结合面的等效动力学模型

结合面的等效动力学模型结合面的存在导致了系统的非连续性，为了解决这一问题，可以将结合面作为一个独立的动力学单元，使用一定的方法将此动力学单元加入到整个系统的动力学崖欖中来口动力学模型往往由系统的刚度、阻尼及其分布情况来加以描述，若仅从宏观来看*忽略结合面接触表面上的微观波纹质量，可将结合面的动力学参数简化为刚度和阻尼两项0所以，人怕通过定性分析将结合面零效为若干个弹簧利粗尼器组成的爛拟的动力学模型。只需要合理确定等效弹簧利阻尼器的相关子结构的连接方式、连接也置和连接点的数目井确定弹簧刚度和阻尼系数，就可以用此虎拟的等效欖型来榄拟结构中的结合面.斟5.2结合血裁效模型HJ90旋风铳床主要包括以下几个重要的结合部：上下床身之同的賜栓连接结合面、上床身利拖板之间的导轨滑块结會面、主轴箱和下床身之间的螺纹连接结合面.5.11螺栓轄合面的等效模型螺栓连接是机床结构中虑用最广泛的一种连接方式，舞桂连接与单纯的平面结合面不同*螺栓连接是由爆栓和结合面两部分组成，假设肓螺拴连接的两个零件间不会发生切向恆移，在接触iffi处的变形是小变形*相互之间不会发生嵌入，则可以建立螺栓连接结合面的模型附L将螺栓连接处用弹簧•阻尼器单元来模拟岡，HJ092旋风铳床的主要螺栓连接位置如下图所示：上下床身之间的结合面是通过11对M33的螺栓连接的，位置如图5.4所示：图54上下床身螺栓连接位置主轴箱利下床身主要螺栓连接是通过六个M26的螺栓和两个定位销连接实现的。位置如图5.5所示:0000o 0图5.5主轴箱和下床身螺栓连接位置

5.22可动结合面等效模型直线导轨和滑块之间相对运动，滑块有一个方向的自由度，靠滚柱的滚动实现，将两对滚柱及结合面均等效为弹簧•阻尼器单元，其等效模型如图5.6所示：图5.6导轨滑块等效模型53结合面参数识别本文采用吉村允孝法对等效结合面的参数进行识别，其主要核心思想是：若平均接触压力相同，则单位面积结合面的动态性能数据也相同。所以，实际结合面的刚度和阻尼值可以通过对单位面积结合面的刚度和阻尼值求积分来获得。Ml机床主耍零部件的属性材料属性机床零部件密度(Kg/m3)质址(Kg)T300上床身73507670.10下床身10336.97主轴箱633.01铳头84.89T250拖板676.34滑座145.15压盖9.22工具钢导轨780011825滑块13.21整机19687.14表5.1所示为铳床主要零件的属性，整机的总质量为19687.14Kg,根据结合面所受力的大小可以査表得到单位面枳刚度和阻尼值，然后运用吉村允孝法在每个结合点所代替的面上进行积分，求得该结合面在各方向上的等效接触刚度和等效阻尼值。K“b(P)她K产K产UhSMy血 (5」)C严仏(p)如C产G-0c3)妙血式中：K”G分别是各结合面的法向等效接触刚度和等效阻尼值；«2，C2分别是各结合面的切向等效接触刚度和等效阻尼特性参数值；KS&SGOOGU)和其他参数无关。故结合面的等效刚度和等效阻尼分别为：K严WCt=ctxA53.1上下床身结合面参数确定上下床身之间靠11对个螺栓连接在一起，螺栓为M33,预紧时用300mm扳手加60kg的力,则T=O3mX60kgX9.8m/s2=176.4N•m。由文献㈣：TaO.2Qpd式中：T为拧紧力矩(N)；Qp为预紧力(N)；d为螺栓的直径，上下床身之间螺栓的直径为0.033m。则Qp=T/0.2d=26727N,结合而的总预紧力Q=22XQp=587994N.所受重力为上床身+导轨+滑块+拖板+滑座+压盖+铳头=8717.16Kg,受力面积为2.44305m2,平均接触压力为(8717.16+587994)Kg/2.44305m2=244248.6Pa,查表可得的上下床身结合面的参数如表5.2所示：表5.2上下床身结合面参数垂宜方向剪切方向单位面积刚度k|=8X106N/m\c)/k|=lX10e3k2=2X10l,N/m3,C2“2=5X10"单位而枳阻尼C|=8Xl(fNTn/n?時lXlO^N-m/n?总刚度K产1.954X1()7N/mK2=4・886X10HN/m总阻尼Cnl^XIoSl^m/mC2=2.443XI05N*m/m53.2主轴箱和下床身结合面参数确定主轴箱和下床身之间用6个M26的螺栓连接，预紧时用300mm扳手加50kg的力,T=0・3mX50kgX9.8m/s2=147N•m根据公式Qp=T/0.2d=28269N,结合面的总预紧力Q=6XQp=169614N,结合面的总力F=Q+G=175817.489N所受重力为633.01Kg,受力面积为0.2698m2,平均接触压力为175817.489KgZ0.2698m2=651658Pa,主轴箱和下床身结合而参数如表5.3所示：表5.3主轴箱和下床少结合面参数垂直方向剪切方向单位面积刚度ki=2X|07N/m\C]/ki=5X10*k2=2X10,3N/m3,c2/k2=lX10u单位而积阻尼Cj-1XlO^N^m/m3C2=2X102N*m/m3总剧度K]=O・5396Xl(fN/mK2=O-5396X10,5N/m总阻尼0=0・2698><10"・01/111C2=0.5396XI02NTn/m53.3滑块和导轨结合面参数确定滑块和导轨之间的结合面属于滑动结合面，根据资料1斶,在这里取值为25kgf7cm2,换算成标准单位为：4.9X105N/m2o贝|J查表可获得，垂直方向单位面积刚度k2=4X107N/mJ,^切方向单位面积刚度％=5X10,3N/m\C]/k】=3.8Xl()m,c2/k2=6XlO^o垂直方向单位面积阻尼c2=2400N/m3,剪切方向单位面积阴尼C|=1900N/m\受力面积为0.0462m2o表5.4滑块和导轨结合面参数垂直方向剪切方向总刚度KEl848XI0?N/mK2=0.231X10,3N/m总阻尼C产110.88N・m/mC2=87.78N・m/m5.4整机静力分析大型数控旋风铳床拖板在英行程范围内移动，其上的铳头受到铳削力，加工过程轴受到工件作用在其上的轴向力，不同位置受力变形均不相同。本文以拖板在其行程范围内最左端、最右端和中间为例，分析拖板在不同位置时整机的变形情况，可以从一定程度上反映铳床的静刚度。当转速为848.8r/min时，试验测得铳头电机的输出功率为24.3KN・m。(1)拖板位于最左端当拖板位于其行程范围内最左端时，距离下床身最左端距离为1500mm,建立有限元模型，对其进行静力分析，分析结果如图5.7所示：

KXMXWHENa®-Ln>o-i0«・・362£0acc-.oezzHU仍2X4・127tdE"•込产弘巴沁曲沁-巴咤^仍2X4・127tdE"•込产弘巴沁曲沁-巴咤^OT-ITO®«1USLM(W)OT-ITO®«1USLM(W)F3YS-0Oft-.242E-O33«-.242E4D图5.7拖板位T最左端时整机位移变形分布从拖板位于左端时整机位移分布可以看出，上下床身的位移变形基本都在0.425E-4mm,变形量比较小，上下床身的静刚度比较好，拖板的位移变形最大值为0.382E-3mm,主要位于拖板和滑座的底部以及铳头的上部，这是由于铳头受到铳削力,变形比较大。拖板位于最右端当拖板位于其行程范围内最右端时，距离下床身最右端距离为490mm,建立整机的有限元模型，对其进行静力分析，分析结果如图5.8所示:ANaris2on13:56:21PLOT>D・ 1込曲眦巴唇/饥巴血心心如•沁心沁宀血£图5・8拖板位于最右端时整机位移变形分布从拖板位于右端时整机位移分布可以看出，上下床身的位移变形基本都在0・268E4mm,变形呈比较小，上下床身的解刚度比较好，拖板的位移变形最大值为0.242E-3mm,主要位于拖板的底部和铳头的上部。拖板位于中间

当拖板位于其行程范围内中间时，距离下床身最左端距离为41000mm,建立整机的有限元模型，对其进行静力分析，分析结果如图5.9所示:XD*1TDC-1XD*1TDC-1oxhWK}FS^S-COft-.U5C-O3SMC-.19X-C3RD!Q1图5.9拖板位于最中间时整机位移变形分布从施板位于中间时整机位移分布可以看出，上下床身的位移变形基本都在0.217E4mm,拖板的位移变形最大值为0.195E-3mm,主要位于拖板底部以及铳头的上部。表5.5拖板位于不同位宣位移变形量最大值左端中间右端位移变形談最大值(10'3mm)03820.1950.242当施板位于三个不同的位置时，上下床身的静刚度比较好，但是拖板和铳头的变形量比较大，是结构的溥弱环节，最大值不同，如表5.5所示，当拖板位于左端时最大位移变形量最大，位于中间时最小，所以在拖板运动加工整个工件时，最大变形童是在不断发生变化的。5.5整机动态特性分析5.5.1整机动力学模型HJ092数控旋风铳床主要由几大部分组成：上床身、下床身、主轴箱、拖板、滑座、铳头。整机的总尺寸为1620mmX8430mmX812mm,总重量约为19687・14Kg.在建模时根据机床的实际设计采用Solidworks三维设计软件进行三维实体设计并导入ANSYS中进行分析计算。整机建模需要对机床进行必要的简化【网：如简化圆角倒角，将部分螺纹孔简化，下床身底部.连接上下床身及连接主轴箱和下床身的螺纹孔简化为圆孔，忽略结构较小的

凸台等。旋风铳床在正常工作时，床身底部有14对垫铁支承，分别对床身底部垫铁与下床身底部螺栓孔结合面施加固定约東，固定住其六个自由度，以模拟床身边界条件,床身底部约束施加情况如图5.10所示。5.10整机的约束情况5.5.2整机模态分析本文通过有限元建模，计算可得旋风饶床整机的固有频率和振型，一般情况下机床的低阶模态能反映机床的动态特性，下面给出考虑结合面整机的前8阶模态的固有频率和振型，旋风铳床的结构经过了简化，固有频率有所出入，但是主振型却是一定的，前六阶振型如下图所示a)一阶振型 b)二阶振型

c）三阶振型 d）四阶振型C）五阶振型 f）六阶振型5.11不考虑结合面前六阶振型不考虑结合面即认为所有的零部件之间的连接属于刚性连接。考虑结台面即在结合面部位加上相应的弹簧阻尼单元，本文使用ANSYS中提供的弹簧阻尼器单元Combinl4单元来模拟连接相互接触的零件，并根据各个结合面具体的结合条件，确定结合位置分布.节点数及节点自由度等，对考虑结合面情况进行整机模态分析的前六阶振型如下图所示。a）一阶振型b）a）一阶振型b）二阶振型c)三阶振型 d)四阶振型e)五阶振型 f)六阶扳•型图5.12考虑结合面師六阶振塑表5・6整机前六阶固有频率和振型模态阶数不考虑结合而固频(Hz)考爆结合面固频/Hz振型134&4.20拖板和铳头绕X轴摆动291.92•19.84主轴箱绕X轴摆动3115.1223.54上床身绕X轴摆动及拖板上下摆动4129.122539主轴箱绕Z轴摆动及波浪空弯曲变形5142.1225.92拖板绕Z轴摆动6149.0131.75上床身右端扭转变形及拖板绕X轴摆动从计算所得到的固有频率和振型图可以看出考虑结合面和不考虑结合面两种分析的结果差别非常大，所以结合面对模态分析的结果产生比较大的影响。由计算所得固有频率和振型结合振型动画显示综合分析，得出以下结论：整机在低阶模态中具有比较大的弯曲、扭转变形，总的來看，整机的薄弱环节主要存在于：拖板和主轴箱，铳头部分也属于薄弱环节，整机的刚度不足。第一阶模态是拖板绕X轴摆动，会通过其上的铳头和抱紧装置彩响到工件加工的尺寸误差和齿形误差，第五阶模态绕Z轴摆动，会影响到丝杠轴向方向的定位精度，从而影响工件的加工质量和精度，拖板发生振动的原因之一是和拖板固定的滑块和固定在上床身上的导轨之间的滑动结合面的刚度不足，可通过增大其结合面的接触压力来提高刚度。第二阶模态主轴箱绕X轴摆动，主轴箱内部容纳了主轴和传动轴，会直接影响主轴的法向精度，进而影响工件的加工尺寸和齿形误差,第四阶模态主轴箱绕Z轴摆动,会彩响主轴的旋转赭度。主轴緡刚度不足的原因之一是主轴箱和下床身之间结合而的刚度不足。第三阶和第六阶模态上床身绕X轴摆动和右端的扭转变形，由于上床身承受了传动系统、拖板利铳头，其振动会影响工件的安装定位精度，从而影响工件加工质量，其刚度薄弱位置在螺栓连接的结合面，可通过改变螺栓连接的预紧力从而增大结合面刚度。5.53整机谐响应分析谐响应分析主姜是用于确定线性结构在承受随时间按正弦规律变化的娥荷时的稳态响应。其分析目的是计算出结构在集中频率下的响应，并得到响应值和频率的变化关系曲线叫本文利用ANSYS提供的谐响应分析功能，采用模态迭代法对整机进行分析，通过对模态分析达到的振型参与因子并求和来计算出结构的响应，可以确定整机在随时间以正弦规律变化的载荷作用下的稳态动力响应最大值随载荷频率变化的规律。图5.13整机谐响应分析从图5.13中可以看出，X方向振幅的最大值发生在35Hz处，75Hz处的振幅也较大；Y方向振幅的最大值发生在30Hz处，75Hz和120血处振幅也较大；Z方向振幅的最大值发生在75Hz处，65Hz处振幅也较大。当频率75Hz左右时X、Y、Z方向的幅值都非常大，属于容易被激发的频率。从模态分析结果上看，低阶固有频率基本都在30Hz以内，六阶振型摄接近35He,容易被谶发，第六阶振型为上床身右端扭转变形及拖扳绕X轴摆动，应尽量提高拖板和上床身之间导轨滑块结合面和上下床身之间固定结合面的法向刚度以减小动态铳削力的作用下铳床的动态变形。5^.4整机优化机床是结构复杂的机械设备，想要实现整机的结构优化比较困难，因此一般采用先优化主要零部件，再实规整机的集成优化的方法，本文第2、3、斗章分别对大型数控旋凤诜床拖板、铳头和主轴箱进行结构优化，将优化后的结构进行轅机模态分析.图5.14优化后整机三第模型^5-7各部件改进前后的整机固有频率比较模态原整机结崗固有频率(Hz)都件改进后整机固有频率(Hz)第阶4.205.18第二阶19.8422.57第三阶233427.S6第四阶25393L2O第五阶25.9235,52第六阶3L7538.2S从表5.5可以看岀，在拖板、铳头、主轴箱等主要部件结构经过改进后，考虑结合面的整机固有频率都有所提高，其中前三阶固有频率分别提高了233%,13.76%和1828%■表明通过关键部件结构改进从一定程度上提髙了铳床整机动态特性.本章建立了整机的有限元模型，利用弹簧-阻尼单元來模拟结合面，针对固定结合面和可动结合面分别建立了等效模型，根据吉村允孝法对结合面参数进行识别。对拖板在其行程范用内位于头部、中部和尾部三个位置进行静力分析，得出三种情况下整机的位移变形分布云图，从中可以清楚的看到整机的最大变形位置。对考虑结合面和不考虑结合面两种情况建立整机有限元模型，分别进行模态分析，从得到的前六阶固有频率和振型中可以看出，考虑结合面低阶固有频率要远远低于不考虑结合面时的情况，两种情况振型也不相同，说明结合面对整机的动力学性能有比较大的彩响。在对整机模态分析的基础上进行谐响应分析，得出机床容易发生共振的频率，可以从增大结合面的法向刚度或改变机床结构的角度考虑增加整机的动态特性。旋风铳床可以实现高效、优质的螺纹切削加工，是螺纹类零部件加工的发展趋势。特别是大型数控螺纹旋风铳床，其各方面的要求也更髙，包括：足够的动静刚度，相对高的刚度质量比，较好的热态特性等。本文对大型数控螺纹旋风铳床进行动、静、热态特性的研究，主要结论如下：大型数控螺纹旋风铳床的关键支撑件拖板进行模态分析和静力分析。从得到的固有频率和振型云图可以看出拖板的薄弱部位主要集中在拖板的顶部及中部，针对变形较大的部位进行结构优化，提出了多种优化方案并比较，得出了最终优化结构，一阶固有频率增加56.74Hz,而且质量减小了2.27%,—阶振型最大位移量絨小了19.06mm。将原结构和优化后结构进行静力分析并对得出的位移变形云图和等效应力云图进彳亍比较，结果表明，拖板经过改进后，最大位移变形最大值减小了0.163E4m,等效应力值减小了0.02MPa。对大型数控螺纹旋风铳床的铳头系统进行模态分析和热特性分折并进行温度试验。从对铳头体壳的模态分析结果町以看出铳头体壳的变形主要是在铳头顶部安装电机的圆形空腔部分，对结构进行优化后第一阶固有频率相比原铳头体壳提高了23.4Hz,振型也得到了改善。对铳头进行热态特性分析可以得出在转速比i=156.6,刀尖旋转直径D=87mm,刀具数沪4,切屑最大切深4.94丝的切削条件下，铳头铳削部位温升最大值为145.915C,温升所弓I起的变形最大值为0.189E・3mm,温度试验测出铳头体壳外部、刀盘内部和刀盘外部的温度，与瞬态分析得出的结果相比，误差值比较小。使用ANSYS对主轴箱分别进行模态和静力仿真，得到其固有频率、振型、应力和变形情况，针对其薄弱环节进行结构改进，进而基于热•结构耦合方法进行仿真计算，得到力热耦合