引言高速精工机床电主轴的动态特性严重影响机床的加工性能 直接制约着机床的加工质量和精度 近年来 国内外学者对电主轴进行了大量研究 研究成果显著 采用有限元和试验分析对精工机床主轴部件进行动力学分析 验证精工铣床主轴系统结构设计的合理性[1]利用弹簧阻尼单元模拟轴承支承的方法 建立主轴系统动力学模型 并对高速精工机床主轴系统进行了模态和谐响应分析[2]Lin 利用有限单元法建立电主轴的动力学模型 结合热效应的作用 通过动力学模型预测热预紧力对轴承刚度的影响[ ]本文以某机床电主轴为研究对象 建立 主轴-轴承 的主轴系统有限元模型 通过模态分析验证主轴结构设计的合理性以及谐响应分析得到主轴刚度 验证主轴刚度是否满足设计要求主轴系统的有限元模型建立本文采用命令流输入法直接在 ANSYS 中建模 主轴的几何模型采用自底向上的创建方法 先创建一个二分之一主轴二维平面的PLANE42 单元 然后沿主轴轴心线 360 挤压出主轴 为了使计算结果精确 主轴采用 SOLID45 单元 选择六面体单元为网格划分单元 形成 60396 个单元 66492 个结点 通过三维实体单元和弹簧阻尼单元相结合的方式 建立主轴系统动力学模型 模型相关参数设置 弹性模量为 2.07e11Pa 泊松比为 0.25 材料密度为 7800Kg/m3在模型中 以 66481 66492 这 12个结点及其对 应的点建立 12 个COMBIN14 弹簧阻尼单元 弹簧刚度前端径向为 306N/ m 轴向为 26 N/m 后端径向为 87N/ m 主轴的约束按照主轴的实际装配情况 主轴前端轴向和径向同时约束 后端只约束径向 即约束 66481 66488 结点的 X 和Z 方向 约束 66489 66492 结点的 Y方向 约束及网格划分如图 1 所示主轴系统有限元分析2.1 主轴系统模态分析机床主轴系统理论上是由无数个固有频率及相对应振型组成具有无限多个自由度的系统 通常在模态分析时 只需考虑几个低频固有模态即可 本文只取 10 阶模态 通过 ANSYS 软件计算得到的各阶固有频率如表 1 所示 前六阶振型如图2所示由表 1 可以看出主轴的工作区间能有效避开共振区 不会发生同频共振 此外 各阶固有频率之间有一定的差距 也不会出现频率靠的很近发生谐振影响机床精度 因此 精工纵切机床主轴系统的结构设计合理2.2 主轴谐响应分析在主轴端面第 24967 号结点施加大小为 1000N 的轴向激振力 结果如图 所示 由图可知 当激振力的频率位于 800 900Hz 之间时 主轴前端的轴向响应位移急剧增加主轴的动刚度显著下降 在 1400l600Hz 时 主轴轴向响应也较大 主轴轴向响应在 825.89Hz 时达到****** 此时的振幅为， 精工纵切机床主轴的动刚度为 3.3N/m 满足主轴刚度的设计要求结论通过建立精工纵切机床的 主轴-轴承 主轴系统的有限元模型对主轴系统进行模态分析获得各阶固有频率及振型 主轴系统的二阶固有频率为 825.89Hz 远小于机床主轴最高转速 8000 r/min 对应的频率 所以主轴的工作区间能有效避开共振区 不会发生同频共振 验证了主轴结构设计的合理性 通过对主轴系统进行谐响应分析 获得在1000N 的轴向激振力下 主轴轴向的振幅为，动刚度为3.3N/ m 满足设计要求 本文由海天精工文章整理发表，文章来自网络仅参考学习，本站不承担任何法律责任。//hjlmptdlw.com加工中心、钻攻中心专业制造