卧车主轴顶尖承载能力有限元比对分析[论文]
基于有限元参数对比验证的床身结构优化设计
基于有限元参数对比验证的床身结构优化设计摘要：基于通用的数控卧式镗床床身模型，本文通过理论研究选型后，设定相同边界条件对两种优选方案进行限元分析对比，着重对其结构刚性和地脚支撑方式进行对比验证，优选出了刚性更高，支撑更合理的结构方案，并对其进行轻量化设计，得出适用于中小型数控卧式镗床的床身结构。
该方法思路清晰，具有较高的可行性和设计效率。
关键词：结构刚性；受力分析；支撑方式；结构优化中图分类号：TH122引言机床床身是机床结构中较为关键的零部件，在刨台式铣镗床和落地式铣镗床中起到较为关键的作用，尤其是在传统数控卧式镗床中，机床床身用于承载立柱、主轴箱、工作台以及待加工工件的载荷和切削激励等。
在数控卧式镗床床身的设计中，床身自身的刚性以及其地脚支撑方案决定了机床的加工精度和长期服役的精度保持性，进而影响零件的合格率。
在机床床身有限元仿真优化方面：周阳基于ANSYS软件进行机床床身的静力学分析以校核床身的刚度和强度，进行有限元模态分析得到机床床身的基本动态特性。
房久剑等利用响应面优化和灵敏度分析，对机床床身进行了静态、动态性能分析和优化。
在机床床身的分析评价方面：郭琳娜等针对机床床身结构的复杂性及评价指标的多样性，以床身的静态变形量、最大应力值等参数为评价指标，建立多目标正交试验方案，并验证了该方法具有良好的测评效果。
邵莹河等提出了一种针对机床单个部件性能与整机性能相联系的分析方法，利用双因素优选法确定机床床身最佳分析位置，得到了较为良好的结果。
综上可知，传统的设计方法大多采用经验法或类比法进行设计，而这些设计方法更多受设计人员经验和设计风格的影响，且暂时没有形成一套完整的参考思路和计算数据作为参照。
本文基于有限元法对两种床身的刚性和支撑方式进行了分析和研究，以寻求两者之间的最佳参数配合形式，基于理论数据进行了研制并开展了工程实践。
一、床身的结构性分析1.支撑筋板的分类和作用床身的结构刚性主要取决于床身内部筋板的布置和床身地脚的支撑位置，筋板的种类分为两种：一种是将载荷合理的传递到床身地脚上的主筋板，另外一种是起加强壁板刚度作用的筋条。
研究卧式基于ABAOUS的THG630卧式加工中心有限元静态分析论文范例
研究卧式基于ABAOUS的THG630卧式加工中心有限元静态分析论文范例内容导读：构在工作载荷的作用下，判断在强度方面是否具有足够的抵抗破坏的能力、刚度方面是否具有足够的抵抗变形的能力。
1 钻孔时中心立柱结构的静态分析立柱在载荷作用下所受的最大应力在立柱接近底座附近，最大应力为1.19Mpa。
最大变形在立柱顶端，最大位移为21.5μm。
应力和变形分布图如图1和图2所示。
2 铣削时中心立柱结摘要：本文基于有限元分析软件ABAOUS，对THG630焊接结构卧式加工中心的立柱结构进行了静态分析，包括了钻孔和切削两种工况下的立柱变形和应力情况。
为卧式加工中心的有限元动态分析奠定了理论基础。
关键词：有限元静态分析卧式加工中心0 前言对物体进行静态分析，是有限元分析中最基本的一种分析，也是在工程中最常用的计算分析和质量、安全评估方法[1-2摘自：学术论文模板]。
在静态分析中，不用考虑惯性和时间的影响，只需运用刚度理论[3]，分析在外力作用下的结构变形情况、应力应变的分布情况等。
通过静力分析验证结构在工作载荷的作用下，判断在强度方面是否具有足够的抵抗破坏的能力、刚度方面是否具有足够的抵抗变形的能力[4]。
1 钻孔时中心立柱结构的静态分析立柱在载荷作用下所受的最大应力在立柱接近底座附近，最大应力为1.19Mpa。
最大变形在立柱顶端，最大位移为21.5μm。
应力和变形分布图如图1和图2所示。
2 铣削时中心立柱结构的静态分析立柱在载荷作用下所受的最大应力在立柱接近底座附近，最大应力为0.296Mpa。
最大变形在立柱顶端，最大位移为3.02μm。
应力和变形分布图如图3和图4所示。
3 结论由以上四图可以看出，铣削状态的立柱所受最大应力大于钻孔状态的应力最大值，最大值为1.19Mpa。
钻孔时的最大变形大于铣削时的最大变形，最大值为21.5μm。
参考文献：石建军，马念杰.ANSYS 软件在锚杆静力分析中的应用[J].华北科技学院学报，2007，4（4）：29-31.Yao Yuxi，Wen Chengxiu，Wang Huilin.Finite Element Analysis on the Column of the Heavy Duty Milling and Boring Machine[J].Journal of Northeastern University，1996，17（4）：430-433.[3] Niu Tao，Ren Xiaozhong，Wang Sufen.Study on Static & Dynamic Performance of the Column of Gear Grinder Basedon ANSYS . Machine Tool & Hydraulics，2009，37（6）：174-176. 王延忠，吕晓宇，孙红梅等.基于ABAQUS 的高速立式加工中心立柱冲击振动研究.机械制造，2010，48（553）：24-25. 作者简介：柏如强，本科生，主要研究方向：机械设计。
卧车主轴顶尖承载能力有限元比对分析
卧车主轴顶尖承载能力有限元比对分析作者：王琳琳来源：《中国科技纵横》2013年第11期【摘要】在实际生产中,卧车主轴顶尖的高径比存在1:4,1:7等型号,而在使用中并没有规定在各种不同载荷情况下的选用原则。
本文通过ANSYS有限元分析软件对高径比为1:4,1:7两种型号的主轴顶尖进行承载分析,比对出两种型号顶尖的最大承载,得出主轴顶尖高径比的选用原则。
【关键词】主轴顶尖有限元分析载荷1 引言顶尖在卧式机床中起着传动力和运动的作用,用于机床与工件之间的联结及装卡工件。
因此顶尖的承载能力在机床的设计中是不可忽视的问题。
卧式车床中常用的顶尖有法兰式顶尖和子弹头式顶尖,两者与机床主轴之间连接配合的锥度比不同、结构也不同,但两种顶尖的承载能力是否相同？各自的最大承载能力？选用规则？为解决上述问题,本文进行了以ANSYS软件为基础的卧车主轴顶尖承载能力计算及比对分析。
2 顶尖的类型在实际工作中,卧车主轴顶尖的高径比存在1:4,1:7型号。
本文主要针对高径比为1:4和1:7两种型号的顶尖(如图1和图2所示)在不同载荷下进行分析。
图1(a)为长锥柄顶尖,通常用1:7的公制锥度配合,图1(b)为短锥柄法兰固定的顶尖形式,这种结构,由加工保证顶尖固定面与主轴端面有0.2mm间隙。
3 顶尖承载分析3.1 建模、划分网格本文采用UG分别对1:4法兰顶尖和1:7长锥顶尖进行建模,对模型进行网格剖分,生成节点和单元,如图2所示。
3.2 施加约束由于在实际生产中顶尖是固定在主轴的锥孔中,因此在分析顶尖时约束加在顶尖尾部的锥面上。
如图3所示。
3.3 施加载荷本文采用实体加载,因为在实际工作中,顶尖不仅受到径向的压力,还要受轴向顶紧力和转矩作用,但实际上后两个力对顶尖的变形影响很小,故为了计算方便可忽略不计。
此外,顶尖和工件的实际接触面并不是整个锥面,因此本文将顶尖锥面平均分成两份,可近似认为前1/2和工件接触。
载荷施加在前1/2锥面上。
大型数控车床床身结构的有限元分析
大型数控车床床身结构的有限元分析数控车床是一种高精度、高速、高自动化的机械设备。
其关键部分是床身结构，在高精度切削加工过程中承担着不小的负荷，因此对于其结构的优化设计至关重要。
本文将通过有限元分析对数控车床床身结构的强度和刚度进行优化设计。
一、有限元分析的基本概念有限元分析是求解强度、振动、热力学等问题的一种重要方法。
有限元方法将一个复杂的结构分割成有限个单元，每个单元可以看作是一个简单的结构，可以通过计算单元内各个点的力和位移，得到整个结构的力和位移的分布情况。
在有限元分析中，要首先进行预处理，包括建模、离散化和求解算法的选择等步骤。
然后进行求解过程，通过解出各个单元的刚度矩阵和外载荷矩阵，再根据边界条件组成总刚度矩阵和外载荷矩阵，最终求解结构中各点的位移和应力等参数。
最后进行后处理，对计算结果进行分析和优化。
二、建立数控车床床身的有限元模型在进行有限元分析之前，需要建立数控车床床身的有限元模型。
床身结构可以分为两部分：主床身和副床身。
主床身是床身的主要承载部分，唯一支撑和固定主轴箱和刀架；副床身是连接两端的连接体，起连接两端床身和承受工件切削力的作用。
我们分别对主床身和副床身进行静力学分析，求解其强度和刚度。
三、床身结构的静力学分析床身结构主要受到外部力荷载和自重荷载的作用。
基本的受力情况如下：1. 主轴箱在切削时产生的切向力和径向力。
2. 刀架的重量产生的自重荷载。
3. 工件在切削时产生的切向力和径向力。
由于车床的高速旋转的特殊性，其受力情况十分复杂，难以通过简单的解析法求解，因此需要运用有限元分析的方法。
四、床身结构的优化设计基于前面的有限元分析结果，我们可以得到数控车床床身的强度和刚度情况。
若发现床身结构在受到切削载荷时强度不足或刚度不够，我们可以对床身结构进行优化设计，包括优化结构形状，材料选型等方式。
例如，我们可以通过增加床身的内部加强支撑件、合理改变断面的形状、优化床身连接部位的刚性等方式，提高其整体刚度和强度。
数控车床主轴力学特性的有限元分析方法
（上接第２４５页） 为了解决旋转液压缸１３．１串油或单向阀９．１卡死时 引起的问题，增加了保压回路００２，保压回路００２由 小功率定量泵单独供油，且在保压回路中选用具有卸 荷功能的换向阀５，这样在泥炮打泥时保压回路为旋 转液压缸保压，即使旋转液压缸１３．１串油或单向阀 ９．１卡死，仍能使泥炮嘴紧压在泥套上，完成本次周 期，消除了安全隐患，保证了高炉的连续生产。在泥 炮打泥完成后，定量泵可以通过换向阀５直接卸荷， 减少了系统发热，提高了元件的使用寿命。（２）为 了解决液控单向阀卡死时带来的问题，在液控单向阀 前后各设１个常开球阀１．９和球阀１．１０，且在液控单 向阀的进、出油口之间并联常闭球阀，这样在液控单 向阀出现问题时，可以通过关闭球阀１．９和球阀 １．１０、打开球阀１．１１来使本次操作顺利完成，保证 了高炉的连续生产。 ３结论
限元分析［Ｊ］．力学与实践，２００７，２９（２）：５４—５６．
万方数据
【２】陈玉瑜，芮执元．用传递矩阵法分析机床主轴动态特 性［Ｊ］．组合机床与自动化加工技术，２００７（３）：２３
—２５．
【３】王刚，郭茂林．航天航空滚动轴承刚度［Ｊ］．哈尔滨 工业大学学报，２００１。３３（５）：６４４—６４５．
【４】杨美英．数控机床主轴组件设计及刚度计算［Ｊ］．机 械．【程与自动化，２００４（２）：７１—７２．
对于主轴结构的静态和动态特性分析，目前常用 的方法主要有解析法和有限元法…。应用解析法分析 时，为了简化计算，需要进行较多的假设，计算精度 不高口１。应用有限元法计算时，现有方法存在以下不 足：（１）静态和动态分析采用相同的单元类型；（２） 不考虑轴承刚度对分析结果的影响。众所周知，采用 有限元法求解问题时，建模方法非常关键，模型的建 立是否合理对求解结果的影响很大。其一是针对特定 的求解对象，单元类型的选择是否合理。比如机床主 轴刚度分析宜采用梁单元进行求解，而模态分析宜采 用实体单元求解。其二是边界条件的考虑是否合理。 机床主轴通过轴承安装在机架上，而轴承是弹性体， 不能将其假设为刚体进行求解。
基于有限元分析的卧式加工中心立柱优化设计
基于有限元分析的卧式加工中心立柱优化设计作者：陈冉毕岩来源：《智能制造》 2018年第2期基于SolidWorks Simulation 有限元分析，通过对HMC80e 产品的立柱进行静、动态特性分析，根据立柱的最大变形量和一阶固有频率为基础，找出立柱的薄弱部分进行优化设计，并对比分析，在保证立柱刚度及固有频率的基础上显著地减小了立柱的质量，提高机床性能，降低系统成本。
一、引言HMC80e 卧式加工中心采用双交换工作台，既可加工较大零件，又可分度回转加工。
适用于多工作面零件多工序加工，还特别适合于箱体孔的调头镗孔加工，广泛应用于汽车、内燃机、航空航天、家电和通用机械等行业。
二、立柱静、动态特性分析图1 为HMC80e 整机结构布局，其主要铸件为床身、立柱和主轴箱。
主轴箱和立柱通过直线导轨连接，由丝杠驱动沿立柱上下移动，作为主轴箱的主要支撑部件和承载部件，立柱的静动态性能将会影响到刀具，进而影响到加工中心的加工精度和机床的稳定性。
若立柱重量过大，其自身惯性会直接降低机床的响应速度，加速时间以及快移速度都会受到影响。
因此，在保证其静动态性能的前提下对立柱进行减重，可提高机床的响应速度以及运行速度，亦可降低机床的生产成本。
该立柱的简化实体模型如图2 所示，材料选择HT300灰铸铁。
其强度高、耐磨性好。
立柱高度为2200mm，宽度为870mm，顶部厚度为115mm，底板厚度为80mm，外壁板厚度为30mm，内部筋板厚度为20mm，总重量为2.1t。
内部结构如图3 所示。
1. 立柱静态结构分析图4 为当主轴箱在行程中点时，立柱和主轴箱组合简化模型，对此模型进行静态分析。
主轴端部分别沿坐标轴X 、Y 和Z 向施加10000N 的力，在立柱的底部施加固定约束，运用SolidWorks Simulation 软件分析立柱在切削力作用下的应力和位移（图5、图6）。
表1 为分析结果，从计算结果可以看出，立柱的最大应力1.392MPa ＜ 250MPa（材料的屈服极限），可见立柱刚性足够。
机床主轴有限元分析
施加约束
施加载荷
机床主轴模态分析
求解固有频率和振型
结构的振动在ANSYS中表现为各阶振型的线性叠 加，其中低阶振型比高阶振型对结构的振动影响 大，故进行结构的振动特性分析时通常取1 ～5 阶即可。
机床主轴模态分析
一阶振型如图：
机床主轴模态分析
二阶振型
机床主轴模态分析
三 阶 阵 型
机床主轴模态分析
机床主轴有限元分析及优化设计
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不机床主轴相连接的结构示意图
2D示意图 M1、M2处 为弹性支承 位置
主轴连接结构与二维图形
ANSYS三维建模
主轴外观图
Solid92单元材料 参数为：弹性模量 (N/m）2.06e11； 泊松比0.28；密度 7800。
单元类型选择和网格划分
机床的加工精度， 径向刚度主要受到主轴的 跨距材料物理性能结构尺 寸等因素的影响。 从图中可以看出径向力主 要造成主轴前端悬伸部分 的变形，可推断主轴前端 悬伸量是影响主轴静刚度 的主要因素。通过减少伸 出量来增加主轴系统的静 刚度。
一阶 优化前 优化后 二阶 三阶 四阶 1537.6 3034.85 五阶 1809、 2 3562.3
612.01 612.15 1537.2 1523.3 1523.9 3034.76
机床主轴优化设计
因此优化后的主轴在工作过程中更远离共振发生 的区域，更安全。
四阶振型
机床主轴模态分析
五阶振型
机床主轴模态分析
由上可知：上面图型可以看出，主轴在这五个 阶段，发生了弯曲变形。主轴以弯曲变形为主， 同时也发生轴向变形。弯曲是主轴的主要振动。 由于采用近似的线性模型(包括材料特性的线 性化和有限元模型的线形化)，因而在阶数越 低的情况下对主轴进行的理论分析值不实验测 得的值就越接近，而在高阶部分就误差越来越 大。
数控卧式重型车床主轴的有限元分析
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有 限 元 法 的基 本 思 想 有 限元 法 是 在 差 分 法 和 变 分 法 基 础 上 发 展 起 来 的
一
主 轴 在 重 载 作 用 下 仍 然 具 有 足 够 的 刚性
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3 2
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式重 有 数控卧 型车床主轴的 限元分析
熊顺 源
( 江 汉 大 学 机 电与 建 工 学 院 武 汉
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卧车主轴顶尖承载能力有限元比对分析
卧车主轴顶尖承载能力有限元比对分析作者：王琳琳来源：《中国科技纵横》2013年第11期【摘要】在实际生产中,卧车主轴顶尖的高径比存在1:4,1:7等型号,而在使用中并没有规定在各种不同载荷情况下的选用原则。
本文通过ANSYS有限元分析软件对高径比为1:4,1:7两种型号的主轴顶尖进行承载分析,比对出两种型号顶尖的最大承载,得出主轴顶尖高径比的选用原则。
【关键词】主轴顶尖有限元分析载荷1 引言顶尖在卧式机床中起着传动力和运动的作用,用于机床与工件之间的联结及装卡工件。
因此顶尖的承载能力在机床的设计中是不可忽视的问题。
卧式车床中常用的顶尖有法兰式顶尖和子弹头式顶尖,两者与机床主轴之间连接配合的锥度比不同、结构也不同,但两种顶尖的承载能力是否相同？各自的最大承载能力？选用规则？为解决上述问题,本文进行了以ANSYS软件为基础的卧车主轴顶尖承载能力计算及比对分析。
2 顶尖的类型在实际工作中,卧车主轴顶尖的高径比存在1:4,1:7型号。
本文主要针对高径比为1:4和1:7两种型号的顶尖(如图1和图2所示)在不同载荷下进行分析。
图1(a)为长锥柄顶尖,通常用1:7的公制锥度配合,图1(b)为短锥柄法兰固定的顶尖形式,这种结构,由加工保证顶尖固定面与主轴端面有0.2mm间隙。
3 顶尖承载分析3.1 建模、划分网格本文采用UG分别对1:4法兰顶尖和1:7长锥顶尖进行建模,对模型进行网格剖分,生成节点和单元,如图2所示。
3.2 施加约束由于在实际生产中顶尖是固定在主轴的锥孔中,因此在分析顶尖时约束加在顶尖尾部的锥面上。
如图3所示。
3.3 施加载荷本文采用实体加载,因为在实际工作中,顶尖不仅受到径向的压力,还要受轴向顶紧力和转矩作用,但实际上后两个力对顶尖的变形影响很小,故为了计算方便可忽略不计。
此外,顶尖和工件的实际接触面并不是整个锥面,因此本文将顶尖锥面平均分成两份,可近似认为前1/2和工件接触。
载荷施加在前1/2锥面上。
机床主轴有限元分析报告
机床主轴有限元分析基于ansys的机床主轴有限元分析摘要：随着高速数控机床的不断发展，对数控机床主轴的性能要求也开始逐渐提高。
机床主轴的动静态性能直接影响加工系统的精度和稳定性，因此，在设计阶段必须对其机床主轴进行相矢的性能校核。
利用有限元分析软件ANSY对s某机床主轴进行相应的分析，对其性能进行研究。
矢键词：ANSY，S主轴，有限元分析。
研究内容52问题描述：机床主轴材料为45号钢，弹性模量为2.06 x10 5 N.mm2，泊松比为0.3,儿何参数如下图。
图1主轴不意图主轴静态特性的基本概念主轴的静态特性反映了主轴抵抗静态外载荷的能力，静力学分析实际上是为了得到机床主轴在一定静态载荷作用下所产生的变形量。
在实际生产条件下，机床的主要失效形式大部分是由于机床的刚度不足而引起。
所以主轴静刚度的计算就显得尤为重要。
所谓的主轴静刚度实际上就是主轴的刚度，是机床主轴一个非常重要的性能指标，它直接反映出主轴负担载荷与抵抗振动的能力。
如果主轴的静刚度不足，主轴在切削力的作用下，会产生较大的变形量，并可能引起振动。
这样不仅会降低机床的加工精度、增大加工工件表面的粗糖度；也会对轴承造成较大磨损，破坏主轴系统的稳定性。
因此，主轴的静刚度是衡量机床性能的重要指标。
主轴的弯曲刚度的定义可以理解为：使主轴前端产生单位径向变形时，变形方向上所需施加的力F,即：主轴的静刚度，分为轴向静刚度与径向静刚度，上面提到的弯曲刚度实际上就是径向静刚度。
通常情况下，轴向刚度没有弯曲刚度重要。
弯曲刚度是衡量主轴刚度的重要指标，通常用来代指主轴的刚度。
1・主轴有限元模型的建立及边界条件的处理为了真实、准确、有效地对主轴进行特性分析，需要对机床主轴进行相应的简化。
对主轴的简化应该遵循以下原则：(1) 忽略对分析结果影响不大的细小特征，如倒角、倒圆等；(2) 对模型中的锥度和曲率曲面进行直线化和平面化的处理；(3) 忽略对主轴静态特性影响不大的零部件结构。
主轴部件三维实体模型的有限元分析法
《机械设计与制造》主轴部件三维实体模型的有限元分析法主轴是机床的重要部件之一，它的静、动态刚度一直是设计计算的重要内容，但传统的计算方法是把主轴简化为等截面的梁单元进行计算，显然是静不定问题，用这样的力学模型计算主轴的静、动态特性与实际情况有很大的差距。
目前主轴部件设计采用有限元法，可以满足设计过程要求，为主轴结构的优化设计提供依据。
1．主轴部件的结构简化图1是卧式加工中心主轴的结构简图，它是一个多阶梯空心的圆柱体，此结构必须经过一定简化后，方可进行有限元分析，本主轴部件在以下方面进行简化：(1)各处倒角简化成直角，忽略空刀槽；(2)润滑油孔、工艺孔、键槽、螺纹孔等均按实体处理；(3)主轴轴承简化成弹性元件；(4)主轴上齿轮、锁紧螺母、中间隔套、拉刀机构组件等零件简化成集中质量。
图1主轴部件1—铣刀；2—主轴；3—轴承组件；4—隔套；5—密封套；6—齿轮；7—锁紧螺母；8—拉刀机构组件2．单元类型的选择及结构剖分如图1所示主轴部件总长719ｍｍ，平均直径为160ｍｍ，其长径比值为1∶4.49，对于这类主轴部件，常采用三维实体等参元建立有限元分析模型。
在结构剖分过程中，遵循以下原则：(1)不连接处自然分割。
结构在几何形状，载荷分布等方面存在着不连接处，在离散化过程中，应把有限元模型的结点单元的分界线或分界面设置在这些不连续处。
(2)几何形状的近似。
结构离散化使结构原边界变成了单元边界的集合，因而就产生了结构几何形状的离散化误差。
减少几何形状离散化误差的措施：一是采用较小的单元，较密的网络；二是采用高次单元。
(3)单元形态的选择。
单元形状是指单元的形状状态，包括单元形状、边界中点的位置，细长比等。
在结构离散化过程中必须合理选择。
单元最大尺寸和最小尺寸之比称之为细长比。
为了保证有限元分析的精度，单元的细长比不能过大。
根据以上三项原则，可将主轴部件离散为78个实体单元，4个弹簧元素单元模型，如图2。
(ａ)主视图(ｂ)俯视图图2主轴部件三维实体模型图3．约束条件的建立合理确定有限元模型约束条件是成功地进行有限元分析的基本条件，约束条件的确定，应尽可能符合原结构的实际情况。
某越野车车身结构强度有限元分析与平顺性研究硕士学位论文 精品
某越野车车身结构强度有限元分析与平顺性研究硕士学位论文第1章绪论1.1研究背景及意义汽车这一被人们称之为“创造时空价值的现代化加速器”的交通工具，正越来越大的改变着人类的社会生活。
它的生产能力代表了一个国家制造业整体发展水平。
而我国汽车工业经过改革开放三十多年的艰难探索，从开始的引进技术、合资生产到现在拥有自主品牌的国产车。
在规模和品种方面不断缩小了与世界先进汽车制造业的差距。
但是在科技含量，保护环境，人文关怀层面我们和国外先进汽车制造业还有很大的差距。
如何缩短我们新车型的研发周期；如何保证安全性能的前提下降低企业成本；如何提高乘客的舒适性及整车的平顺性，是亟待解决的难题，也是制约中国汽车行业发展的“瓶颈”所在。
随着人们生活水平的提高，汽车已不在是一种奢饰品而走进千家万户，成为人们出行所选的重要的交通工具之一。
这就使得越来越多的用户关注汽车的乘坐舒适性和安全性，因此这两项指标(舒适性、安全性)也成为了现代汽车设计中两大焦点问题。
车身作为汽车的主要承载部件，它承受着来自道路激励、载重货物自重和颠簸惯性载荷等各种力的作用。
良好的车身结构是汽车安全性的重要保证。
特别是越野车，它经常处于极其恶劣的工作环境，如低温、低压、坏路甚至是无路的条件下处行驶。
该车所载的仪器设备需要一个相对稳定的环境。
因此，在新车型的设计阶段，对车身结构和整车性能在各种路况下行驶的平顺性和通过性是否符合人们的要求，而进行动力学仿真计算是非常必要的。
随着计算机技术的发展，CAD/CAE技术在汽车行业得以广泛的应用，使得对车身这一大型结构的计算成为可能。
以国内某汽车研制中心所开发的新型三轴越野车为对象，利用有限元数值分析技术和动力学仿真技术，解决了手工计算根本无法解决的问题。
通过车身建模、动静态分析计算，获得该越野车承载特性和模态特性的参数，找出车身强度的薄弱环节和危险部位，为结构的改进设计和新车型的研究提供了理论依据。
另外，三轴车的平顺性一致以来都很差，而且对三轴车平顺性研究又比较少。
基于有限元的机床结构强度分析研究
基于有限元的机床结构强度分析研究过去几十年，机床行业发展迅猛，高速度、高精度、高可靠性、多功能已经成为机床设计的重要指标。
机床结构的强度分析是机床设计中的重要环节之一，它可以协助机床工程师确定结构的设计和优化方案，确保机床结构的合理性和可靠性。
而通常机床结构的强度分析是通过有限元分析 (FEA) 来实现。
有限元分析是一种数值模拟技术，可以对复杂的机床结构进行分析，包括各种荷载情况下的应力、应变和变形。
有限元分析技术可以在计算机上求解结构的数值解，从而获得其他分析方法无法获得的详细信息。
它可以大大加快机床结构设计的速度和准确性，提高机床结构的强度和耐久性。
机床结构强度分析中最常用的主要技巧是应力分析。
在应力分析中，工程师通过模拟机床的荷载情况，使得机床的每个部分的应力符合设计要求。
应力分析还可以为设计针对特定问题的解决方案。
例如，机床在运行期间出现动态应力，需要通过有限元分析来确定影响设计的动态应力的大小，并采取相应的应对措施。
有限元分析技术在机床结构设计中的应用越来越广泛，已成为机床结构优化和改进设计的有力工具。
然而，在实践中，有限元分析也可能会受到一些限制。
例如，过度繁琐的结构会导致模型规模过大，计算复杂度过高，从而导致计算时间和计算成本过高。
另一个限制是在实际荷载情况下模型的真实性。
有限元分析所得到的结构应力和变形通常是根据假设的荷载来确定的，因此，尽管有限元分析可以提供详细的结构信息，但在实际荷载下，其准确性可能会降低，从而影响结论的准确性。
为此，在进行有限元分析时，需要考虑各种因素的影响，在保证结论准确性的前提下合理设计分析模型，避免不必要的分析过程和工作量，以及增加结构设计的合理性和可靠性。
总之，有限元分析技术在机床结构设计中起着至关重要的作用，可以大大提高机床结构设计的效率和安全性。
在使用有限元分析技术进行机床结构强度分析时，我们应清楚了解分析模型的限制和不足，针对问题进行分析，提高设计的可靠性和稳定性。
机床主轴部件有限元受力分析
此 外 ，大部分农机维修网点设备简陋，有修理等级证 书 的 修 理 工 少 ，大 量 的 农 机 具 因 得 不 到 正 确 的 维 护 保 养 ，经常处于带病作业状态，既不安全又降低了机 械 效 益 。农 机 经 销 商 店 缺 乏 服 务 意 识 ，个别经销商店 贪 图 个 人 利 益 ，经 营 的 零 配 件 质 量 不 过 关 ，使广大购 机 户 的 利 益 受 到 很 大 损 失 。因 此 ，加 强 农机维修行业 的管理是摆在凤台县每位农机管理人员面前的一个 亟待解决的课题©
农机维修是农业机械“局效、优 质 、安 全 、正 常 ” 作 业 的 重 要 保 障 ，搞 好 农 机 维 修 对 促 进 农 业 机 械 化 发展、切实维护农机消费者的合法权益、确保农机安 全 生 产 具 有 深 刻 的 意 义 。近 年 来 ，随着农业机械化促 进法的颁布实施和国家各项惠农政策的出台，有力 地促进了凤台县农业机械化的快速健康有序发展。 随着凤台县农机保有量逐年增加，特别是大中型拖 拉 机 、联合收割机、播种机及配套农机具增加迅速， 农机经营维修行业起到了至关重要的作用。
刚度^பைடு நூலகம்与主轴单元的悬伸量、跨 距 、几何尺寸、主轴
U G 软 件 建 立 的 三 维 模 型 ，通 过 .SAT文 件 格 式 导 人 ANSYS中 _ 在 建 立 有 限 元 模 型 时 ，为 了 方 便 分 析 ，对
主轴部件进行了相应的简化，忽 略 了 主 轴 的 细 节 ， 如 :倒 角 、退 刀 槽 、螺 纹 等 细 节 因 素 。这种简 化 之 后 对
镗床切削力因与车削力原理相近，并且在机床 手册里查不到镗削力计算方法，所以查车床切削力 公式典型条件下切削力计算公式可代表镗床切削公 式 ，车床切削力公式典型条件下切削力计算公式为：
CA6140机床主轴有限元分析_千学明
计算功率, 单位 kW, nc 为主轴计算转速 r/m in。代入机 床电机功率 7. 5kW, 取效率 为 0. 9, T 1 = 9550P /nc = 9中, 主轴
平稳, 所以可以认为处 于平衡状 态, 因此 T 1 = T 2 = 1289( N m ) 方向如图 3所示。
有限元分析 可分成两 个阶段, 前处理 和后处 理。 前处理是建立有限元模型, 完成单元网格划分; 后处理 则是采集、分析结果, 使用户能简便提取信息, 了解计 算结果 [ 3] 。本文针对 CA 6140 机床主轴是台阶轴的特 点, 把主轴划分为十段, 采用 IDEA S8. 0进行几何建模, 应用 AN SYS5. 7软件, 采用机床主轴的简化受力模型, 向前、中、后三段添加约束, 按照 4面体单元对几何模 型进行单元划分。分析了在低速重载下机床主轴的变 形和应力。
hertz contact prob lem w ith friction[ J] F inite e lem en ts in ana-l ys is and design. [ 2] 王 勖成, 邵敏编 著, 有限单 元法 基本原 理及 应用 (第 二版 ) [ M ]. 北京: 水利电力出版社, 1999. [ 3] 叶 尚辉 建立有限元 模型的一般 方法 [ J], 电子机 械工程, 1999( 6): 17~ 21. [ 4] 吴 国华. 金属切削机床〔M ]. 北京: 机械工业出版社, 1999.
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3 机床主轴有限元分析的前置处理
机床主轴为两支承结构, 中间加辅助支撑以起到 提高刚度的作用。但是在低速重载运行时, 轴变形大, 所以辅助支撑起作用, 因此按三支撑加约束。
依据 1. 2节中图 3所提供力学简化模型添加约束 和作用力。因为力主要来自于前端, 且前端支撑采用了 卸荷装置, 支撑段长, 因此在前端添加 X, Y, Z 三向移动
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卧车主轴顶尖承载能力有限元比对分析
【摘要】在实际生产中,卧车主轴顶尖的高径比存在1:4,1:7等型号,而在使用中并没有规定在各种不同载荷情况下的选用原则。
本文通过ansys有限元分析软件对高径比为1:4,1:7两种型号的主轴顶尖进行承载分析,比对出两种型号顶尖的最大承载,得出主轴
顶尖高径比的选用原则。
【关键词】主轴顶尖有限元分析载荷
1 引言
顶尖在卧式机床中起着传动力和运动的作用,用于机床与工件之间的联结及装卡工件。
因此顶尖的承载能力在机床的设计中是不可忽视的问题。
卧式车床中常用的顶尖有法兰式顶尖和子弹头式顶尖,两者与机床主轴之间连接配合的锥度比不同、结构也不同,但两种顶尖的承载能力是否相同？各自的最大承载能力？选用规则？为
解决上述问题,本文进行了以ansys软件为基础的卧车主轴顶尖承载能力计算及比对分析。
2 顶尖的类型
在实际工作中,卧车主轴顶尖的高径比存在1:4,1:7型号。
本文主要针对高径比为1:4和1:7两种型号的顶尖(如图1和图2所示)在不同载荷下进行分析。
图1(a)为长锥柄顶尖,通常用1:7的公制锥度配合,图1(b)为短锥柄法兰固定的顶尖形式,这种结构,由加工保证顶尖固定面与主
轴端面有0.2mm间隙。
3 顶尖承载分析
3.1 建模、划分网格
本文采用ug分别对1:4法兰顶尖和1:7长锥顶尖进行建模,对模型进行网格剖分,生成节点和单元,如图2所示。
3.2 施加约束
由于在实际生产中顶尖是固定在主轴的锥孔中,因此在分析顶尖时约束加在顶尖尾部的锥面上。
如图3所示。
3.3 施加载荷
本文采用实体加载,因为在实际工作中,顶尖不仅受到径向的压力,还要受轴向顶紧力和转矩作用,但实际上后两个力对顶尖的变
形影响很小,故为了计算方便可忽略不计。
此外,顶尖和工件的实际接触面并不是整个锥面,因此本文将顶尖锥面平均分成两份,可近
似认为前1/2和工件接触。
载荷施加在前1/2锥面上。
3.4 求解
为了对顶尖进行更精确的分析,下面以两种相同规格、不同结构、材质为9cr2mo的顶尖为例进行计算分析,结果如5,6:
如上法对相同规格的两种结构顶尖进行gcr15simo材质计算,由计算结果得知:9cr2mo和gcr15simo两种材质的主轴顶尖的承载能力基本相同。
这一结果与生产现场事实基本相符,因为9cr2mo和gcr15simo两种材料的化学成分、机械性能相差都不是很多。
就每种材料来讲,随着顶尖尺寸的增大,其承载能力逐渐增强,变形量也随之增大。
1:7两种型号的主轴顶尖相比较,1:4法兰型顶尖的承载能力更强,由上面ansys分析结果可知,虽然同一规格的1:4型顶尖的变形量略比1:7型顶尖的要大些,但1:4型顶尖的承载能力大约是1:7型顶尖承载能力的两倍。
而且,同一规格的1:7型顶尖的尺寸较1:4
型的要大,这样就增加了原材料的浪费。
再者,与1:7型顶尖相配合的主轴是空心轴,虽然减轻了主轴的重量,但却增加了加工的难度
和工时。
因此,在同一情况下,应尽量选用1:4法兰型顶尖以增加承载能力。
若是设备需要加工细长轴时,选用1:7型主轴顶尖结构,可以将直径100mm以下的轴颈伸缩至主轴孔内装卡,以增加设备的加工长度。
基于主轴和顶尖两者的应力和变形量考虑,相对来说,单独的顶
尖分析其变形量较小、承载能力增强,因为在进行ansys分析过程中,所施加约束的位置不同、材料的屈服极限也不同。
再者,由于在实际工作中,工件的作用力并不完全由顶尖承担,主轴和机架的尾
部也承担一部分力;同时在加工工件时又会受到工件的旋转摩擦。
虽然顶尖受到的顶紧力和旋转转矩对顶尖的变形影响不大,但仍然存在一定的偏差。
因此,本文对以上顶尖的分析结果给予一个安全系数,考虑到顶尖的实际工作情况,取安全系数为3.5。
下面对两种不同材料的主轴顶尖的承重情况进行一下归纳,其结果如表1所示。
上表给出了不同材料、不同型号、不同规格顶尖的最大承重情况,根据以上结果绘制出1:4型顶尖在不同材料下的最大承重的函数曲线。
如图9所示。
以下曲线清晰的描述了不同规格的顶尖可以承受的最大载荷,在以后的生产中可以参考这个曲线来选取适合的顶尖。
4 结语
本文通过ansys有限元分析软件对高径比为1:4,1:7两种型号的主轴顶尖在多种载荷下分别进行分析,根据不同材料、不同型号、不同规格顶尖的ansys分析结果(应力和变形量),总结出两种材料的不同规格顶尖的最大承重量,1:7悬伸结构的顶尖刚度较差,1:4短锥形式的顶尖接触刚度较好,相同规格的1:4法兰顶尖结构比1:7顶尖的承重大,为日后生产时选择顶尖提供了依据。