机床轻量化结构单元特征研究与静态性能分析
卧式加工中心部件的结构分析及轻量化设计
２ １ 年第 １ ０１ 期
刚度不 足 ，同时通过 其他两 阶振 型动画还 得知滑 鞍
的单侧 的抗弯 刚度 刚度 不足 。再者 ，在导 轨 的安 装
蠢
（）第一阶振 型（４ ９ ） ａ ８． ９ Ｈｚ
槽处存 在一些较 深 的沟 槽 ，会 削弱滑 鞍 的静 强度 。 考 虑到滑鞍 上还 需布置其 他辅助 装置 ，最终确 定 将 滑 鞍 的 宽 度 由 原 来 的 １１０ ｍｍ 拓 宽 至 ０
１ ０ ｌ ， ０ ｎ ｌ 同时对于靠近导轨安装槽 处的壁 厚适 当加 ３ ｒＴ
大， 改进之后 的滑鞍通过分析均满足静动态性能要求 。 ２ 滑鞍 轻量 化设计 由 于 滑 鞍 的 结 构 加 宽 之 后 总 体 质 量 约 有
２４ ０ｋ ， 不到快 速移动 的要求 ， 以还必 须对其 ０ ｇ 达 所 进 行轻量 化设计 。轻量 化设计 的原 则就是在 结构满
的依据 。
忙
围
２ ２ 滑鞍结构拓扑优化分析 ．
为验 证上 述分 析结 果 ，对 滑 鞍结构 进行 了拓 扑
２ ５ ２６ ２ ７ ２８ ２ ９ ３０
优化 分 析 。即在保 证 结构 刚度最 大化 的前提 之下 ，
滑鞍 的质 量减 轻 ５ １ ％。分 析结 果如 图 ９所 示 。 ％～ ０
通 过 改 进 之 后 ，滑 鞍 的 总 体 质 量 由 原 来 的
横 向筋 板 厚度 ｈ ｍｍ ２／
２３ ０ｋ ０ ｇ减轻 到 １９ ０ｋ ，质 量减 轻近 ２ ％，其结 ０ ｇ ０ 构 的静 动态 性 能均 满足 设计 要求 。改进之 后 的滑 鞍
图 ８ 筋板厚度 ｈ 变动对各阶 固有频率 的影响 ２
机床轻量化设计结构与性能研究——卧式车床支承件结构特征与静态特性分析
ｚ ｏ ｎ ｔ ａ ｌ ｌ ａ ｔ ｈ ｅ ａ ｓ ｒ ｅ ｓ ｅ ａ ｒ ｃ ｈ ｏ ｂ ｊ ｅ ｃ ｔ ｓ ，ｔ ｈ ｅ ｆ ｏ ｒ ｍ ｏ ｆ ｊ ｏ ｉ ｎ ｔ ｓ ｕ ｒ ｆ ａ ｃ ｅ ｓ ，ｔ ｈ ｅ ｔ ｙ ｐ ｅ ａ ｎ ｄ ｃ ｈ ａ ｒ ａ ｃ ｔ ｅ ｒ ｉ ｓ ｔ ｉ ｃ ｓ ｏ ｆ ｔ ｈ ｅ ｇ ｅ ｏ ｍ ｅ ｔ ｒ ｉ ｃ
，
颖
（ １ ． 大连 理工 大 学 机 械 工程 学院 ， 辽 宁 大连 １ １ ６ ０ ２ ４ ； ２ ． 大连 机 床集 团有 限 责任 公 司 ， 辽 宁 大连
１ １ ６ ６ ２ ０ ） 摘要 ： 针 对 机 床 轻 量 化 设 计 的 关键 问 题 — — 结 构 与 性 能 关 系进 行 了研 究 。 以 卧 式 车 床 支 承 件 为 研 究
Ｗ ＡＮＧ Ｄｅ － ｌ ｕ ｎ ， Ｓ ＨＥＮ Ｈｕｉ — ｐ ｅ ｎ ｇ ， Ｓ ＵＮ Ｙｉ ｎ ｇ
（ １ ． Ｓ ｃ ｈ ｏ ｏ ｌ ｏ ｆ Ｍｅ ｃ ｈ ａ ｎ ｉ ｃ ａ ｌ Ｅｎ ｇ ｉ ｎ ｅ ｅ ｒ ｉ ｎ ｇ ， Ｄ ａ ｌ ｉ ａ ｎ Ｕ ｎ ｉ ｖ ｅ ｒ ｓ ｉ ｔ ｙ ｏ ｆ Ｔ ｅ ｃ ｈ ｎ ｏ ｌ ｏ ｇ ｙ ， Ｄ ａ ｌ ｉ ａ ｎ Ｌ ｉ ａ ｏ ｎ ｉ ｎ ｇ １ １ ６ ０ ２ ４ ，Ｃ ｈ ｉ ｎ ａ ；
ｍａ ｃ ｈ ｉ ｎ ｅ ｔ ｏ ｏ ｌ ’ Ｓ ｌ ｉ ｇ ｈ ｔ ｗｅ ｉ ｇ ｈ ｔ ｄ ｅ ｓ ｉ ｇ ｎ，ｉ ｓ ｓ ｔ ｕ ｄ ｉ ｅ ｄ ．Ｔａ ｋ ｉ ｎ ｇ ｔ ｈ ｅ ｍａ ｉ ｎ ｃ ｏ ｍｐ ｏ ｎ ｅ ｎ ｔ ｓ（ ｓ ｕ ｐ ｐ ｏ ｒ ｔ ｉ ｎ ｇ ｐ ａ ｒ ｔ ｓ ）ｏ ｆ ｈ ｏ ｒ ｉ —
机床主轴动静态性能实验研究
表 ２ 主轴 静 态 变形 测试 数据 表 １主 轴静 态变 形测 试数 据 （ 第一 次 测试 ） （ 第二 次测 试 ） 主轴 作 为 机 床 的 主要 组 成 部分 ， 其 性能 的好 坏 直 接 决 定 了机 床 的性 能 的高 低 。 主轴 单 元 的动 静态 特 性 加载力 刀柄前端位移 刀桶前喘位侈 裁力 刀柄前端位移 刀柄前端位移 加 裁次数 卸裁次数 卸载力 卸貔撇 卸戟力 包 括 主轴 的变 形 、 共振频率 、 临 界转 速 和 动 态 响应 等 ， 加载次数 【 Ⅳ ） （ ｕ ｍ ） （Ｌ Ｌ ｍ ） １ Ｎ ） （ ｍ ） 其对主轴的速度和精度性 能有极大的影 响， 主轴性能 初 始值 ０ ０ 初始值 ０ ＿ ２ ９ 初始值 初始值 ７ 测试实验ｆ 堤 研究主轴动力学特性及工作性 能的重要 １ １ ０７ ２ ８ １ １ ｃ２ ３ １ 儿１ １Ｏ ｌ ０７ 吧 ５ 组成部分 ， 在理论研究的基础上 ， 通 过 实 验 测 试 验 证 ２ ０１ ８ ３ ２ ８ ９ ２ １ —４ ９ ２ ｌ ９８ １． ８ 理论模型的正确性和精确性 ，对于完善理论 模型 ， 进 ３ ０ Ｌ ４ ３ 。 。 ７ １ ａ ０ ３ ｏ ７ １ ３ １ ３ ２ ｃ ２ １ ４ ９ 而使 理论 仿真结果可以直接指导主轴的设计计算 以 ４ ０１ １ ９ １ ４ ∞ ０ ４ ４ ｃ ３ ＆９ ４ ３ ９ ４ ３ 及 推 广 理论 仿 真 的应 用 研究 具 有重 要 意 义 。 ５ 。 ６ 斟 １ ５ 翻 ７ ５ ５０ １ １ ｇ ９ １主轴 静 刚 度测 试 实验 ∞ ｌ 凰 ８ ６ ｓ 循 ｌ ａ ４ Ｓ ５ ９９ ３ 主轴 静 刚度 是 主 轴轴 承 和 主轴 刚度 的综 合 反 映 ， ７ ０５ ３ ５ ７ ３ ８ ５ ７０ ４ ３１ ９ 在 高速 运 转过 程 中 ，机床 主 轴 在 静 刚 度 值 低 的情 况 ８ ｌ ２９ ８ ８ ０２ ８ ８。 ３ ４ｌ ＿ ９ ８ ８ｃ ２ ４ ４ ９ 下， 会 出现挠度 增加 ， 变形加大 ， 影 响加工精 度等 问 ９ ９ ０ ０ ４ ７ ５ ９ 螗 ８ ９ １ ５ ３ ５ ８ ９ ９ ０ ０ 她 Ｉ 题。 掌握准确 的主轴静刚度值是提高机床加工精度的 １Ｏ ｌ０１３ ｌ ０ ｌ ０ １ ２ ４ ｌ １ ９ ９ Ｓ ４ ａ ｌ ５５ ２ １ ０ １ Ｏ１ ３ ５ ５ ２ 前提 条 件 之 一 ， 而 对 主轴 进 行 静 刚度 测 试 是 获 得 静 刚 根 据实 验 步 骤对 主 轴进 行 加 载 条件 下 静 刚度 测 试 实验 ， 按 照上 度最直接 ， 最有效 的方法 。 本文先后进行了主轴静 刚度测试实验、 模 文所述实验步骤重复测量三次 ， 主轴前端在载荷作用下 的静态变形 态测 试 实 验 、 动态 响 应测 试 实 验 、 频 率 响 应 函数 测试 实 验 测试 数 据分 别 如 表 １ 、 表 ２和表 ３ 所示。 Ｉ ． １实 验 内容 和 目的 表 ３主 轴静 态 变形 测 试数 据 （ 第 三 次测 试 ） 主轴静刚度口 是 指 在 切 削 力 的作 用下 主轴 抵 抗 变 形 的能 力 ， 通 加载 次数 加载 力 刀柄 前端位 卸载次 数 卸载 力 刀柄前 端位 常 以 主轴前 端 产 生 单位 位 移 时 ， 在位 移 方 向 上所 施 加 的作 用力 来 表 （ Ｎ ） 移 （ Ｉ Ｉ ） 移 （ ｍ ） 示。现对某机床厂生产的 Ｔ Ｇ Ｋ ４ ６ １ ０ ０高精度数控 卧式坐标镗床主轴 初始 值 ０ — １ ０ 初始值 ０ — ９ ４ 进行 静 刚度 测 试 ， 采 用 加载 装 置 对 主 轴 垂 直方 向进 行 加 载 ， 并 利 用 １ １ ２ ６ — ２ ． ５ ｌ １ ０ ４ — ２． ９ ２ ２ １ ０ １ ． ６ ２ ２ ０ ９ ３ ３ 千分表测量刀杆前端 位移。 根据静刚度定义对测量数 据进行拟合得 ３ ３ ０ ５ ７ ． ４ ３ ２ ９ ５ ８ ． ４ 到加载力与变形拟合 曲线 ， 其斜率 即主轴系统的静刚度。 ４ ４ １ ４ １ ２ ． ４ ４ ３ ９ ３ １ ４ １ 当在机床 主轴与工作 台之 间，沿 与 ｘ轴 、 Ｙ轴 和 ｚ轴夹 角为 ５ ５ １ ６ １ ９ ． ０ ５ ４ ８ ３ １ ９． ４ ３ ０ ０的方向施加静载荷时， 分别测量主轴相对工作 台在 ｘ向、 Ｙ向、 ６ ６ １ １ ２ ３ ， ９ ６ ５ ９ ７ ２ ５． ９ ｚ向 的 位移 ， 以得 到 主 轴 部件 相 对 于 机 床工 作 台 的径 向静 刚度 和 轴 ７ ７ ０ ９ ３ ０ ．１ ７ ７ ０ ０ ３ ２ ． １ 向刚度 。 ８ ８１ ９ ３ ６ ． ０ ８ ７ ９ ３ ３ ７ ０ ９ ． ９１ １ ４ １ ． ８ ９ ９ ０ ８ ４ ４． １ 在 工作 台和 主轴 系统 之 间施 加 作 用力 ， 测量 主轴 系统 相 对 于 工 １ ０ １ ０ ０ ４ ４ ７ １ ｉ ０ １ ００ ４ ４ ７ ． １ 作 台面 的变形 ， 寻找 机 床 的受 力薄 弱 环 节 。 试 验结 果 分 析 ： 机床在承受切削力作用下抵抗变形 的能力 ， 直接影响到机床的 对于以上测试数据进行拟合 ， 得到静刚度表达式和拟合 曲线， 加工效 率 ， 间接反 映了机床抵抗切削颤振能力 ， 同时也反映了机床 所示 。 结 构设 计 ， 机 床 各 主要 部 件 的刚 度 强 弱 和 刚 度分 配 是 否 合 理 ， 材 料 拟合曲线斜率即静刚度值。如图 ２ 的选用是否达到最佳 等。 １ ． ２试 验条 件 实验仪器包括 ： 力加载装置 ， 用于径向力加载 ； 力传感器 ， 型号 Ｅ 为中国航天科技集团公司 Ｙ Ｆ Ｆ 一 ６ — １ ０ ８ ， 通过数显装置即可读取力的 蹬 大小 ； 千分表 ， 精度 为 ０ ． Ｏ ０ １ ｒ ｎ ｍ， 用 于测 量 主 轴 在 力 负 载 下 的 变 形 遒
机床静态及动态分析
这 是 一 种 数 值法 ， 于 是 一 些 复 杂 的 问 题 可 以通 过 转 化 为 数 学 模 ￡ ＝Ｂ ｑ ， 于是单元 的应力为 ＝Ｄ Ｂｑ ， ３ 个主应力可 以通过下面的
关 系方程式计算 。３个不变应力张量 是 ：
１ 、 一ｏ ＋。 ＋ 吼
静 态 分 析计 算 结 果 显 示 的是 施 加 静 载荷 的 影 响 ， 由 于变 形 速度和加速度都很小 ， 于是忽略 了惯性力 和 阻尼力 。因此 ， 静 态分析包括稳定的惯性 载荷 （ 如重 力和旋转 速度 ） 和 随 时 间 变 化 的载 倚 ， 即近 似 地 认 为 静 态 当 量 载 荷 （ 如 通 常 以许 多 建 筑 物 代 码 定 义 的 当量 风 载 和地 震 载 荷 ） 。静 态 分 析 是 为 了确 定 施 加 不 会 导 致 严 重惯 性 和 阻 尼 效 应 的 载 荷 后 引 起 的 构 件 或 部 件 的 位移 、 应 力、 应 变 和 作 用力 。
表 ２ 机 床 结 构 的 挠 度值
机床
铣 床
车 床
的。例如固定 坐标 系 Ｕ ｖ—Ｕｘ 一０和旋 转 坐 标 系 Ｒ 一Ｒ 一
Ｒ 一Ｏ ， 位 移 约 束 应 用 于 解 决 固 定 面 自 由 度 问 题 。施 加 在 组 件
１ ＿ ２ 动 态 分 析
ｊ ２ 一
＋ ： ＋口 一 一 一
ｒ ｒ 一ｄ ｒ ２ 一６ ２ 一
：
ｌ ｊ 一百 匹 ： ＋
２
６
ｖ
我们 定 义 ：
＆ 一 一 娶一 ｆ ｌ ２
一
６ 一பைடு நூலகம்一 ｚ （ ＋
２ √ 号
目 一 １
动 态分 析 可 以确 定 一 个构 件或 部 件 设 计 时 的 振 动 特 性 （ 固 有 频 率 和振 型 ） 。 同 时 它 可 以用 来 做 更 详 细 的 动 态 性 能 分 析 ， 例 如 瞬态 分 析 、 谐 响应 分析 、 频 谱 分 析 等 。动 态 分 析 是 研 究 构 件 在振 动激 励 下 的动 态 性 能 。
基于分形接触的车床静态特性分析的开题报告
基于分形接触的车床静态特性分析的开题报告一、研究背景和意义随着汽车、飞机等制造业的不断发展，对高精度、高效率的车床要求也越来越高。
车床的静态特性是车床性能评估的关键，直接影响到车床的加工精度、切削效率、稳定性等方面，因此对车床静态特性的研究具有重要意义。
现有文献中，常见的车床静态特性分析方法主要有刚性仿真芯片算法、有限元法等。
然而，由于车床结构十分复杂，以往的研究中常常需要对车床进行大量的化简和假设，难以考虑到所有的可能影响因素，导致分析结果的准确性无法得到保证。
近年来，分形几何理论逐渐被应用于工程领域中，尤其是在计算机辅助设计、数字制造、材料科学等方面，逐渐获取到了一定的研究成果。
基于分形接触的车床静态特性分析方法是一种新型的研究思路，可以将车床中的各种接触行为看作是分形过程，从而更加全面、全局地考虑车床的静态特性，提高对车床性能的评估准确性。
二、研究内容和方法1.研究内容本研究旨在通过分形几何理论，分析车床的静态特性，并基于分形接触模型进行模拟，研究车床刚度、自然频率、模态等静态特性，为车床的优化设计和使用提供理论支持。
2.研究方法本研究将采用以下方法：(1)建立分形接触模型，利用分形几何理论对车床接触的特征进行分析；(2)基于分形接触模型，计算车床的刚度、自然频率、模态等静态特性；(3)通过数值仿真和试验验证，验证分形接触模型的准确性和可行性；(4)对研究结果进行分析和总结，并提出对车床提高静态特性的优化措施。
三、预期成果和意义本研究预期能够得出以下成果：(1)建立了基于分形接触模型的车床静态特性分析方法，并进行了数值和试验验证；(2)研究得出了车床刚度、自然频率、模态等重要静态特性参数的数值，并对其进行了分析；(3)提出了优化车床静态特性的可行措施，为车床的设计和加工提供理论支持。
本研究的意义在于：(1) 更全面、全局地考虑车床的静态特性，提高对车床性能的评估准确性；(2)通过建立基于分形接触模型的车床静态特性分析方法，为制造业和工程领域提供新的研究思路；(3) 提出优化车床静态特性的可行措施，为车床的加工质量和效率提供理论支持。
浅析机床床身结构优化的轻量化技术要点
５ ４ 南 牡
２ （ ） １ ７ 年・ 第７ 期
采用 轻 量 化技 术 ，可 以实 现 节 约 材 料 ，提 高 结 构 的 性 能 ． 通过 这 种 举 措 ，能 实现 绿
ｔ
：
ｔ
： ： ：
：
浅析机床床身
色制造 ，也是对 可持续发 展 战略的践行 。本 文结合机床 的结构 特点 ，具 体兮析 了机床 床 身轻量化 实现途径 ，并 总结 出实现轻量化的优 化算法和优化方法
表】常见 轻质 材 料 的性 能参 数
（ ２） 优化 结 构 。 实现 轻 量化 的 设计 目标 ，材 料 确定 后优 化 结 构 ，是 较为 常 用 的一 种 手 段 ，也 是 更 为 具体 可 行 的 方 法 。结 构 轻 量化 ，从 实 质 上就 是 将 减轻 床 身 的 质 量作 为根 本 目 标 ，通 过 对 结 构 的尺 寸 、布 局 、外 形 等 参数 进 行 设 汁 ，将 结 构 的 设 汁的 物理 模 型 向数 学 模
结
断增长的势头 ，如铝合金 、钛合金等金属材料 ，这些材料大都刚度 、强度高 。但要实现材
料 的轻 量 化 ，更 多要 靠 研 制 和开 发 新 材料 ，加 上 更 换 材料 会 致 使较 大范 围 的 工艺 变 革 ，导 致成 本 升 高 。
材料 密度 ／ （ ｇ ｃ ｍ 一 ３ ） 性 杨 氏模 量 ／ Ｍ ｐ ａ 能 硬 度 ／ Ｈ Ｂ
１ 床 身 轻量 化
床 身 是 机 床最 重 要 的 部 分 ，在 整体 中 占比 很 大 ，采用 轻 量 化技 术 ，降低 床 身 的 重 量 ， 就 能 大 大 减 轻 机床 的重 量 。机 床 的 轻 量化 能 够 对 整 个 制造 业 ，乃 至工 业 都会 产生 极 其 重 要 的影 响 。国 内 外对 这 项技 术 都 做 了 很 多研 究 。要 做到 轻 量 化 ，必 须从 以 下 儿方 而 来 实现 ： 第一 ，通 过结 构化 设 汁来使 床 身 的 重 量减 轻 。采 用轻 薄 的 材 料 ，使 结 构 既小 且 空 ，使 得结 构 力学 的 性 能 得 以 完善 ，从而 用 较 少 的材 料 ，获 取 良好 的 性 能 ；第二 ，选 用 重量 较 轻 、强 度较 高 的 新 型 材料 ，比 如 塑料 、泡 沫 金属 或 者 其 他 复 合材 料 等 ，替 代原 来 的铸 铁 等 钢 材 ； 第三 ，采用 先进 的技 术 工 艺来 革新 材 料 ，促 进机 床 的轻 量化 、 （ １ ）采 用轻 材 料 。轻 量化 手 段 中 ，最 常 用的 方法 就 是 采用 轻 型材 料 ，从 根本 上降 低 床 身重 量 ，为轻 量化 设 汁 提供 更 多可 供 选 择的 发展 之 路 。 表 ｌ 列 出儿 种轻 质 材料 的性 能 选 新型 材 料 ，使 得床 身的 重 量 大大 降 低 ，性 能 却 能 得 以提 升 ．当 前 ，新 型 材料 的使 用 量 旱 不
机床主轴动静态性能实验研究
机床主轴动静态性能实验研究主轴刚度是机床主轴系统重要性能指标，它反映了主轴单元抵抗静态外载荷的能力，与负荷能力及抗振性密切相关。
现对某型高精度数控卧式坐标镗床主轴刚度进行试验测试，验证理论模型的正确性，为进一步的理论分析及仿真提供可靠性依据。
标签：主轴刚度；坐标镗床；试验分析引言主轴作为机床的主要组成部分，其性能的好坏直接决定了机床的性能的高低。
主轴单元的动静态特性包括主轴的变形、共振频率、临界转速和动态响应等，其对主轴的速度和精度性能有极大的影响，主轴性能测试实验[1]是研究主轴动力学特性及工作性能的重要组成部分，在理论研究的基础上，通过实验测试验证理论模型的正确性和精确性，对于完善理论模型，进而使理论仿真结果可以直接指导主轴的设计计算以及推广理论仿真的应用研究具有重要意义。
1 主轴静刚度测试实驗主轴静刚度是主轴轴承和主轴刚度的综合反映，在高速运转过程中，机床主轴在静刚度值低的情况下，会出现挠度增加，变形加大，影响加工精度等问题。
掌握准确的主轴静刚度值是提高机床加工精度的前提条件之一，而对主轴进行静刚度测试是获得静刚度最直接，最有效的方法。
本文先后进行了主轴静刚度测试实验、模态测试实验、动态响应测试实验、频率响应函数测试实验1.1 实验内容和目的主轴静刚度[2]是指在切削力的作用下主轴抵抗变形的能力，通常以主轴前端产生单位位移时，在位移方向上所施加的作用力来表示。
现对某机床厂生产的TGK46100高精度数控卧式坐标镗床主轴进行静刚度测试，采用加载装置对主轴垂直方向进行加载，并利用千分表测量刀杆前端位移。
根据静刚度定义对测量数据进行拟合得到加载力与变形拟合曲线，其斜率即主轴系统的静刚度。
当在机床主轴与工作台之间，沿与X轴、Y轴和Z轴夹角为300的方向施加静载荷时，分别测量主轴相对工作台在X向、Y向、Z向的位移，以得到主轴部件相对于机床工作台的径向静刚度和轴向刚度。
在工作台和主轴系统之间施加作用力，测量主轴系统相对于工作台面的变形，寻找机床的受力薄弱环节。
基于元结构的螺杆转子磨床床身动静态特性分析与优化
摘 要 ：螺杆转子磨床床身是关键的承载大件， 其动静态性能的好坏将直接影响整机的加工精度和稳定性。为实
现床身的快速动态优化设计 ， 首先基于元结构理论 ， 使用 Ａ Ｓ Ｓ软件仿真分析了床身筋格元结构各主要参数对其动态 特 ＮＹ 性的影响。在此基础上 ， 以提高床身低 阶模态 固有频率和降低床身重量为 目标 ， 对床身 的结构参数进行优化 ， 同时通过 静
（ ｃ ｏｌ ｆ ｃａｉａ Ｅ ｇ ｅｒ ｇ Ｎ ｎｉｇＵ ｉ ｒ ｔ ｏ ｃ ｎｅａ ｄＴ ｃｎｌｇ ， ａ ｎ １０４ ｈ ａ Ｓｈｏ ｏ Ｍｅｈｎｃｌ ｎｉ ｅｉ ， ａｊ ｎｖ ｓｙ ｆ ｉ ｃ ｎ ｅｈｏｏｙ Ｎ ｍｉｇ２０ ９ ，Ｃ ｉ ） ｎ ｎ ｎ ｅ ｉ Ｓ ｅ ｎ
振
第３ 第ｌ １卷 ６期
动与冲Fra bibliotek击 Ｊ ＯＵＲＮＡＬ ＯＦ ＶＩ ＢＲＡＴ ＯＮ Ｉ ＡＮＤ ＨＯＣ Ｓ Ｋ
基 于元 结构 的螺 杆转 子磨 床 床 身 动静 态特 性 分析 与优 化
王禹林 ，孙文钊 ，冯虎 田
（ 京理 工大学 机械工程学院机械 电子工程系 ， 南 南京 ２０ ９ ） １０４
Ａｂｓｒ ｃ ｔ ａ ｔ： Ｔｈ ｄ ｆ ｓ ｒｗ ｒ ｔｒ ｇ ｉ ｄ ｒ ｉ ａ ｋ ｙ ａ ｔ ｏ ｅ ｒ ｌ ａ ａ ｗｅ ｇ ｔ ｅ ｂｅ ｏ ｃ ｅ ｏｏ ｒｎ ｅ ｓ ｅ ｐ ｒ ｔ ｂ ａ ｏ ｄ ｎｄ ｉｈ ，ｗｈ ｓ ｄ ｎ ｍｉ ａ ｄ ｓａ ｉ ｏ ｅ ｙ ａ ｃ ｎ ｔｔｃ
力分析验证 了优化方案的可行性。优化后 ， 床身低 阶固有频率得到 了较大幅度的提高 ， 中一 阶固有频率提 高了２ ．％ ， 其 ２３ 床身的重量下降 了 ８３ ％ ， ．９ 同时静刚度也有明显提高 ， 改善 了床 身 的动 静态特性 ， 节约 了制造成 本。该方法 对其他类 似 关键零部件 的动态优化设计具有一定的借鉴意义。 关键词 ：元结构 ； 身； 床 动静态特性 ； 参数优化
基于ANSYS的大型数控车床床身的静态特性分析
• 40 •内燃机与配件基于ANSYS的大型数控车床床身的静态特性分析王馨仪(兰州理工大学，兰州730050;甘肃机电职业技术学院，天水741001)摘要：车床的床身是整台机床的重要支承部件，其结构的动态特性和静态特性，对机床的加工精度、加工质量起着至关重要的作 用。
本文利用SolidWorks建立床身的三维实体模型，然后在A N SYS软件中进行床身静刚度的有限元分析。
关键词：大型数控车床;静态分析;有限元;ANSYS0引言车床在切削过程中，作用在刀具或工件上的切削力不 仅使切削层金属产生变形，消耗了功，产生了切削热，还使 刀具磨损变钝，从而影响到工件加工表面的加工精度和生 产率。
因此，在设计机床时，就对其提出了强度及刚度要 求。
而床身作为数控车床一个关键的结构大件，它的强度 和刚度直接影响和制约着车床的稳定性、安全性和可靠 性，更是机床加工精度的重要决定因素。
所以本文以大型 卧式数控车床CKW61100为例，采用常用的有限元软件 ANSYS对床身结构进行静力分析，得到在各工作状态下 和不同载荷条件下床身的等效应力分布图、最大应力变形 图。
据此，可以分析床身在各工况下应力集中部位和最大 变形部位，找到静刚度的薄弱区域，为之后的优化分析提 供了可靠的依据。
1有限元静力分析简介有限元静力分析是研究结构体在固定不变的载荷作 用下的平衡和运动，以及相应产生的应力和变形。
通常，我们研究的往往是计算那些固定不变的惯性载荷对结构的 影响，包括产生约束反力、位移、应力以及应变等参数；而不考虑惯性、阻尼等随时间变化载荷的情况。
有限元分析中的静力学分析的基础是弹性力学的变 分法。
2软件介绍2.1 SolidWorks软件介绍SolidWorks是基于Windows平台，具有强大功能的二 维实体设计软件。
该软件不管是在价格上还是在功能使用 性上，已经逐步成为主流二维实体造型设计软件之一，其 具有操作方便、易于掌握的特点，极大地提高了工程师的 设计效率，是很实用的CAD设计软件。
某复杂机械系统有限元分析和结构轻量化研究的开题报告
某复杂机械系统有限元分析和结构轻量化研究的开题报告一、研究背景和意义现代机械系统的设计要求越来越高，需要同时具有高强度、高刚度、低重量和低成本等多种特性，因此需要更高效、更准确的分析方法和更优化的结构设计方案。
有限元分析作为一种先进的机械分析方法，可以对机械系统的结构受力情况进行模拟，通过对模拟结果的分析可以提供设计方案的指导。
同时，结构轻量化是一种有效的优化机械系统结构的方法，可以减少材料消耗和成本，提高系统的性能和竞争力。
本研究旨在通过有限元分析和结构轻量化技术，对某复杂机械系统进行研究，提出优化的设计方案，达到减轻结构重量、提高系统性能、降低成本的目的。
二、研究内容和方法1.机械系统的有限元分析采用 ANSYS 软件对机械系统进行有限元分析，建立机械系统的三维模型，根据机械系统的力学特性和受力情况进行模拟，分析机械系统的应力、变形等参数，并对模拟结果进行后处理和分析。
通过有限元分析可以对机械系统的受力情况进行详细的分析，为结构优化提供基础。
2.机械系统的结构轻量化基于有限元分析的结果，通过有限元优化方法对机械系统的结构进行优化。
采用材料优化方法和几何优化方法，对机械系统的结构进行调整，减少结构的重量，同时保持机械系统的性能和强度。
通过结构轻量化，可以减少机械系统的材料消耗和成本，提高系统的竞争力。
三、预期结果和意义本研究的预期结果包括：1.机械系统受力情况的有限元分析结果。
2.经过材料优化和几何优化后的机械系统结构优化方案。
通过本研究，可以掌握更全面的机械系统设计优化方法，对机械工程领域的研究具有参考意义。
同时，本研究的成果可以有效地减轻机械系统的结构重量，提高系统性能和强度，降低机械系统制造成本，具有重要的实用价值和社会意义。
机床轻量化设计基本单元物理性能与数据库的研究
机床轻量化设计基本单元物理性能与数据库的研究董惠敏;邢俏芳;王德胜;姜怀胜;王德伦;申会鹏;孙颖【摘要】To provide the scientific basis for mac.hine tool structure lightweight design, the machine tool lightweight unit design technology is explored. The structure performance of panel-type unit is investigated. The basic unit database for the machine tool lightweight design is constructed. Through researching the internal structure feature of machine tool components in practical engineering application, the concept of lightweight panel-type unit is proposed. Seven kinds of plane-type basic units are abstracted, and the plane-type basic unit spectrum is established. Based on ANSYS finite element analysis method, the seven kinds of parametric physical models with plane-type basic unit are built. In the situation of basic unit with same dimension parameters or same mass, the static and dynamic performances of seven kinds of plane-type basic units are studied respectively. The static property of each kind of basic unit in pull, press, bend and twist, as well as the dynamic base frequency distribution rule are obtained, which provides the data sources for the machine tool lightweight database.%探讨机床轻量化单元设计技术,研究壁板类单元的结构性能,构建机床轻量化设计基本单元数据库,为机床支承件轻量化设计提供科学依据.通过研究实际工程应用中机床支承件的内部结构特征,提出机床轻量化壁板类单元概念,抽象出7种壁板类基本单元,建立壁板类基本单元型谱.基于AN-SYS有限元分析方法,建立7种壁板类基本单元的参数化物理模型.在基本单元尺度参数和质量相同情况下,分别研究了7种壁板类基本单元的静动态性能.得到各种基本单元的拉、压、弯、扭静态性能,以及动态基频分布规律,为机床轻量化数据库提供数据来源.【期刊名称】《制造技术与机床》【年(卷),期】2012(000)012【总页数】5页(P78-82)【关键词】机床轻量化;壁板类单元;静态性能;动态性能;数据库【作者】董惠敏;邢俏芳;王德胜;姜怀胜;王德伦;申会鹏;孙颖【作者单位】大连理工大学机械学院,辽宁大连116024;大连理工大学机械学院,辽宁大连116024;大连机床集团有限责任公司,辽宁大连116620;大连机床集团有限责任公司,辽宁大连116620;大连理工大学机械学院,辽宁大连116024;大连理工大学机械学院,辽宁大连116024;大连机床集团有限责任公司,辽宁大连116620【正文语种】中文【中图分类】TG502随着国民经济的发展和绿色制造理念的推进，机床在保精度的情况下实现机床支承件轻量化设计［1－3］已成为当今时代的主旋律。
机械设计中的结构轻量化与优化研究
机械设计中的结构轻量化与优化研究随着科技的不断进步，机械设计领域也在不断创新与发展。
其中，结构轻量化和优化是近年来备受关注的研究方向。
在传统的机械设计中，为确保稳定性和强度，结构往往会过于臃肿和沉重，从而导致资源的浪费和效率的降低。
因此，通过对结构进行轻量化和优化，不仅可以提升机械设备的性能和功能，还可以节约能源和材料的使用，实现可持续发展的目标。
一、结构轻量化的意义和方法轻量化是将结构设计得更加轻薄，但仍然保持其强度和稳定性的一种技术手段。
由于结构轻量化可以降低设备的重量和能耗，减少材料和资源的使用，因此具有重要的经济和环境意义。
在实现结构轻量化的过程中，常常采用的方法包括材料的选择和使用、减少冗余和無用結構、合理设计构造和拓扑优化等。
材料的选择和使用可以通过探索新的材料，如复合材料和高强度钢材等，来替代原本使用的重型材料。
减少冗余和无用结构则可通过删减一些不必要的零部件和连接件，减小整体结构的体积和质量。
而合理设计构造和拓扑优化是通过对结构进行精确计算和模拟，找出结构中应力集中的区域，并对这些区域进行局部加强或者调整，以提高整体结构的强度和刚性。
二、结构优化的意义和方法结构优化是指通过适当的修改和调整结构，使其能够更好地满足设计要求和性能指标的一种方法。
在机械设计中，结构的优化可以使得设计更加精确和高效，提高整体的性能和竞争力。
结构优化的方法可以分为两类，即参数优化和拓扑优化。
参数优化是指通过调整和改变结构中的参数来实现对结构进行优化。
例如，可以通过改变材料的厚度、尺寸和形状等来调整结构的性能和功能。
拓扑优化则是通过对结构进行局部修改和重构，以达到最优的结构设计。
这种方法通常会涉及到复杂的计算和模拟，以确定应力集中区域和刚性差异，从而进行合理的局部调整。
三、结构轻量化与优化的挑战与前景虽然结构轻量化和优化在理论和实践中已有重要突破，但仍然面临一些挑战。
首先，轻量化和优化的设计需要兼顾结构的稳定性和强度，以及对材料和资源的综合利用。
机床结构件轻量化设计的研究现状与进展
机床 结构 件轻 量 化设 计 的研 究现 状 与进 展
赵岭 ，王婷 ，梁 明 ，李 国孟
（．聊城 大学汽车与交通工程 学院 ，山东聊城 ２２５ ；２ １ ５０９ ．聊城 市产品质量监督检验 所 ，山东聊城 ２２０ ） ５００
摘要 ：随着高速加工技术的发展 ，机床结构件 的轻量化成为保证加工精 度和高速度 的必然要求 。现 多集 中于结构件 的
Ａｂ ｔ ａ ｔ ｓｒ ｃ ：Ｗ ｉ ｈ ｅ ｅ ｏ ｍｅ ｔｏ ｉｈ ｓ ｅ ｄ ｍａ ｈ ｎ ｎ ｔ ｔ ｅ ｄ ｖ ｌｐ ｎ ｆｈｇ —ｐ ｅ ｃ ｉ ｉｇ，ｔ ｅ ｌ ｈｗｅｇ ｔｄ ｓｇ ｆ ｃ ｉ ｅ ｔｏｓ ｓ ｕ ｔ ｒ ｓ ｉ ａ ｎ ｖ ｔｂ ｅ ｒ — ｈ ｈ ｉ ｔ ｉｈ ｅ ｉｎ ｏ ｇ ｍａ ｈｎ ｏ ｌ ｔ ｃｕ ｅ ｓ ｎ ｉｅ ｉ ｌ ｅ ｒ ａ ｑ ｅ ｔｔ ｕ ｒ ｎ ｅ ｉｈ ａ ｃ ｒ ｃ ｎ ｉｈ ｓ ｅ ｄ ｍａ ｈ ｎ ｎ ． Ａｔ ｒ ｓ ｎ ， ｓｕ ｉ ｓａ ｅｃ ｎ ｅ ｔａｉ ｇｏ ｅ ｓ ｆｅ ｉ ｇｒ ｓｄ ｓｇ ， ｉ ｃｕ ｕ ｓ ｏ ｇ ａ ａ ｔ ｅｈ ｇ ｃ ｕ ａ ｙ ａ ｄ ｈ ｇ —ｐ ｅ ｃ ｉ ｉ ｇ ｅ ｅ ｔ ｔ ｄ ｅ ｒ ｏ ｃ ｎｒ ｔ ｎ ｔ ｔ ｆｎ ｎ ｉ ｅ ｉ ｎ ｎ ｌ — ｐ ｎ ｈ ｉ ｂ ｄ ｎ ｔ ｃｕ ａ ａ ａ ｔ ｒｏ ｔ ｚ ｔ ｎ ｄ ｓ ｉ ｕ ｉｎ ｉ ｒ ｖ ｍｅ ｔ ｍａ ｅｉ ｌ ｐ ａｉ ｇ Ｃ ｍｐ ｔ ｒａｄ ｄ ｍｏ ｅｉ ｇ ａ ｄ ａ ａｙ ｉ ｏｔ ｒ ｅ ｉｇ ｓｒ ｔ ｒｌｐ ｒ ｍｅｅ ｐｉ ａｉ ， ｉｔ ｂ ｔ ｍｐ ｏ ｅ ｎ ， ｕ ｍｉ ｏ ｒ ｏ ｔｒａ ｄ ｔ ． ｏ ｕ ｅ ｉｅ ｄ ｌ ｎ ｎ ｌｓｓｓ ｆ ｕ ｎ ｎ ｗａ ｓ ａ ｅ ｗ ｄ ｌ ｄ ｐ ｅ ｙ ｄ ｓ ｎ ｒ ． Ｔ ｅ ｌ ｈ ｎ ｆ ｃｅ ｔｂ ｏｏ ｉ ａ ｔ ｃｕ ｅ ｒ ｐ ｌ ｄ ｔ ｃ ｉｅ ｔｏ ｔｕ ｔｒ ｉｎ ｃ ｄ ｓ ｎ， ｒ ｉ ｅｙ ａ ｏ ｔ ｄ ｂ ｅ ｉ ｅｓ ｇ ｈ ｉ ｔ ａ ｄ ｅ ｉ ｎ ｉｌ ｇｃ ｓｒ ｔ ｒ ｓ ａ ｅ ａ ｐ ｉ ｏ ｍａ ｈ ｎ ｏ ｌ ｓｒ ｃｕ ａ ｂ ｏ ｉ ｅ ｉ ｇ ｉ ｌ ｕ ｅ ｌ ｇ ｗ ｉｈ ｏｆｒ ｅ ｏｕ ｉｎ ｔ ｉｈｗｅｇ ｔｄ ｓｇ ｆｃ ｍｍｏ ｃ ａ ｉａ ｔ ｃｕ ｅ ． ｈ ｃ ｆ ｓ ａ ｎ ｗ ｓ ｌｔ ｏ ｌ ｔ ｉｈ ｅ ｉｎ ｏ ｏ ｅ ｏ ｇ ｎ ｍｅ ｈ ｎ ｃ ｓｒ ｔｒ ｓ ｌ ｕ Ｋｅ ｗｏ ｄ ：Ｈｉｈ ｓ ｅ ｄ ｍａ ｈ ｎ ｎ ； Ｌ ｇ ｔ ｅｇ ｔ ｅ ｉｎ； Ｍａ ｈ ｎ ｏ ｌ ｔ ｃｕ ｅ ； Ｓｒ ｃ ｕ ａ ｉｎ ｃ ｙ ｒｓ ｇ —ｐ ｅ ｃ ｉｉｇ ｉｈ ｗ ｉｈ ｓｇ ｄ ｃ ｉ ｅ ｔ ｏｓ ｓ ｔ ｒ ｓ ｕ ｒ ｔ ｔ ｒ ｌ ｏ ｉ ｕ ｂ
机床主轴箱_机床主轴动静态特性分析项目报告.docx
机床主轴箱_机床主轴动静态特性分析项目报告机床主轴动静态特性分析机床主轴通常在高速状态下工作，因此其动静态特性必须很高，才能满足加工质量要求，因此对机床主轴进行静力学分析和模态分析是很有必要的。
静力学分析主要是得出机床主轴的刚度，并且得出在典型加工条件下，主轴前端的最大位移，看其是否满足静态要求；动力学分析得出主轴振型以及主轴固有频率，从而判断主轴设计是否合理，并且在此基础上优化结构设计。
机床主轴的动态特性包括临界转速、主振型和固有频率等方面，这是机床主轴动态特性的主要方面。
当机床主轴的转速达到或接近临界转速时，会引起机床的共振，使机床震动加剧，加快刀具的磨损，降低加工质量，恶化加工环境。
因此为了避免这种情况的发生，对机床主轴的临界转速的研究是很有必要的。
为了保证加工质量及加工安全要求，主轴的最高转速应该低于临界转速的百分之七十五。
1. 机床主轴静态特性分析（1）建立模型打开proe 软件界面，建立如图（1）所示模型，并导入ansys workbench中图1 主轴模型的建立（2）添加材料属性信息机床主轴的材料为40Cr ，其相关参数见下表（1）：（3）设定网格划分参数并进行网格划分制定网格尺寸为3mm, 进行网格自动划分，划分结果如图（2）图2网格划分结果（4）施加载荷以及约束对有限元模型进行加载时，按照机床在典型加工工艺条件下工作进行计算，算出其在切削时的径向力，如在前面的3.2.2章节已经得出在此工况下轴的受力，在进行静态分析时，其唯一载荷为主轴前端施加的切削力的径向分量 Fr= 193.8 N。
前轴承为固定端，故只约束其X 方向的移动自由度, 后轴承在轴向（X 向）存在游动。
然后进行求解，最终得出机床主轴的静力变形如图（3）所示。
图3 机床主轴静力变形云图从图（3）中可以得出，主轴前端最大变形量为Max=1.14μm ，因此主轴静刚度为： K r =代入数值得：K r =170N/μm 。
XK713数控铣床关键部件的静动态特性分析的开题报告
XK713数控铣床关键部件的静动态特性分析的开题报告一、选题背景数控铣床是现代制造业中广泛使用的数控机床之一，其加工精度高、生产效率快等特点得到了广泛的认可。
然而，在实际使用中，数控铣床的关键部件往往会出现磨损、松动等问题，导致加工质量下降、生产效率降低。
因此，对数控铣床关键部件的静动态特性进行分析和优化，对于提高数控铣床加工质量和生产效率具有重要意义。
本文选取了XK713数控铣床进行研究，旨在深入探究其关键部件的静动态特性，为之后的优化设计提供理论基础。
二、研究目的1. 分析XK713数控铣床的关键部件在静态和动态情况下的特性；2. 了解XK713数控铣床在不同工况下的加工精度和生产效率，找出存在的问题；3. 提出一些优化方案，以提高XK713数控铣床的加工精度和生产效率。
三、研究内容1. X713数控铣床的结构和工作原理的分析；2. X713数控铣床关键部件的静态特性分析，包括刚性和稳定性的研究；3. X713数控铣床关键部件的动态特性分析，包括振动特性的研究；4. X713数控铣床在实际工作中的加工精度和生产效率的研究；5. 基于分析结果提出X713数控铣床的优化设计方案。
四、研究方法1. 理论分析：针对数控铣床结构、工作原理和静动态特性等方面，进行相关理论分析；2. 数值模拟：通过有限元分析等数值模拟手段，对数控铣床的静动态特性进行模拟研究；3. 实验研究：通过实验手段，对数控铣床在不同工况下的加工精度和生产效率进行测试和研究。
五、预期成果1. 充分了解XK713数控铣床的结构和工作原理；2. 深入研究XK713数控铣床关键部件的静态和动态特性，提出改进措施；3. 了解XK713数控铣床在不同工况下的加工精度和生产效率，针对存在的问题提出优化方案；4. 为数控铣床的优化设计提供理论基础和实验数据。
机床动静态特性分析和结构优化技术课题硕士论文开题报告.doc
大连理工大学
硕士研究生学位论文选题报告
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论文题目：高档数控机床动静态特性分析及结
构优化技术研究
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备注：1、考核成绩在A、B、项上画圈。
2、不合格者必须重做，再次不合格者，取消进入论文的资格。
3、各考核评议小组组长将本小组学生的考核成绩统一汇总到本院系研究生教务员处，教务员
将本院系成绩汇总后交研究生院专业学位办。
4、本考核表由学生本人留存，毕业报退时与学位论文同时交到校档案馆存档。
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机床设计中轻量化技术的应用分析
机床设计中轻量化技术的应用分析摘要：如今随着工业技术的迅猛发展，打破了以往加工技术复杂低效的局面。
以往的机床大多是由实心的铸铁材料组成，往往会显得相当笨重，伴随工业化脚步的逐渐加强，能够节省大量材料并且能优化结构性能的轻量化技术就此出现，它不仅实现了绿色循环制造，而且让可持续发展有了更明确的方向。
本文就轻量化在机床中的应用，分析轻量化出现的必然性，简单介绍了这种设计的实现方法，并且探寻轻量化在未来的发展前景。
关键词：机床；轻量化；应用分析；发展前景机床的发展带来的是一系列的变化和改进，在机床工作当中，阻尼衰减可以提高机床的寿命，从而使机床的加工精度上升到更高的层面，因此轻量化的机床构件就为其提供了稳定的保障。
机床在被改进的过程中，高效并且轻质的仿生物结构被应用其中，计算机仿真建模、一些分析软件被广泛的使用，传统的材料被替换，落后的结构形式也被改进，轻量化的机床应用越来越明显。
1.机床轻量化的成因1.1轻量化技术运用现代化的设计方案，辅助行之有效的优化手段或者以质量轻但是强度依旧的新型材料替换笨重的旧材料的方法就叫轻量化设计，其目的就是为了减轻机床本身的重量、降低耗材的成本，更可以实现环保的策略，以便提高工业化综合性能。
机床的重要支撑部件是床身，床身轻量化的实现一直是人们探究的一个方向，为了满足工业化市场的需求，机床系统被给予高效适应现代化机械制造业的厚望。
在采用优化结构、多学科综合优化、新材料设计等一系列技术的基础上，复合化、高速化、绿色化、集成化、高密度化已经成为当代工业化机床制造行业的趋势。
1.2传统设计中存在的问题传统的机床结构件中存在的问题由来已久，及待解决：（1）长久以来，结构优化计算方法一直被应用于机床结构件的设计。
设计轻量化的机床结构件，首要想到的就是其动态和静态性能。
在设计的过程中，设计者要合理的利用优化结构计算方法，在不影响机床整体性能的情况下，缩减投入机床的成本。
（2）轻量化结构的设计是有一定的局限性的，多是根据设计者的水平。
动态与静态特性分析：主轴系统说明书
Dynamic and Static Characteristic Analysis of the Main Shaft SystemXinyu Wang 1, a *1 The School of Applied T echnology, University of Science and T echnology Liaoning,Anshan Liaoning 114000, Chinaa ***************Keywords: the dynamic and static characteristic; the main shaft; the spindle offsetAbstract. Main shaft system includes a main shaft, bearings and driving medium. The performance of main shaft system has important influence on the machining quality and the productivity of machine tool. It is the important factors that affect job performance. Main shaft supporting structure, support number and support position all affect main shaft system. The impact of these factors on the main shaft system was reflected in aspect of dynamic and static characteristics.IntroductionThe support distance of the main shaft system is the specific indicators which influence the dynamic and static characteristic of the main shaft system.The dynamic and static characteristics of the main shaft system include natural frequency, amplitude of the front bearing, cutting ultimate length and deformation. The dynamic and static characteristics are affected by many factors. The main shaft supporting distance is one of the important influencing factors. So choosing the best value for a distance is very important.The change of the distance has a great influence on the dynamic characteristics of the main shaft. The change of the distance caused the resonant frequency and amplitude changes. They were shownin Fig. 1.Fig. 1. The change of the distance caused the resonant frequency and amplitude changesWhere: P----- resonant frequency; Z A35---- the deflection amplitude of the main shaft end point; A, B, C------ the simultaneous vibration of main shaft.Machine tool spindle worked mostly under irregular alternating stress. When the offset distance changed, force and torque of main shaft system changed too. So the strength of the main shaft system changed also. The change law presented normal distribution. The main shaft offset of C616 changed three times. The main shaft were aroused resonance three times. The amplitude were A, B and C. The curves showed that the inhibition of the first natural frequency of resonance was important. Too large value was caused by the system damping distribution. And it was relevant with supporting distance. 5th International Conference on Civil Engineering and Transportation (ICCET 2015)© 2015. The authors - Published by Atlantis Press 1808When the offset distance was best value, the deformation was the minimum, and the amplitude was also the minimum.The main shaft characteristics analysis influenced by two support structureThe factors affected the dynamic and static characteristics of the main shaft system had three aspects: the first was the front bearing type, the second was offset, and the third was the load of the bearing.Theoretical analysis and a large number of experiments showed that the main shaft offset distance affected the natural frequency and the amplitude remarkably. When the main shaft offset was not at the same size, the impact characteristics were shown in Table 1.Table 1 Performance comparison when the supporting distance is differentoffset distance （mm ）frequency f （HZ ） amplitude A(µ) grooving L 0(µ) Static deformationδ（µ） B1 6500.93 1.78 1.01 1.23 B2 5350.96 1.57 1.03 1.08 B3 385 1.00 1.00 1.00 1.00Statistics indicated that: The offset distance was the main factor affecting the amplitude.(1) We selected the offset distance in the range of 385mm-650mm. When the offset distance was small the frequency and amplitude were also small, and which could make the main shaft to obtain good static and dynamic characteristics. This value was reasonable. In production, we should choose this best value.(2) When the distance was greater than 520mm, all the characteristics generally trended poor state. When the ratio of the diameter of the support to the front bearing was greater than 5.4, we must increase the offset length. But increasing the length of the distance would be limited by the structure, and increasing the length of the distance should be ensured to improve the rotation accuracy of the spindle system.(3) We could not choose too large distance in production. Priority should been given to the value of the best distance value. The front bearing support could not be ignored. Its effect on performance was very significant. The best distance should been selected. The front bearing type must also be used in big profit. For example, the characteristics comparing of the different types of front bearing could be got from Table 2.Table 2 Characteristics comparing of the different types of front bearingfront bearing type bearing configuration diagram performance characteristic application f A L C δ⑤ C26971201.06 0.83 1.17 1.27 good dynamic; static general; good cutting general accuracy machine tool ④ C2007120 0.04 1.03 1.09 1.71 bad static; cutting general general accuracy machine tool③C3182120 + C2268120 1.00 1.00 1.00 1.00 good static; dynamic general; bad cutting precision machine tool and high speed machine tool1809From Table 2 we could see the following conclusions:If we adopted double row tapered roller bearings (2697120) dynamic characteristics of the spindle system could be significantly improved. Priority should be given to it. The dynamic characteristics were the same when the bearings were the thrust ball bearings for a machine tool spindle.If we adopted double row short cylindrical roller bearing (3182120) the static characteristics of the main shaft system had been greatly improved. If we used double row radial thrust ball bearings the static characteristics of the main shaft system had also been greatly improved. Y ou could use these two types of bearings.Of course if the bearing load was very appropriate the spindle system characteristics were more obvious. Empirical evidenced: if the load was 400kg we could get a good natural frequency, the amplitude was also obtained with a better numerical value.Main shaft characteristics analysis influenced by three support structureThree supporting structure is more a support than two support structure. The support structure is auxiliary support. In the three supports there are several different situations, the front and rear support is given priority to, the front and center support is given priority to. Auxiliary support can be the middle support. It can also be a support behind. The different positions have different influence on the characteristics of the spindle system. For example: the three support position of a main shaft was got from Table 3.Using range analysis and experience we could get that A was the major impact. It also had a greater impact on the cutting groove. The performance comparison of auxiliary support at different positions was shown as the Table 4.Table 4 Performance comparison of auxiliary support at different positionsauxiliary support f A L CδA1 middle support 1.00 1.00 1.00 1.00A2 rear support 1.03 0.78 1.04 0.92Parameter displayed that A2 was the best value. The main shaft system had good dynamic and static characteristics if the behind support was used as an auxiliary support. This could improve working performance.(2) The front and rear support BThe action of the front and rear supports was relatively minor. The performance comparison was shown in Table 5 when the front and rear support were different.Table 5 Performance comparison when the front and rear support were differentfront and rear support distancef A L Cδ(mm)B1 535 1.00 1.00 1.00 1.00B2 650 1.01 1.11 1.04 0.981810We could obtain that from table 5 the frequency and the groove were the best when the front and rear support was 650mm. But the amplitude index was poor. The amplitude index were the best when the front and rear support was 535mm. But the frequency and the groove were poor.(3) The front and middle support distance CThe front and middle support distance had a great influence on the dynamic characteristics. It especially played a leading role for cutting groove. The performance comparison was shown in Table 6 when the front and middle support distance were different.Table 6 Performance comparison when the front and middle support distance were different front and middle support distancef A L Cδ（mm）C1 260 1.02 0.91 1.07 0.95C2 385 1.00 1.00 1.00 1.00We could obtain that from Table 6 when the front and middle support was 260mm the dynamic characteristics of the spindle system were the best values. If a small value was selected in the range (260mm-385mm) of the front and middle support distance, the better dynamic and static characteristics could been obtained.Summary(1) The support distance of the two support structure was an important factor affecting the amplitude and natural frequency. It had certain effect on other indexes. If the support distance was within the range of 385mm-650mm a smaller value was the best value. At this time the spindle system could have good dynamic and static characteristics, see Table 1. Front bearing was double row roller cone bearing, the model was 2697120. Rear bearing was single row radial roller cone bearing. Load was 400kg and which were controlled with spring. Which before and after bearing spacing were not greater than 20mm was a better solution.(2) Auxiliary support position was one of the important factors which affect the spindle system dynamic and static characteristics. When the auxiliary support was the support behind the main shaft system had good characteristics. At this point, the former and middle support was the main support. And in this scheme, we should pay attention to the influence of the size of the distance to the dynamic characteristics. Therefore, if the selection was within the range of 260mm-385mm, the smaller front and middle distance should been selected. Like this, we could get better dynamic and static characteristics.(3) When we designed the main shaft support type, we should give priority to the use of the two supporting structure scheme. When the structural arrangement was difficult, we used the three support type. When using the three support scheme we'd better choose the way of support that the former and middle was tight and the behind was loose.References[1] Chuanjun Li, NC machine tools and programming teaching material, Peking University press,2009.10[2] Editorial Committee of Mechanical Engineering Handbook, Mechanical Engineering Manual,1989.3[3] Dai Shu, Metal cutting machine tool, Machinery Industry Press, 2004.11811。
探测器机械结构静力学分析与轻量化设计
探测器机械结构静力学分析与轻量化设计
陈娟;姜雪燕
【期刊名称】《山东工业技术》
【年(卷),期】2024()1
【摘要】在产品设计过程中,机械结构的静力学分析与轻量化设计对产品的整体质量有着极为重要的影响。
对产品的机械结构进行静力学分析可以保证产品有较好稳定性,对产品进行轻量化设计则是提高产品的综合性能,比如在不影响强度的情况下减小产品质量,从而提高产品综合品质。
基于此,本文将结合3He管探测器的设计,对其主要部件进行静力学分析,并借助静力学分析结果对探测器的密闭腔体与盖板进行轻量化设计。
【总页数】6页(P48-53)
【作者】陈娟;姜雪燕
【作者单位】潍坊职业学院机电工程学院
【正文语种】中文
【中图分类】TL816.3
【相关文献】
1.基于ANSYS Workbench的深松机机架静力学分析及轻量化设计
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3.FSC方程式赛车球笼式万向节壳轻量化设计及静力学分析优化
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关键词：机床结构轻量化 中图分类号：TG502． 31
单元类型
结构设计 文献标识码：B
静态性能分析
Structure unit characteristics and static performance in machine tool lightweight
XING Qiaofang ① ，DONG Huimin ① ， JIANG Huaisheng ② ，WANG Desheng ② WANG Delun ① ，SHEN Huipeng ① ，ZHANG Yunliang ② （ ①School of Mechanical Engineering，Dalian University of Technology，Dalian 116024 ， CHN； Dalian 116620 ，CHN） ②Dalian Mchine Tool Group Co． ，Ltd． ， Abstract： The ten kinds of typical machine tool structure feature are studied． The concept of machine tool lightweight structural unit is put forward． Inner structure unit is divided into four types，which included box － type unit，panel － type unit，stiffener － type unit and process － type unit． The structure characteristic of each kind of unit is analyzed． The unit type spectrum of four kinds is summarized，and the process characteristic of the casting unit and welding unit are described． Taking a stand column containing panel － type units in a vertical machining center as the object of study，the parametric models with different units are established，and the static performance is analyzed using the finite element analytic method． The results show that the best static performance existed in internal structure with the double cross unit． The unit characteristic research and the analysis achievement of component static property lay the foundation to the lightweight and optimization design of machine tool structures． Keywords： Machine Tool Structure Lightweight； Unit Type； Structure Design； The Static Performance Analysis 机床绿色制造是当前制造业的发展趋势， 机床轻 ［1 － 3 ］ 量化设计 成为研究重点与热点。高性能的轻量化 设计要求对支承件的设计提出了挑战， 支承件的动静 刚度以及热特性和工艺性不同程度地受到内部筋板布 置方式的影响。彭艳华等人对支承件组成形体进行分 解， 得到 拓 扑 结 构 变 化 不 大、 相对独立的基本元结 ［4 － 7 ］ ， 构 基于元结构的动态性能对支承件进行可适应 性优化设计。 徐燕申
［9 ］
等人提出元结构和基本框架
* 国家科技支撑计划 “机床轻量化设计的 ‘概念 － 单元’ （ 2011BAF11B03 ） 技术及应用” · 44 ·
［10 ］ 的形成和到几何体映射的自适应组件设计方法 ， 本 文以构成支承件的内部结构为出发点， 考察支承件内
由此单元定义为附于壁板之上， 填充于主筋板之 间， 用于改变支承件局部性能或者贯穿壁板用于提高 支承件制造工艺性的结构。单元在支承件中起着如下 作用： ①提高支承件局部承力特性； ②提高支承件局部 抗振性能； ③提高支承件局部热特性； ④提高支承件工 艺性能。 故单元是支承件的重要组成部分， 在支承件的设 计中起着很重要的作用。 1． 2 单元类型与特征 尽管单元的类型和型式多种多样， 但单元结构特 征总是有一定的相似性。综合考虑单元的几何形状和
机床轻量化结构单元特征研究与静态性能分析
邢俏芳 ① 董惠敏 ① 姜怀胜 ② 王德胜 ② 王德伦 ① 申会鹏 ① 张允良 ②
（ ①大连理工大学机械工程学院， 辽宁 大连 116024 ； ②大连机床集团有限责任公司， 辽宁 大连 116620 ） 摘
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要：研究 10 类典型机床结构特征， 提出了机床轻量化结构单元的概念。 将支承件结构内部单元分为箱 体类单元、 壁板类单元、 加强筋类单元以及工艺类单元 4 大类。对各类单元进行结构特征分析， 归纳 出 4 类单元类型型谱， 并分别对铸造单元和焊接单元工艺特征进行描述 。以含有壁板类单元的某立 式加工中心立柱为研究对象， 运用有限元分析法对其不同单元的参数化模型进行静态性能分析 ， 结 果发现内部结构为井字形单元的立柱静态性能最好 。单元特征研究及其对支承件静态性能分析成 果为支承件轻量化设计和优化设计奠定了基础 。
2
2． 1
支承件结构内部单元工艺特征
铸造单元工艺性 铸造结构单元圆角 支承件结构单元拐角处应圆滑过渡， 避免突拐。
2． 1． 1
否则浇铸时突拐处因传热较快， 优先凝固， 其他部分凝
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固时收缩而易在突拐处产生裂纹， 降低支承件强度和 质量。 2． 1． 2 单元筋板壁厚均匀性要求 图 5a 在交汇处较厚， 易
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对数控机床的床身进行了研究， 并结合元结构 的概念， 动态特性优化和床身基本框架动态特性优化 ， 总结出 指导数控机床床身设计的普遍规律。 郭垒 等人对 元结构方法进行了理论建模和验证 。但上述研究仅限 于动态性能， 并未涉及静态性能， 且未对组成支承件内 部单元的特征归纳总结及分类。 鉴于支承件静态性能对整机精度的重要性和机床 轻量化设计的重要性， 参考陈勇等人提出自适应单元
度（ 比如导轨、 螺栓连接处等 ） 而增加的筋板。 对于主 轴箱、 床鞍、 床身导轨处之类， 经常会在刚度薄弱的地 方周围添加加强筋， 以减小振动， 提高静动刚度。加强 筋有表 4 所示两类。
1． 2． 4
工艺类单元
工艺单元指的是出于工 艺原因而开的孔槽或是增加 的凸台， 如铸造的出砂孔， 车 床主轴箱的散热槽等。 为便 于制 造 和 装 配， 工艺单元是 必须考虑的。 以上述 4 类单元为统计 依据， 对表 1 中支承件单元 进行 统 计 得： 在 机 床 支 承 件 中 箱 体 类 单 元 占 了 大 部 分， 比例为 75% ， 壁板类单元只占 10% ， 加强筋单元和工 1． 2． 2 壁板类单元特征 艺单元作为辅助但以必不可少的单元而存在 ， 两者之 和占到 15% 。 壁板类单元指的是在板类件和箱形件中附着于壁 板上重复排列的可看成有一定高度的二维形状的筋板 组合。主要应用于板类件当中， 也适用于箱体类单元 减轻重量， 而且， 的外伸部分。比空腔单元节省材料、 有效地增强了支承件的静态性能和动态性能 。总结筋 板类单元型谱如表 3 。 1． 2． 3 加强筋类单元特征 加强筋类单元指的是为提高支承件细微局部的刚
11Βιβλιοθήκη 1支承件结构单元特征支承件结构分析与单元定义
机床支承件是由外部形状和整体尺寸所确定的框 架和内部结构所构成。图 1 为对某立柱形体分解。 从 图中可看出， 支承件 a 是在主框架 b 的基础上添加内 部结构 c 而形成。 c 中有两种类型结构， 一种为附着 于立柱壁板之上， 纵横筋板交叉形成两个井字形筋板 布置， 另外一种为吊装所需而开的吊装孔。 因支承件 为方便设计， 把此类内部结构称为单 内部结构复杂， 元。
产生 缩 孔， 如 改 为 图 5b 所 中间加一个圆窝， 交汇处 示， 成为环状， 厚度与筋差不多， 就可避免缩孔的产生。 2． 2 焊接单元工艺性 焊接单元工艺性设计主要考虑焊缝的布置 、 数量， 避免过大的应力集中并具有可操作性 。 2． 2． 1 足够的焊接操作空间 焊缝布置应有足够的焊接操作空间， 以便于施焊 和检验， 如图 6 所示。
一个支承件中可能有多种单元以不同的组合方式 存在。如图 2 所示， 支承件为某立式加工中心的床身 ， 其内部由填充于主筋板之间的长方形空腔 ， 出砂孔为 长方形的单元 3 组合而成， 侧壁板上为减轻质量和铸 造清砂， 开有近似于椭圆形的单元 1 ， 导轨内侧为提高 其静刚度设置有单元 2 。
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部结构特征， 定义单元概念， 研究 10 类机床支承件结 构内部特征， 抽象化提取单元， 对具有共性的单元做归 类处理， 形成单元型谱， 分别对铸造单元和焊接单元的 说明支 工艺特征进行归纳总结。 以某机床立柱为例， 承件不同结构单元静态性能的差异 。这样有助于支承 件设计时针对性地对内部筋板型式进行选取 ， 为支承 件数字化设计和结构优化技术奠定基础 。
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2． 2． 2 有利于减小焊接应力与变形 ① 尽量减小焊缝数量， 减少应力和变形。 设计焊 3． 1
单元与静刚度性能分布规律
含内部单元的支承件有限元模型
接结构时， 应尽量选用尺寸规格较大的板材 、 型材和管 b， c 形状复杂的可采用冲压件和铸钢件， 如图 7a， 材， 所示。 e ②焊缝尽量对称布置， 以减小变形。 如 图7 d ，