外文翻译修改【译文】-基于有限元分析法的车床床身优化设计

毕业设计(论文)外文资料翻译学 院： 机械工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 姓 名：学 号：外文出处：Proceedings of the 2009 IEEE International Conference on Information and Automation June 22 -25, 2009, Zhuhai/Macau, China 附 件： 1.外文资料翻译译文；2.外文原文。 指导教师评语： 签名： 2018 年 3 月 22 日009年IEEE国际信息和自动化会议论文集2009年6月22日至25日，珠海/澳门，中国基于有限元分析法的车床床身优化设计D. Li Y. Guan G. Xu 和 W.Mao865摘要：床身是车床的重要组成部分，机床的性能在很大程度上取决于车床。 因此，车床的优化是机床设计中的一个重要问题。 在本文中，我们提出三维建模和有限元分析方法的数控车床的优化设计。 我们使用PRO / E和PRO / MECHANICA来建立三维建模并优化车床结构。 最后的模态分析表明，所提出的最优设计是可行的，并且可以产生更好的结构性能。关键词：车床; 优化设计; 有限元分析; 模态分析。I. 前言作为车床的支撑部件，床身通常用于放置诸如导轨和主轴箱等重要部件1。 为了满足计算机数控（CNC）对速度，精度，生产率，可靠性和自动化程度的高要求，并且与普通车床相比，数控车床在静态和动态刚度和抗振性方面都有优越性2。 由于车床在结构形状方面的复杂性很高，所以用传统方法对其静态/动态特性进行计算是非常困难的3。随着有限元理论的成熟和计算机技术的发展，通过建立三维建模和用软件工具ANSYS进行有限元分析来进行静态/动态特性分析是一种广泛使用的方法4。 但是这种方法很容易导致数据丢失，因此需要大量时间进行模型修复。我们知道PTC公司的软件Pro/MECHANICA模块可以对Pro/ENGINEER模型进行结构分析。本文首先进行车床结构设计，Pro/ENGINEER用于建模，然后采用Pro/MECHANICA进行有限元分析。结果表明，有限元分析等措施可用于优化设计，从而避免了固有的结构缺陷和缺点。李东梅，广东天河水利电力工程学院机械工程系，广州510635（电子邮件：）Y. Guan是华南理工大学机械与汽车工程学院，广州天河510640。关旭和卫东茂与南海中南机械有限公司佛山，广东，中国。本文的部分工作得到了粤港技术合作基金（佛山项目：2008Z009）的支持。II. 确认车床结构和尺寸A. 车床的结构和尺寸根据布局模式，车床可分为直立式车床，斜式车床，基于锥形车床的直立式车床和立式车床。 其中，立式车床具有制造性好，加工容易，切削刀具运动精度高，对工件重力承受能力强等优点。因此，立式车床是本文采用的研究。B. 车床加强肋的设计车床的加强筋属于三种基本类型。 不同类型的加强肋的组合会导致不同的机械性能和不同的车床零件中不同的肋结构5。 不同类型的加强筋会不同程度地影响柔韧性，结构材料，焊缝长度等方面。由于其载荷不是很好，通用数控车床的车床不需要太高的抗弯刚度和抗扭刚度。 提供箱式结构时，床身结构将变得复杂，从而使得切屑难以逸出，并且僵硬性能比其他类型的布局差。 因此，本文所涉及车床的床身采用厚度为12mm的人字形肋骨。C. 板壁孔的设计为了减小车床的尺寸并确保其刚度要求，设计了一种板条壁孔结构。 为了确保足够的刚度，车床对板条壁孔的形状，位置和尺寸具有相关要求。从压力的角度来看，车床主要是由垂直向上的力来强加的， 而且床身不细，切向应力方向不容忽视。 在试验中证明，当板条壁孔沿垂直于弯曲平面的方向制造时，结构对刚度的影响将更大，而不是平行于方向，即结构的影响因为当平板壁孔沿平行于弯曲平面的方向制造时，刚度将是最小的。 而对于施加在车床上的方向上的应力，弯曲平面是一个上行板，因此，板条墙孔应该设计应在上位上。当板条孔壁布置在靠近弯曲中心轴线的位置时，其对抗弯刚度的影响将非常小; 并且当它远离弯曲中心轴线并且靠近边缘布置时，冲击会更大。 出于这个原因，板条壁孔应布置在弯曲中心轴线附近，从而减弱其对车床刚度的影响。当扭转时，靠近板条壁孔的剪切应力函数与板条壁孔的形状相关联。 在对不同板壁孔进行的有限元分析中发现，棱柱孔是最好的，其次依次是圆孔和矩形。 如图1所示，本文所用的车床具有棱柱壁板孔。根据分析，板条孔壁尺寸越大，刚度越弱。 将棱柱壁板孔的宽度和长度分别设为W和L，将床身上表面的宽度和长度分别设为b和L1，则在测试中获得W/b0.4的表达式，这意味着刚度变得越来越弱。因此，我们将W/b的值设置为0.4，即W的值等于0.4b，在我们的情况下为113.6mm。 最后取113毫米。 通过分析棱柱壁板孔隙长度的关系，发现该长度越长，车床的扭转刚度越弱。 当长度L等于2W时，扭转变形比大于基于非多孔箱的扭转变形比一半; 当长度L等于5W时，扭转变形比大于基于非多孔箱的扭转变形比大于一倍。 因此，所获得的最小比例是L = 2W（即226mm）。 有三个均匀分布的孔。图1：棱柱板壁孔图2 :法兰部分截面图D. 车床与地基连接结构设计床身与基础之间的连接是一种永久性连接，其主要类型是颌座式，翻边式和凹入式。颌骨座连接结构的组合部分类型和板条墙具有较差的刚度和较低的接触刚度。易于施工，卡座式连接结构适用于基于小侧向力的连接。翻边式连接结构的局部刚度高于卡座式连接结构的刚度11.5倍。它具有简单的结构，但它占据更大的空间并且不具有好看的外观。它适用于较大的工件与较大的工件和基座之间的连接。嵌入式连接结构的局部刚度大于连接结构夹爪座式的连接结构的2.5倍3倍，翻边式连接结构的刚度大1.5倍以上。它适用于较大的工件与较大的工件和基座之间的连接。它占地面积小，外形美观。但铸造很难，因此增加了制造的复杂性。数控车床采用钢铸结构，焊接性能差。如果采用嵌入式连接结构，铸造缺陷会增加制造的复杂性，从而导致成本增加。如果采用爪式座椅的连接结构，其刚度性能将比其他两种类型差。 因此，从分析得出的结论是，翻边型的连接结构将非常理想。翻边式结构的参数包括法兰宽度b，法兰厚度k，螺纹直径d螺孔直线偏心距e，如图2所示。从上述数据中可以获得车床的轮廓和内部结构，如图3和图4所示。图3：车床的外形图图4：车床的内部结构和尺寸III. 有限元分析A. 车床板条孔壁的有限元分析所谓的有限元分析是一种方将一个对象或系统分解为多个相互连接且独立且简单的点进行分析。在这种分872析在这种分析方法中，点的数量是有限的，因此称为有限元4。在完成车床设计后利用PRO/E的PRO/MECHANICA模块对设计进行简单的有限元分析，以验证设计的合理性5。首先，制备具有三个几何参数和壁厚的空心矩形柱，分别为100 * 100 * 300mm和5mm。在圆柱的相对两面上分别制作一个半径为20mm的圆窗。通过模拟车床所承受的应力，分别在上表面的两个边缘上施加垂直向下的3000N力。在计算和分析中发现该模型的应力变形云图如图5的5-（a）所述。然后分别对矩形窗和棱柱形窗进行应力变形分析，所述矩形窗和棱柱形窗相对并且具有与圆形窗的面积相同的面积。之后，我们得到如图5-（b）和图5-（c）所示的最大变形云图。（a）：圆窗的应力云图（b）：矩形窗口的应力云图（c）：棱镜窗的应力云图图5：车床板壁孔的有限元分析从上图可以看出，当圆窗打开时，最大变形量为2.786m，当矩形窗和棱柱形窗打开时，最大变形量分别为2.806m和2.743m。因此，很明显，在应力恒定的条件下，与选择任何其他形状的矩形板条壁孔相比，矩形板条壁孔的选择可以达到更好的抗弯曲刚度。通过这种方式验证，应用矩形窗口作为板条壁孔是正确的。当在应力表面上制作车床窗口时，所述三种形状的板条孔壁的应力变形云图如图6所示。根据图6，最大的变形当一个圆窗，一个矩形窗和一个棱镜打开时，模型分别为2.694m，2.6912m和2.6911m。因此，对于形变，窗口形状对车床的刚度影响不大。尽管如此，在设计中选择一个产生非常小的冲击的矩形窗口作为车床的变形窗口。图6 ：Epiplastron窗的变形云图B. 车床肋板的有限元分析车床的罗纹结构差异很大。 现在我们分别做一个纵向纵向加强筋，一个垂直横向加强筋，一个垂直筋性筋和一个人字形筋作为比较。 首先，制备几何尺寸和壁厚分别为100 * 100 * 500mm和5mm的空心矩形柱。 立柱内部分别填充需要检定的三种肋骨结构，肋骨的厚度均匀为10mm。 为了限制固定模型的两个端面，通过模拟车床的应力，分别在上表面的两个边缘上施加垂直向下的3000N力。 经计算和分析发现，该模型的四种加强肋布置的应力变形云图如图7所示。图7：各种肋板结构布局的变形云纹图从上图可以看出，（左上）纵向肋板结构模型的最大变形为9.07m;（左下）人字形肋板结构的模型为7.46m;（右上）垂直横肋板结构的模型为7.88m;（右下）草纹肋板结构的模型为6.01m。 因此，很明显，车床的人字形肋板结构的抗弯刚度较好比纯粹竖直横肋板结构和纯竖肋板结构的强度要低，但低于由横肋板和竖肋板组合而成的草纹肋板结构。 尽管如此，带有人字形肋板结构的模型比具有草字肋板结构的模型可以节省大量材料。 表1中给出了应用前述两种肋板结构时模型的重量。从表中可以看出，人字形肋板结构的肋的重量比肋的重量要轻草纹肋板结构1.25kg。 因此，我们在设计中选择了人字形肋板结构，以满足减少车床重量的要求。表格1脐带重量与草纹性能的比较表标题人字形肋骨草字符肋骨重量（kg）4.1375.387IV. 车床的模态分析模态分析事实上，车床在运行中存在不稳定性和振动，有必要对车床进行模态分析，以减少车床的振动，保证车床的稳定性并提高加工零件的精度。采用车床模态分析来确定设计结构或机械零件的振动特征。振动特征是设计承受动载荷的结构的关键参数。模态分析的主要任务是研究无阻尼系统的自由振动，特别是结构的固有频率，从而使设计人员能够避开这些频率或将其降低到最小，并最终消除过度严重的振动或噪音8。模态分析主要起到三方面的作用：一是保持结构远离共振或特定频率; 其次，使我们能够了解结构对不同类型动态载荷的影响; 第三，促进一些控制参数的估计和求解，例如其他动力学分析中的时间步长。 在很多场合，模态分析起着至关重要的作用。 例如，许多机器需要避免共振。 模态分析使我们能够了解结构的固有振动频率和振动模式，以便采取必要的措施来避免由共振引起的不必要的能量损失。 结构的振动特性决定了其对各种动态载荷的响应条件。动态分析过程在定义材料属性时，在Pro/MECHANICA的“结构”中选择“模型”，然后选择“材料”并且选中材料并按“编辑”编辑。 对于以前选用的HT300材料，其密度，弹性模量和泊松比分别为7.3e-9tonne/mm3，2e + 11N/m2和0.3。然后上述信息可用于定义材料属性9。为了获得可信的结果，本文选择了多通道自适应方法来检验收敛性。 在相同的任务下，多通道自适应方式将实现不同通道的比较，从而判断是否需要更高的计算顺序。多通道自适应方式可以提供一个收敛曲线来控制分析质量，并设定敏感区的收敛性10。 分析结果如图8所示。(a) 一阶振动模式：频率479.02Hz(b) 振动的二阶模式：频率为06.58Hz(c) 三阶振型：频率554.65Hz(d) 四阶振动模式：频率737.20Hz图8 Pro / M分析中的一阶至四阶振动模式根据计算结果，在800Hz范围内，车床的频率为四阶，所有固有频率都在450Hz以上，远高于正常工作频率。因此，床身的刚性，抗振性和加工稳定性良好，从而确保了传动精度和加工精度。观察上图显示的振动模式后，我们可以得到以下信息：一阶振动模式如下：床身中段沿Y轴摆动; 车床头托架的箱顶沿Z轴的负方向摆动; 最大摆动发生在箱顶; 从外到内摆动变得越来越小; 而且从中间到两侧的车床中部的摆动变得越来越小。二阶振动模式为：车床头托架的箱顶沿Z轴正方向摆动， 最大摆动发生在箱子顶部在车头上的支架; 从外到内摆动变得越来越小; 车床中部几乎没有振动。振动的三阶模式为：车床中间部分绕Y轴摆动，同时在Y轴上进行不规则的扭转振动; 车床头部的托架箱也会发生扭转振动; 最大摆动发生在车床中部; 从中间到两侧的波动变得越来越小; 并且从车厢边缘到车厢内侧的车床头部处的支架上的摆动变得越来越小。当固有频率高于500Hz并接近三阶固有频率时，可能会发生严重的振动变形，应尽可能地避免。四阶振型的车床沿X轴不规则摆动; 车头处托架箱体的上下两侧向内弯曲，左右两侧向X轴负方向摆动，最大摆动发生在车床头部的箱形支架上。V. 结论在本文中，我们分析了一个数控车床结构，并采用三维建模软件PRO/E来建立数控车床的建模。我们利用PRO/MECHANICA模块对车床结构进行了有限元分析。分析结果表明，车床结构合理，刚度好，重量轻。通过模态分析计算了床身前四阶振动的固有频率和振型，分析了动态特性，找出了薄弱部位，有利于改进车床的设计。参考1 车床设计手册（第2册），由负责编制车床设计手册的团队编辑，北京，中国机械出版社，19792 毕承恩，现代数控车床，北京，中国机械出版社，19933 郭志权，许延申，张雪玲，等基于加工中心柱有限元分析的结构静力学与动力学设计研究，机械强度杂志，200