīng)目標(biāo)影響較大的參數(shù)，以減小響應(yīng)面構(gòu)建過程中的計算量。由圖可知，對變形影響最顯著的因素為P1和P15；對質(zhì)量影響最顯著的因素為P18和P5；對一階頻率影響最顯著的因素為P11、P6；對二階頻率影響最顯著的因素為P6和P11。其余變量相對而言對旋轉(zhuǎn)板性能影響不大，因此選取這6個變量進(jìn)行下一步優(yōu)化設(shè)計，依據(jù)拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果確定大小，其中P2=29 mm、P3=100.5 mm、P4=80 mm、P7=82 mm、P8=53 mm、P9=52 mm、P10=94 mm、P12=89 mm、P13=180 mm、P14=28°、P16=95.4 mm、P17=60 mm。

圖13 尺寸變量對輸出結(jié)果的相關(guān)性分析Fig.13 Correlation analysis of dimensional variables to output results

圖14 靈敏度Fig.14 Sensitivity

完成參數(shù)敏感性的篩選后，采用Workbench軟件的響應(yīng)面優(yōu)化模塊對各設(shè)計變量進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化設(shè)計，用Response Surface模塊研究各設(shè)計變量對旋轉(zhuǎn)板模型性能的響應(yīng)，響應(yīng)面構(gòu)建方法選擇LHS加標(biāo)準(zhǔn)二階響應(yīng)面，試驗方法選擇Optimal Space-Filling Design,這種構(gòu)建方法三維分布更加均勻。根據(jù)靈敏度分析篩選出的影響因素所構(gòu)建出的響應(yīng)面如圖15所示，其中P21為模型質(zhì)量，P22為一階頻率，P23為二階頻率，P24、P25、P26分別為3個方向的振幅。

圖15 設(shè)計變量響應(yīng)曲面Fig.15 Design variable response surface

響應(yīng)面模型構(gòu)建完成后，利用Optimization模塊對6個尺寸變量進(jìn)行基于響應(yīng)面多目標(biāo)優(yōu)化，目標(biāo)函數(shù)為旋轉(zhuǎn)板的振幅與質(zhì)量最小，前兩階固有頻率最大；約束條件為旋轉(zhuǎn)板應(yīng)力與應(yīng)變應(yīng)小于優(yōu)化前旋轉(zhuǎn)板的應(yīng)力與應(yīng)變，同時根據(jù)強度要求旋轉(zhuǎn)板的應(yīng)力、應(yīng)變不應(yīng)超過其屈服應(yīng)力與屈服應(yīng)變，因此得到該優(yōu)化模型為：

式中：f1(P)、f2(P)、f3(P)、f4(P)分別為旋轉(zhuǎn)板振幅、質(zhì)量與一二階頻率；D′(P)、σ′(P)與ε′(P)分別為優(yōu)化后旋轉(zhuǎn)板的變形、應(yīng)力與應(yīng)變。

對旋轉(zhuǎn)板模型進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化，用Response Surface模塊研究各設(shè)計變量對旋轉(zhuǎn)板性能的響應(yīng)，優(yōu)化方法選擇MOGA，根據(jù)設(shè)計變量的數(shù)量，樣本點數(shù)選取為100。所得數(shù)據(jù)圓整后如表3所示。

表3 優(yōu)化結(jié)果Tab.3 Optimization results

根據(jù)表3中各參數(shù)大小重新調(diào)整旋轉(zhuǎn)板尺寸，可得到優(yōu)化后旋轉(zhuǎn)板的質(zhì)量為102 kg，與原旋轉(zhuǎn)板的145 kg相比減少了29.6%。

3.3 結(jié)果對比分析

3.3.1 靜力分析

在軟件中對優(yōu)化后的旋轉(zhuǎn)板組件進(jìn)行變形與應(yīng)力分析，結(jié)果如圖16所示。其中模型的最大變形為1.093×10-3mm，最大應(yīng)力為1.018 6×106Pa，較原旋轉(zhuǎn)板組件分別減少了34.51%和33.03%，旋轉(zhuǎn)板組件的靜態(tài)性能有了大幅提升。

圖16 優(yōu)化后旋轉(zhuǎn)板靜態(tài)特性Fig.16 Optimized static characteristics of rotating plate

3.3.2 模態(tài)分析

在Workbench中對優(yōu)化后的旋轉(zhuǎn)板前兩階頻率與振型進(jìn)行分析，所得結(jié)果如圖17所示。由圖可知旋轉(zhuǎn)板模型優(yōu)化后的一階固有頻率為155.78 Hz，二階固有頻率為223.52 Hz，仿真狀態(tài)下不會發(fā)生共振現(xiàn)象，設(shè)計滿足加工穩(wěn)定性要求。

圖17 優(yōu)化后旋轉(zhuǎn)板前兩階振型Fig.17 The first two modes of the rotating plate after optimization

4 結(jié)論

1） 根據(jù)老虎腿加工中心主機結(jié)構(gòu)的工藝與工作原理，確定總體設(shè)計方案，對其運動過程進(jìn)行分析。研究表明：該加工中心整體結(jié)構(gòu)簡單，自動化程度高，能夠大幅度提高老虎腿的加工質(zhì)量和加工效率。

2） 采用ADAMS對B軸旋轉(zhuǎn)部件進(jìn)行運動特性分析優(yōu)化，優(yōu)化后B軸旋轉(zhuǎn)部件的加速度由264 mm/s2降至182 mm/s2，機構(gòu)運動平穩(wěn)性提高，刀具加工更加順暢。

3） 采用ANSYS對旋轉(zhuǎn)板組件進(jìn)行靜力分析，運用拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計與參數(shù)優(yōu)化設(shè)計相結(jié)合的方式對旋轉(zhuǎn)板的結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計與性能分析，優(yōu)化后的旋轉(zhuǎn)板質(zhì)量相較之前減輕29.6%，靜變形比原型結(jié)構(gòu)減小34.51%，達(dá)到了輕量化目的；并且前兩階固有頻率范圍由原結(jié)構(gòu)的44.02～145.93 Hz變?yōu)?55.78～223.52 Hz，避免了共振現(xiàn)象的出現(xiàn)。