有限元分析的数控加工（共8篇）
有限元分析的数控加工 篇1
0 引言
数控加工夹具作为现代制造系统中的一个重要的组成部分,对零件的加工质量、生产率和产品成本有着直接的影响。花费在夹具设计和制造的时间在整个生产周期中占有较大的比重。因此,如何缩短夹具设计的周期、提高夹具设计的可靠性、增加夹具的柔性是现代制造中的一个重要课题。作为最常用的工艺装备,数控机床夹具还必须适应数控机床的高精度、高效率、多方向同时加工、数字程序控制及单件小批生产的特点。本文探讨了数控加工夹具设计的特点、方法技巧以及加工质量分析,并建立数学模型。
1 数控加工夹具设计
1.1 数控加工夹具的特点
与普通机床的夹具相比,数控加工工夹具设计有它本身的特点:
1)数控加工的夹具应具有柔性,经过适当调整即可夹持多种形状和尺寸的工件夹具,以满足多品种、中小批量生产。
2)适应数控多方面加工,要避免夹具结构包括夹具上的组件对刀具运动轨迹的干涉[1],夹具结构不要妨碍刀具对工件各部位的多面加工。减少刀具干涉。
3)夹具本身应有足够的刚度,以适应大切削用量切削。满足在工件的一次装夹中既要进行切削力很大的粗加工,又要进行达到工件最终精度要求的精加工,因此夹具的刚度和夹紧力都要满足大切削力的要求。
4)装夹方便,结构力求简单,并便于在机床工作台上装夹。
1.2 数控加工夹具的设计过程
夹具设计过程包括信息输入、设计中的决策、夹具设计校验和夹具设计结果的输出等。信息输入就是输入零件工序加工信息、工艺规划信息等;设计决策是指通过对信息分析,决策出定位/夹紧方案、夹具其它结构,并完成装配图及零件的三维建模;设计校验则是对夹具结构进行加工精度分析、夹紧力校核等;最后输出夹具装配图、零件图及相关工艺文件等设计结果。
数控加工夹具主要由定位装置、夹紧装置、夹具体三部分组成。在设计过程中,应用UG软件进行夹具实体建模会使整个设计工作变得简单,又因为UG软件具有强大的参数化功能,有利于夹具的设计修改。
下面以泵体孔系加工的夹具设计为例,分析其设计的方法。本工序中,主要技术要求为平面、孔系精度及平面与孔系之间的位置精度(图1)。全部加工均在数控铣床上完成。
1.2.1 定位装置的设计
定位装置是夹具的重要组成部分。设计中,首先根据零件的工序要求,遵循六点定位原理,分析零件所需限制的自由度。并根据工序要求中确定的定位基准选择相应的定位元件。使定位元件所限制的自由度与工序要求相符合。最后采用UG的装配模块对定位装置进行实体建模设计,完成定位装置的结构设计。
对于一些批量较大的面孔系类零件的加工,如箱体类、汽车发动机的一些附件,常采用一面两销定位夹具[2]。经分析,本实例零件采用完全定位方式,限制六个自由度。由于定位基准为泵体底面及其两对角孔,故采用一面两销定位。建模时以泵体零件作为装配基础件,在装配模块中创建定位元件,完成定位装置的设计。其中,定位元件可以在装配模块中创建,或者事先创建好夹具元件库,直接调用即可。
1.2.2 夹紧装置的设计
在设计装置之前,首先要计算加工时的切削力,然后对零件进行受力分析,确定夹紧方案及相应的夹紧元件。应用UG建模时,由于夹紧装置相对复杂,可以在建模模块中创建各夹紧元件,然后再通过装配模块将夹紧元件装配到夹具装配图中。设计过程中,应注意在确定夹紧元件的尺寸及位置时,不能与本道工序各表面加工时所使用的刀具干涉。本夹具采用螺旋夹紧,并使一个辅助支承以增加其安装刚性定位夹紧方案如图2所示。
1.3 其他装置的设计
传统的专用夹具具有定位、夹紧、导向和对刀四种功能,而数控机床上一般都配备有接触试测头、刀具预调仪及对刀部件等设备,可以由机床解决对刀问题。数控机床上由程序控制的准确的定位精度,可实现夹具中的刀具导向功能。因此数控加工中的夹具一般不需要导向和对刀功能,只要求具有定位和夹紧功能,就能满足使用要求,这样可简化夹具的结构。
本夹具的特点是:具备数控加工夹具的特点。具有较好的柔性,可以通过更换或调整定位元件和夹紧元件,可以加工结构相似、尺寸在一定范围之内的泵体零件。
1.4 数控加工夹具的加工精度分析
机械加工精度是评价机械加工装备性能优劣的重要指标之一[3]。夹具总体结构设计完成后,应进行性能评价。加工精度的分析是夹具保证零件加工精度的前提。
夹具对零件加工误差ΔK的影响主要以下三项误差:工件的定位误差ΔD、与夹具在机床上安装有关的误差∆T、与加工过程中各种艺因素有关的加工误差∆G。为了保证工件的加工精度,上述误差应满足不等式:
式子中,产生∆T的主要因素有夹具安装表面和机床工作台的制造误差与连接误差。∆G与夹具结构及设计无直接关系,可根据加工方法在相应手册中查找。∆D是夹具最重要的性能指标,它等于定位基准位移误差ΔB与基准不重合误差∆Y的矢量和:
采用基准重合时,∆B=0。设加工表面某点(x,y,z),由于基准位移产生偏移后的坐标值为(x’,y’,z’),则沿直角坐标系3个坐标方向的定位误差分别用
∆x0=x’-x、∆y0=y’-y、∆z0=z’-z表示,此时,用定位误差表达式为:
上式中,矩阵RL是通用定位误差矩阵,可用以计算工件加工表面上任一点的定位误差,它是空间误差的矢量和[4]。
在实际生产中,多数情况下,只计算工序尺寸的定位误差。只有在计算形位误差时,才需要作矩阵计算。
本例中,泵体零件主要的技术要求为孔径精度、孔距精度。而这些误差均由数控机床保证,故定位误差与调整误差均对主要技术要求影响可忽略。
2 数控加工夹具的有限元分析
夹具除了包括有足够高的定位精度外,还应该保证夹紧可靠及加工的稳定性。因此,根据加工条件对工件或相关的夹紧元件进行有限元分析,可以分析工件加工中变形情况及夹具刚度。
进入UG的高级仿真模块,首先对零件进行优化处理,并赋予零件一定的材料,采用3D四体网格(10节点)对其进行三维网格划分如图3所示。选择零件的定位基准作为固定约束,并根据零件的受力情况添加载荷如图4所示。
完成有限元模型的建立后,采用UG的求解模块进行求解。最后利用UG的后处理模块查看零件的变形结果。一般是通过后处理视图观察零件的变形情况、最大变形量、最大应变、应力等。也可以通过后处理中的动画操作模拟零件的不同变形过程。同理,其它夹紧件也可以通过相同的方法得到其变形的结果。从而判断夹紧机构的夹紧可靠性。
3 夹具设计的干涉检查
切削刀具与夹具组件之间不发生干涉以及各夹具组件之间没有干涉是夹具设计的一项主要要求。夹具总体建模设计完成后应该进行干涉检查。常用的干涉检查方法有三种:观察法、夹具的装配仿真及加工仿真。观察法就是利用设计者的经验,通过对夹具总体模型进行观察与分析,判断夹具是否存在干涉的可能。装配仿真则是利用UG的装配和运动仿真模块,制作夹具的装配过程,以判断元件之间是否干涉,特别是工件的装夹过程是否干涉。加工仿真则是利用UG的加工模块设计其加工路径,并进行加工模拟,以判断刀具与夹具之间是否干涉。
4 结论
应用UG软件进行的数控夹具设计及有限元分析的全过程,找到了应用UG的建模模块进行夹具设计的方法及技巧。同时,通过UG的装配模块、运动仿真模块及结构分析模块,对夹具进行可行性分析,为夹具的制造加工提供可靠的数据。对企业快速有效地缩短数控机床夹具设计周期、提高企业的产品设计质量与制造效率起到了推动作用。相信基于UG建模的数控夹具设计及有限元分析的方法在夹具设计中有很大的用武之地。
参考文献
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有限元分析的数控加工 篇2
摘要：TK6920B型大型数控落地镗铣床由于滑枕自质量和主轴箱的重心偏移而导致滑枕变形，从而影响机床的加工精度。针对这一问题，提出使用挠曲线预应力加工法和液压拉杆法对滑枕变形进行补偿，为了减少实验次数和降低成本，本文使用Ansys WB有限元软件对滑枕变形分析和变形补偿效果进行预测。对滑枕变形量的仿真分析结果和实验测量结果进行了对比分析，结果表明，滑枕变形量的误差在5 μm以下，有限元分析结果是可靠的；补偿后的滑枕最大变形量为20 μm左右，说明了补偿方法的补偿效果可以满足实际生产中加工精度的要求。
关键词：数控落地铣镗床；滑枕变形；预应力挠曲加工法；液压补偿法；有限元分析
中图分类号：TG58文献标识码：A
数控落地铣镗床在加工过程中随着滑枕伸出主轴箱，滑枕前端会产生偏离理想直线的误差。产生这种误差的主要原因有＼[1＼]：1）滑枕在主轴箱内移动使滑枕和主轴箱整体的重心偏移，在垂直面内产生向下的微小偏移，在水平方向产生前移，从而使主轴箱产生微小倾斜；2）数控落地铣镗床在工作过程中滑枕伸出主轴箱的距离最多可以达到1 200 mm，由于滑枕、铣轴、镗轴及相关附件自重的影响产生挠曲变形，而且随着滑枕伸出主轴箱的距离增大其变形量也会相应增大。数控落地铣镗床滑枕前端的这种变形误差不仅对零件的加工精度产生影响，还会影响机床的使用寿命，所以落地铣镗床的滑枕变形成为亟待解决的关键技术难题。
湖南大学学报（自然科学版）2015年
第10期余剑武等：数控落地铣镗床滑枕变形有限元分析及补偿
数控落地铣镗床滑枕变形误差按照国家标准规定的精度要求是0。03 mm/500 mm＼[2＼]，即在滑枕外伸500 mm时，滑枕的变形量不能超过0。03 mm，但是用户会提出更高的要求以达到高精度的加工目的。如何通过对数控落地铣镗床滑枕变形和补偿的研究来减少滑枕的变形，许多学者提出了不同的解决思路和方法。万东东[3]论文中介绍了意大利帕马公司在滑枕变形方面的研究成果，设计出了在数控落地铣镗床滑枕上部分别安装两个拉杆和油压缸装置，通过数控系统控制油缸压力的变化来补偿滑枕变形。王鸿博等人[4]采用伺服系统装置和配重块对MCMG 180 LG数控落地铣镗床的主轴滑枕进行平衡补偿。康献民＼[5＼]设计了一种采用支撑轮、下压轮、平衡条、支撑套组成的机械平衡补偿装置专门针对主轴滑枕“低头”现象。以上方法对减少滑枕变形都具有一定的效果，但还不能完全满足高精度的加工要求。随着有限元分析技术的成熟和计算机技术的发展，使用有限元分析软件来解决工程中的复杂问题变得越来越方便。有限元分析软件Ansys WB由于为CAD软件提供了良好的数据接口和兼容性，方便产品研发过程中的多平台协作，在工业产品设计研发中被广泛使用。
为了解决大型数控落地铣镗床滑枕变形问题，本文以武汉重型机床集团有限公司生产的TK6920B大型数控落地铣镗床为研究对象，采用预应力挠曲加工法和液压拉杆法对滑枕变形进行补偿，使用Ansys WB有限元分析软件研究滑枕的变形和补偿以解决实验验证工作量大、成本高的问题。应用Pro/E进行建模，导入Ansys WB中分析滑枕在不同外伸量时的变形量，并使用Ansys WB检验预应力挠曲加工和液压拉杆补偿方法的补偿效果。
1滑枕变形有限元分析
1。1滑枕三维建模
TK6920B大型数控落地铣镗床是武汉重型机床集团有限公司研发的一种大型机床（图1），其滑枕的截面尺寸为480 mm×520 mm，最大工作行程为1 200 mm，滑枕自身质量约6 000 kg。
图1TK6920B大型数控落地铣镗床
Fig。1TK6920B CNC floor type boring
and milling machine tool
使用Pro/E软件建立滑枕三维实体模型，如图2所示，建模时，严格按照TK6920B数控落地铣镗床滑枕的实际尺寸进行建模。在网格划分时，为了提高Ansys WB分析速度，忽略倒角等细节。
图2 滑枕三维模型
Fig。2 The 3D model of the ram
1。2滑枕材料属性和网格划分
数控落地铣镗床滑枕材料采用QT6003，密度为7 300 kg/m3，弹性模量173 GPa，泊松比0。3＼[6＼]。
由于滑枕的三维模型比较复杂，采用Ansys WB自动划分方法进行网格划分，最终的网格划分效果如图3所示，当滑枕的外伸量为1 200 mm时，节点数为109 704，单元数为60 242。本文采用Ansys WB中自带的单元畸变度（Skewness）检测工具进行网格划分的质量检测，经检测，单元畸变度平均值为0。42，属于非常好级别的网格。
图3滑枕网格划分
Fig。3The meshed ram
1。3确定镗削力的大小
镗削力的大小在不同工况下不同，与吃刀量，进给量和切削对象的材料属性都有很大的关系，所以很难确定在动态过程中的镗削力大小。本文使用经验公式计算镗削力F0的大小＼[7＼]：
F0=2。73×109×ap×f×η。（1）
根据数控落地铣镗床的机械性能，在粗加工中镗削力更大，其切削参数为：切削深度ap=10 mm，进给量f=0。9 mm/r，功率常数取η=0。96。经计算可得镗削力大小F0=23 545 N。
1。4确定功能附件的质量
功能附件包括主轴或者安装在滑枕前端的铣头、平旋盘等。功能附件的自质量在不同加工条件下是不同的，在进行滑枕变形有限元分析时通常采用经验原则，大体估算在大部分工况下附件的质量大小。在不同加工工况下，数控落地铣镗床功能附件的质量约在500 kg左右，因此采用功能附件的重力F1=5 000 N。
1。5滑枕变形的有限元分析
在定义好相关参数，划分网格后，加载边界条件，启用Ansys WB对滑枕变形进行有限元分析，得到图4所示的滑枕总变形云图。
滑枕的工作行程最大可达到1 200 mm，对滑枕每伸出100 mm做一次变形的有限元分析，可以得到不同伸出量时的滑枕变形量，见表1。有限元分析结果表明，在没有补偿的情况下，滑枕在外伸量比较大时会产生较大的变形量，这种变形误差很难满足用户的加工精度要求。
图4滑枕总变形云图
Fig。4Total deformation contours of ram
表1没有补偿情况下滑枕的变形量
Tab。1The deformation of ram without compensation
滑枕行程/mm
100
200
300
400
500
600
滑枕变形/μm
1。4
2。6
3。8
5。1
6。8
8。8
滑枕行程/mm
700
800
900
1 000
1 100
1 200
滑枕变形/μm
11。4
15。0
21。5
30。1
40。5
51。9
2滑枕变形补偿方法
传统中主要使用液压机械补偿的方式对滑枕变形进行补偿，实践证明这种方法的缺点是，当移动部件移动速度较快时，由于液压响应有滞后作用，这对加工精度产生了很大的影响。研究表明，综合使用预应力挠曲加工补偿法和液压拉杆补偿法对滑枕变形进行补偿，不仅补偿精度高，而且稳定可靠。
2。1预应力挠曲加工补偿法
预应力挠曲加工法补偿滑枕变形主要是针对滑枕由于自身的重力产生的变形。
2。1。1预应力挠曲加工法补偿原理
如图5（a）所示，滑枕移动部件重心位置的下方有滚动支撑，滑枕由于自质量产生挠曲变形，变形部分是图中的阴影部分。使用数控加工的方法将阴影部分去除掉，滑枕装配好之后如图5（b）所示，由于滚动支撑始终随滑枕的移动而移动，所以滑枕一直能保持平直的状态＼[8＼]。
2。1。2预应力挠曲加工示意图
预应力挠曲加工示意图如图6所示，根据滑枕的工作行程状况，通过加工预处理达到减小滑枕变量的目的。由于滑枕变形的影响因素很多，挠曲线的变形近似看成直线，图中实线表示滑枕的加工轮廓，为装配前的形状，虚线表示滑枕装配后，在滑枕自身重力作用下的理想平直状态。
（a） 滑枕挠曲变形示意图
（b） 预应力挠曲加工法补偿效果示意图
图5预应力挠曲加工法补偿原理
Fig。5Principle of prestress flexural
deformation machining
图6滑枕预应力加工示意图
Fig。6Schematic prestress machining of the ram
2。1。3挠曲性补偿效果
使用Ansys WB导入模型，定义相关参数，划分网格，加载边界条件进行求解，得到的分析结果如表2所示。由表2中的分析结果可以看出，相对于表1中的分析结果，预应力挠曲加工的方法对滑枕的变形起到了一定的补偿作用，但是变形量依然较大。
表2预应力挠曲加工补偿法的补偿效果
Tab。2The ram deformation after prestress
flexural deformation machining
滑枕行程/mm
100
200
300
400
500
600
滑枕变形/μm
1。4
2。5
3。7
4。9
6。4
8。2
滑枕行程/mm
700
800
900
1 000
1 100
1 200
滑枕变形/μm
10。5
13。6
19。3
26。5
35。2
44。6
2。2液压拉杆补偿法
在数控铣镗床加工过程中会使用到不同的加工附件进行加工，在不同的工况条件下也会对滑枕产生不同变形，液压拉杆补偿法主要用于解决在不同加工附件和工况情况下的滑枕变形问题。
2。2。1液压拉杆法补偿原理
如图7所示，滑枕变形液压拉杆补偿装置在滑枕上部对称设有两根拉杆，拉杆置于拉杆孔内，滑枕前部台肩与拉杆前端相连，在滑枕的后端使用拉力油缸与拉杆相连，拉杆力作用于滑枕的工作端，在拉杆拉力的作用下，滑枕工作端的变形量可以得到不同程度的减小。拉力油缸通过NC实时控制液压拉力大小，从而保证滑枕在不同外伸条件下，拉力油缸都能提供足够的补偿拉力＼[9＼]。
图7滑枕液压拉杆补偿原理图
Fig。7Compensation principle of hydraulic rod
2。2。2补偿拉力的计算
根据材料力学的知识可知：镗削力F0和功能附件重力F1产生的变形量ω0（向下）与拉杆拉力F产生的补偿变形ω1（向上）的大小相等。
由材料力学公式可知：
ω0=F0l3/3EI+ql4/8EI ；（2）
ω1=Fhl2/EI。 （3）
式中：l为滑枕的外伸量；E为滑枕的弹性模量；I为滑枕的惯性矩；h为拉杆到滑枕中心线的垂直距离；q为滑枕自质量等效的均布载荷。
由ω0=ω1可得到，补偿拉力的计算公式为：
F=（8F0l+3ql2）/24h。（4）
由于在滑枕外伸量较小的情况下，滑枕的变形相对较小，能满足加工精度，可以不用液压拉杆补偿，主要补偿区间为600～1 200 mm。通过计算可得不同滑枕外伸量时补偿拉力的大小，见表3。
表3补偿拉力大小
Tab。3The magnitude of the compensation force
滑枕行程
/mm
600
700
800
900
1 000
1 100
1 200
补偿拉力
/kN
31。7
37。2
42。8
48。4
54。1
59。9
65。8
2。2。3液压拉杆补偿法有限元分析
采用液压拉杆法对滑枕的变形进行补偿，对补偿后的滑枕变形进行有限元分析，加载边界条件进行求解，得到补偿后的滑枕变形量，如表4所示。
表4液压拉杆补偿后的滑枕变形量
Tab。4The ram deformation with hydraulic
rod compensation
滑枕行程/mm
100
200
300
400
500
600
滑枕变形/μm
1。4
2。5
3。7
4。9
6。4
8。0
滑枕行程/mm
700
800
900
1 000
1 100
1 200
滑枕变形/μm
9。5
11。2
13。9
17。3
20。9
24。0
由表4中的分析结果可以看出，通过预应力挠曲变形补偿和液压拉杆补偿，滑枕的变形已经变得很小了，在外伸1 200 mm时的变形也只有24。0 μm。
2。2。4实验检测结果
对补偿后的滑枕变形量进行实验检测，实际工况条件和仿真分析的工况条件相同，使用角尺、平尺、千分表对不同滑枕外伸长量下的滑枕变形量进行了测量，最大变形量为20 μm。对补偿后的滑枕变形量的仿真结果和实验检测结果进行了比较（图8）。由图8可知，有限元仿真分析得到的滑枕变形量与实验测量的滑枕变形量数据相近。总体来说实验结果和仿真结果变化趋势一致，并且误差不大，大概在5 μm 以下，说明了仿真分析结果是可靠的，补偿方法是有效的。初步分析误差主要来源于两个方面：首先是由于实验条件和检测方法带来的实验测量误差，其次是仿真时由于模型简化等原因带来的仿真误差。
滑枕外伸量/mm
图8补偿后的仿真结果和实验检测结果比较
Fig。8Comparison of simulation results and experimental
measurement after deformation compensation
3结论
在大型数控落地铣镗床的滑枕变形研究中，由于滑枕及附件形状复杂，传统上使用材料力学方法过度简化模型去求滑枕的变形量往往不够精准，通常需要进行大量的实验，并测量采集相关数据，不但工作效率低，而且耗费大量的人力物力。本文采用有限元方法研究数控落地铣镗床滑枕变形和补偿，得到以下结论：
1） 采用Ansys WB有限元分析方法研究了数控落地铣镗床滑枕的变形量和补偿，有限元仿真分析得到的滑枕变形量与实验测量的滑枕变形量变化趋势一致，误差在5 μm 以下。说明了仿真分析结果是可靠的。有限元分析方法可提高效率，为大型数控铣镗床的研发设计提供了更好的设计分析方法，可大幅缩短产品研发周期，在市场竞争中占得先机。
2） 综合使用预应力加工补偿法和液压拉杆补偿法对滑枕变形进行补偿，能够大幅减少滑枕的变形量，最大变形量为20 μm左右，高于国家标准规定的精度要求0。03 mm/500 mm，有效提高了数控落地铣镗床的加工精度，可以满足实际生产中加工精度的要求。
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数控加工中心横梁有限元分析 篇3
随着计算机技术的飞速发展, 有限元分析被广泛的运用于机械行业, 逐渐成为了一种常用的分析工具。机床结构的动力学研究和动态优化设计方面的发展很快, 普遍采用有限元法对机床部件及整机进行动态特性分析, 并应用于高速机床的开发和研究中。在国内, 一些高校的研究者和有关专家也陆续将有限元方法应用到了机床整机及其零部件的结构研究和开发设计中来[1~5]。
本论文的目标是对FW系列一款数控加工中心的横梁进行有限元分析, 利用Solidworks软件对数控加工中心的横梁进行三维建模, 以方便后面的分析。在现有模型的基础之上, 利用ANSYS软件对横梁进行有限元静力分析和模态分析, 加工中心的横梁的结构进行优化提供依据。以达到确保横梁强度和刚度的情况下减轻重量的要求。
1 加工中心CAD模型
FWL-8型数控加工中心的结构如图1所示, FWL-8型加工中心主要由立柱、床身、、横梁、滑鞍、刀塔体、滑枕和滑枕箱等组成。
2 横梁模型有限元建模及模态分析
在Solid Works中建模时, 为了简化模型, 便于后续在ANSYS中分析, 可以根据横梁的结构特点和受力情况, 以及在ANSYS中划分网格时单元对形状的要求, 将横梁模型上一些对有限元分析不重要的特征信息和部件去掉, 比如定位孔、斜向孔、起吊孔、滑轮支架、配重块等;对横梁模型作了上述简化后, 在Solid Works中建立横梁的三维模型, 如图2所示。
2.1 横梁有限元模型的建立
(1) 定义单元类型。横梁属于铸造件, 是三维实体结构。在ANSYS单元库中有190多种不同的单元类型, 其中SOLID体单元主要用于三维实体结构的模拟, 常用的三维实体单元有SOLID45单元, 其更高阶单元形式为SOLID95单元。本文选择SOLID95单元作为有限元分析的单元类型。
(2) 定义材料属性。横梁的材料采用的是Q235, 其弹性模量E=2.1×1011Pa, 泊松比μ=0.28, 密度ρ=7800Kg/m3。
(3) 横梁模型的网格划分。网格划分是进行有限元数值模拟分析至关重要的一步, 承接上一小节, 材料的属性已经确定完毕, 本单元类型选择的是三维20节点Solid95, 划分网格的结果如图3所示。
3 横梁有限元静力分析
3.1 横梁的有限元静力分析
由FWL-8数控立车的主要技术参数可得, 数控立车在工作过程中, 横梁沿着立柱上的导轨在竖直方向移动, 在固定高度时, 滑鞍在横梁上的移动距离为:向左80mm, 向右840mm, 所以, 在以下的静力分析中, 本文设定滑鞍在横梁的最左端处时为工况一, 滑鞍在横梁的最右端时为工况二, 分别对工况一和工况二时的横梁进行静力分析。
(1) 约束条件设定。横梁只能沿着立柱上的导轨在竖直方向上移动, 对横梁与立柱的结合面进行约束。
(2) 施加载荷。横梁所受的力主要包括两个方面, 一方面来自横梁上的滑鞍、刀塔体、滑枕和滑枕箱体的重力作用, 方向为竖直向下, 一方面则是刀具切削工件时对横梁的反作用力, 可分解为Fx、Fy、Fz三个方向, 受力简图如图4所示。
(3) 计算结果与分析。进入求解器Main Menu>Solution>Solve>Current LS, 求解完成后, 进入通用后处器观察计算结果, 计算可得横梁的节点等效应力Von Mises分布云图和结构总变形Translation USUM云图, 分别如图5所示。
从节点等效应力Von Mises分布云图 (图5) 可以看出, 横梁的部分区域的等效应力Von Mises值在0~3.42MPa, 最大值为4.56MPa, 位于滑鞍与横梁的接触部分, 横梁应力分布不均;横梁大部分区域的安全系数N=σs/σmax=235/4.56=51.53, 在10以上, 其设计的安全系数较大, 从应力分析角度, 材料抵抗破坏的能力还是有很大的潜力, 综合评价, 横梁的设计趋于保守, 横梁能在危险工况下安全工作, 而且还具有较大的优化空间, 可通过结构优化来合理而又经济的使用材料。横梁在工况二时各参数的计算结果见表1。
从结构X, Y, Z方向的变形云图 (图6) 及从结构总变形Translation USUM云图可以看出, 横梁总变形Translation USUM最大值为0.0276mm, 位于滑鞍与横梁的接触面处, 三个方向的变形Translation USUM值分布不均匀。由于在建模时对导轨面约束, 在导轨面附近的变形值较小, 变形值呈增大的趋势;结构在三个方向最大位移分别为0.00362mm、0.0276、0.00199mm, 说明横梁的变形较小, 能保证在最大承载条件下保证加工产品具有较高的精度, 结构在三个方向的位移差距较大, 在三个方向刚度分布不均匀, 应通过结构改进来合理分布。
4 横梁的模态分析
4.1 模态分析的过程
设定频率的计算范围为0~1000Hz, 然后对横梁的模型进行约束, 选择横梁模型中的约束面, 最后通过Menu>Solution>Solve>Current LS开始对模型进行计算。
4.2 计算结果与分析
计算机完成计算后, 可以得到横梁前5阶的振型图及其频率。前5阶的振型图如图7~11所示, 并将横梁前五阶的固有振动频率列于表2。
5 结束语
对FWL-8型加工中心横梁的结构进行了有限元静力分析。已经建立好的横梁有限元进行施加约束、施加载荷并求解计算, 得到了FW-8型加工中心横梁的节点等效应力Von Mises分布云图和总变形Translation USUM云图, 并对结果作出了分析, 原横梁和工作台的安全系数较高, 原始的设计过于保守, 材料抵抗破坏的能力还是有很大的潜力, 具有较大的优化空间, 可通过结构优化来合理而又经济的节约材料。通过对横梁有限元进行施加约束并求解计算, 得到了FWL-8型加工中心横梁前五阶的振型图和各阶的固有频率, 并分析了各阶的振动趋势。
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有限元分析的数控加工 篇4
高速化是数控外圆类磨床的重要发展方向, 同时也对机床的综合刚性提出了更高的要求。影响机床刚性最关键的一个部件是床身, 它承受着各种交变载荷的作用, 比如工作台的往复移动、头架电机的振动、砂轮架电机的振动以及重力和磨削力。床身是一种框架结构, 它里面筋板的布局、厚度和掏沙孔形状、大小对整个机床的刚性影响非常大[1]。一方面, 床身刚性不足时, 发生变形和振动, 影响磨削精度;另一方面, 床身刚性过大时, 会增加机床的重量, 增加企业的生产成本。因此, 有必要对床身的结构进行分析与优化。
本文运用Solid Works软件中的Simulation模块对本公司已有的一种数控高速磨床床身进行了有限元分析, 找出现有床身存在的缺陷, 提出优化方案, 并对该方案再次进行了有限元分析, 其中分析步骤如图1所示。分析结果表明, 优化后床身的整体性能有了显著的提高。
1 床身结构分析
本文研究的机床床身采用T型整体铸件结构, 前部为V-平导轨, 头架、尾架等部件安装在工作台上, 后部为平面, 安装砂轮架移动垫板。运用Solid Works软件进行三维建模, 模型如图2所示。
2 床身有限元建模
床身的一些工艺特征, 如油孔、铸造圆角、安装凸台及台阶面等, 会影响网格划分而无法求解。因此, 有必要去除这些小特征, 方便网格划分, 提高计算经济性。根据圣维南原理, 这些细小特征对力学性能影响较小, 不会改变有限元分析的结果[2]。
在Simulation模块中对模型进行分析, 材料型号为HT200, 密度7 200 kg/m3, 弹性模量125 GPa, 泊松比0.27。由于床身结构比较复杂, 本文采用自由网格划分方式, 单元大小设置为44.6mm, 雅可比点数4点。划分完成后节点总数为76 286, 单元总数为39 066, 有限元模型如图3所示。
3 静力分析
静力分析用于计算固定不变的载荷作用在床身上引起的应力和应变。根据静力分析的结果, 可以掌握床身的应力、应变分布情况, 为后续的优化提供依据[3]。
本文研究的数控高速磨床床身通过若干个机床垫铁固定在水泥地面上, 在前部V-平导轨上有工作台、头架、尾架和工件, 在后部有砂轮架和垫板。其中:头架质量为50 kg, 尾架为25 kg, 工件为25 kg, 工作台为200 kg, 砂轮架和垫板质量为250 kg。通过计算, 床身前部V-平导轨承受的重力为2 940 N, 床身后部承受的重力为2 450 N, 方向均与接触面垂直。
在Simulation模块中进行静应力分析, 计算结束后, 可以查看整个床身的应力、变形结果, 如图4 (a) 、图4 (b) 所示。从图4 (a) 应力云图中可以看出, 最大应力值出现在床身前部V-平导轨处, 其值为315 030 N/m2, 远小于HT200的许用应力值;从图4 (b) 变形云图中可以看出, 最大变形也出现在床身前部V-平导轨处, 其值为2.39μm, 小于设计要求的0.013 mm。以上分析可以得出床身的安全系数很高。因此可以通过优化结构来合理、经济地使用材料, 为企业降低成本。
4 模态分析
床身除了受到静态载荷以外, 还会受到一些交变载荷作用, 比如头架和砂轮的转动、工作台和砂轮架的移动等[4]。当交变载荷的频率与床身某阶固有频率接近或相等时, 就会发生共振, 这在设计时是必须避免的。
Hz
在Simulation模块中进行频率分析, 计算床身的固有频率和振型, 由于高阶模态的固有频率已远高于实际工况所能达到的激励频率, 不会发生共振[5]。故本文只计算床身前10阶固有频率, 结果见表1。前4阶振型如图5 (a) ~图5 (d) 所示。
从表1和图5中可以得到以下两点分析结果:1) 1阶振型与2阶振型为前后摆动, 3阶振型与4阶振型为弯曲振型, 均属于局部模态, 一方面说明床身的整体刚性较好, 另一方面说明床身的刚性分布不均匀, 结构的薄弱环节位于床身前部V-平导轨处。2) 由于床身上头架电机和砂轮架电机的转速分别为800 r/min、1 500 r/min, 对应为40 Hz、50 Hz, 远小于床身的第1阶固有频率213.16 Hz, 而且阶数越高, 固有频率越高, 因此在工作中不会发生共振现象。
从上面的分析不难看出, 本床身静态和动态特性都很好, 即安全系数很高, 因此有必要对其进行优化, 来减轻它的重量, 在满足刚性要求的同时, 降低成本。
5 结构的改进与优化
通过对原床身进行分析, 得出如下优化方案:
1) 最大应力和变形均出现在床身前部V-平导轨上, 说明此处相对薄弱, 故将V-平导轨下面的筋板厚度由20 mm增加到25 mm, 个数由均匀分布的9个增加到11个, 从而增加V-平导轨的刚度。
2) 床身内部筋板布局由“W”型改成“井”字型、筋板上淘沙孔的形状由长方形修改为圆形或椭圆形、筋板厚度由20 mm修改为15 mm等措施来优化床身的结构, 一方面可以提高床身的静、动态特性;另一方面可以减轻床身的重量。优化前后床身内部筋板布置如图6 (a) 、图6 (b) 所示。
说明: (-) 表示下降; (+) 表示提高。
Hz
对优化后的床身结构分别进行静力学和模态分析, 优化前后床身结构性能比较结果见表2。从表2可以看出, 最大应力由315030 N/m2降到250031 N/m2;最大变形量由2.39μm降到1.86μm, 床身应力、变形云图如图7 (a) 、图7 (b) 所示, 优化后床身的质量由1 730.26kg降到1 549.01 kg。床身前10阶固有频率均有所提高, 1阶固有频率由213.16 Hz增加到233.2 Hz, 结果见表3, 前四阶振型如图8 (a) ~图8 (d) 所示, 其中1阶振型与2阶振型为前后摆动, 3阶振型与4阶振型为弯曲振型, 最大位移值均有所下降。
通过上面的分析可以看出优化后的床身结构, 筋板布局简单合理, 易于铸造, 不仅床身的静、动刚度提高了, 而且床身的重量也减轻了。
6 结语
针对本公司已有数控高速磨床床身进行了静力学和模态分析, 根据分析结果, 找出薄弱环节, 通过改变床身内部筋板的布局形式和厚度, 以及把淘沙孔的形状由长方形改为圆形或椭圆形等, 对优化后的床身再进行有限元分析。结果表明, 床身最大应力降低了20.63%, 最大变形减小了22.18%, 一阶固有频率提高了9.40%, 质量减轻了10.48%。优化后的床身已应用于实际生产中, 效果良好, 并为企业带来了一定的经济效益。
参考文献
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有限元分析的数控加工 篇5
关键词：车刀,硬质合金,Pro/Mechanica,有限元分析
0 引言
从有限元方法 (Finite Element Methods) 这个名词第一次出现, 到今天有限元在工程上得到广泛应用, 经历了四十多年的发展历史, 理论和算法都已经日趋完善。有限元的核心思想是结构的离散化, 就是将实际结构假想地离散为有限数目的规则单元组合体, 实际结构的物理性能可以通过对离散体进行分析, 得出满足工程精度的近似结果来替代对实际结构的分析, 这样可以解决很多实际工程需要解决而理论分析又无法解决的复杂问题。
Pro/Mechanica是Pro/Engineer的一个模块, 主要包含结构分析和热力分析两个次模块, 其中, 结构分析模块进行零件和装配体的结构分析, 包含静态分析、模态分析、屈曲分析、接触分析、预应力分析及振动分析等;热力分析模块进行稳态和温度分布分析, 并可根据其热力状态进行灵敏度分析和优化设计[1,2]。
本文采用Pro/Engineer对数控车刀进行三维建模, 利用Pro/Mechanica进行模态分析和静态分析, 获得数控车刀的固有频率, 并结合实际加工对其进行静力分析, 得出不同加工过程中切削力对车刀应力的影响。
1 数控车刀建模及切削力分析
1.1 数控车刀建模
本文选用数控车刀为35°偏刀, 该车刀由刀柄、刀粒、垫片以及紧固件组成, 其主要参数如表1所示。文中利用Pro/Engineer Wildfire 5.0对该车刀进行三维建模, 模型以及刀具实物如图1所示。
1.2 数控车刀受力分析
工件在数控车削加工过程中, 车刀一方面受到切屑形成过程中弹性变形及塑性变形产生的抗力, 另一方面受到刀具切屑及工件表面之间的摩擦阻力, 克服这两方面的力而构成了切削合力, 它作用在前刀面和后刀面上, 对于锐利的刀具及正常磨损的刀具, 作用在后刀面的力所占比例很小, 作用在前刀面的切削力是主要的[3], 文中以在前刀面的作用力替代切削力。根据牛顿第三定律, 车刀在切削过程中所受的力即为该切削合力的反作用力, 方向相反, 大小相同, 车刀受力分析如图2所示[4]。
根据机械加工工艺手册[5]可知, 该切削力可分解为
其中vf为进给速度 (mm/min) ;n为数控机床主轴转速 (r/min) ;ap为背吃刀量 (mm) ;P1.1为单位切削力 (N/mm2) ;Kr0为车刀主切削刃与进给方向的夹角;Kp、Kf为由实验获得的切削力比例系数 (切削钢料时Kp取0.3~0.5, Kf取0.1~0.3) ;u为切削层厚度对单位切削力的影响程度。
2 数控车刀的模态分析
文中首先运用Pro/Engineer Wildfire5.0建立3D模型, 再用Pro/Mechanica软件进行FEM分析, 求解出固有频率, 具体步骤如图3所示。
2.1 设置材料并指定材料
文中所用的数控车刀由多个部分组成, 每一部分的材料是不一样的, 其中刀粒采用的是WC硬质合金材料[5], 其他部分采用钢材料, 其特性参数如表2所示。
2.2 网格划分
利用Pro/Mechanica的Auto GEM功能对模型进行网格划分, 得到边数252, 面数338, 四面体数142, 最小边角5.06°, 最大边角169.91°, 如图4所示。
2.3 设置约束
根据车刀在加工过程中的实际情况, 刀柄底面以及侧面需固定, 所以设置平面约束, 刀粒与刀具主体为螺纹连接, 所以设置一个销钉约束, 具体如图5所示。
2.4 模态分析计算
由于模态分析无需加载荷, 完成上述步骤即可进行模态分析, 设置模态分析模式数为8, 分析其不同模式的应力、位移、应变等, 具体分析结果如图6所示。
如图7所示, 数控车刀的前8种模式的频率随着模式的增加频率依次递增, 频率数值在12 671.2~30 181.4 Hz范围之间, 根据数控加工的运行情况下, 电源的频率为50 Hz, 低速车床主轴转速的频率在100 Hz (相当于6 000 r/min) 以下, 而该车刀的固有频率远离上述两个频率, 所以在数控加工过程中, 发生共振的几率较低, 所以数控车刀在加工的过程中的动态分析运行安全、可靠。
3 数控车刀的静态分析及参数优化
数控车刀的静态分析步骤包括设置材料并指定材料、网格划分、设置约束、设置载荷、分析计算等。其中设置材料、网格划分、设置约束与模态分析的过程一致;设置数控车刀的载荷包括刀柄的夹持力以及切削力的反作用力。本文分析车刀的粗车以及半精车的切削力对车刀的应力影响, 工件为钢料, 刀具材料为WC硬质合金, 查机械加工工艺手册并代入前文计算切削力公式计算, 如表3所示。
按照静态分析步骤, 需要设置载荷, 将表3载荷赋予数控车刀, 如图8所示, 然后进行静态分析, 分析结果如图9所示。
由分析结果可知粗车的静态分析最大应力为6.189e+3 MPa, 最大位移量为1.036e-2 mm, 半精车的静态分析最大应力为3.053e+3 MPa, 最大位移量为5.11e-3 mm。从上述结果可以得出粗车时最大应力发生在刀尖处, 应力值已经超过硬质合金的抗弯强度5 460 MPa, 所以此处在粗车时可能会发生破坏, 而半精车的参数在刀具的安全范围内。利用粗车的切削参数进行真实切削时, 会发生崩刀, 这与分析结果一致。所以此处需要优化粗车时的切削参数, 参数优化后结果如图10所示, 优化前后结果对比如表4所示。
从表4可知, 参数优化后的最大应力已经在硬质合金的抗弯强度之内, 所以在此切削参数进行切削加工时, 车刀的刀尖是安全可靠的。
4 结论
数控车刀作为数控机床的重要组成部分, 其动态和静态性能的优劣对加工精度的影响至关重要。本文应用Pro/E软件进行硬质合金车刀的3D建模, 进而利用Pro/Mechanica进行车刀的有限元分析, 根据分析结果, 得出以下结论。
(1) 数控车刀的前8种模式的频率随着模式的增加频率一次递增, 频率数值在12 671.2~30 181.4 Hz范围之间, 根据数控加工的运行情况下, 电源的频率为50 Hz, 低速车床主轴转速的频率在100 Hz (相当于6 000 r/min) 以下, 而该车刀的固有频率远离上述两个频率, 所以在数控加工过程中, 发生共振的几率较低, 所以数控车刀在加工的过程中的动态分析运行安全、可靠。
(2) 根据计算切削力, 分析车刀的受力情况, 由分析结果可知粗车的静态分析最大应力为6.189e+3 MPa, 最大位移量为1.036e-2 mm, 半精车的静态分析最大应力为3.053e+3 MPa, 最大位移量为5.11e-3 mm。粗车时最大应力大于刀粒 (硬质合金) 的抗压强度, 半精车时最大应力小于抗弯强度。对粗车参数进行优化之后, 最大应力是4.942e+3 MPa, 小于硬质合金的抗弯强度, 所以在此切削参数进行切削加工时, 车刀的刀尖是安全可靠的。
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有限元分析的数控加工 篇6
微切削加工技术能高效加工复杂三维结构且加工材料范围广,在制造微小型产品和加工大型产品上的微细结构方面有着广泛的应用,成为目前备受关注的先进制造技术之一[1,2]。微切削加工不仅仅是尺寸上的缩小,其加工机理也与常规加工有很大不同,其中最为显著的就是尺寸效应[3,4]。目前,国内外学者对产生尺寸效应的原因说法不一致,主要有以下几个方面的原因:①刀刃的钝圆效应[5,6,7,8];②在微纳米尺度下材料强度增强[9,10,11];③材料微观结构效应[12,13,14,15];④延展材料破坏的界面效应[16,17,18,19];⑤次表面变形需要的能量[20]。
在微切削加工机理研究中,由于加工尺寸和刀具都非常小,在试验中难以观察和检测,且对加工环境要求苛刻,因此,不仅试验成本非常高,且其研究结果的准确性也难以保证。而基于有限元的数值模拟仿真技术不仅能得到试验研究中的切削力、切屑形态、刀具磨损的信息,还能获得试验中无法获得的应力、应变状态和单位切削比能等物理信息,它比试验和理论研究更全面、更细致、更深刻,可以进行一些理论和试验还暂时做不到的研究,是深入了解微切削加工机理的有效工具之一[21,22,23]。
在传统的切削有限元模型中,材料都被看成是连续均匀一致的,而在微切削加工下,加工尺寸与材料中的金相组织颗粒尺寸处于同一数量级,不能忽略材料的微观组织结构,因此本文中的有限元模型充分考虑了材料的微观组织结构,将工件中的每种金相组织分别建立成独立的个体,采用不同的材料模型。相比于传统的切削有限元模型,本文有限元模型能反映材料中每种成分的变形状况,更能体现局部材料的特性,较为真实地反映微切削加工下的材料特性。
1 试验条件及材料的微观结构特征
本文的仿真结果是通过对比Simoneau等[15]的试验结果来验证的,故仿真中的加工参数和边界条件都是根据试验的条件来设置的。试验中的材料选用正火AISI1045钢,其硬度为HB170,显微镜下的微观结构如图1所示。
(a) (b)
由图1可清楚地看到AISI1045钢的微观组织结构:形似六边形的黑灰色珠光体镶嵌在灰白色的铁素体上,类似于蜂窝状结构(图1a);由进一步放大倍数的照片(图1b)可以看出,几乎一个珠光体就占据了整个图片,而铁素体成白色带状与珠光体相邻。珠光体的金相颗粒尺寸约为10～100μm,铁素体的金相颗粒尺寸约为10μm,多相材料AISI1045钢的微观组织结构显著。
所有的试验都是在主轴转速为4500r/min下进行的,机床的最小进给率能达到1μm/r,尽管如此,试验选用最小的进给率为2μm/r,进给率范围为2～50μm/r;试验中所选用的刀具为TiN基硬质合金刀,前角为5°,后角为11°,切削刃的圆弧半径为8～10μm。因本文研究的内容主要是微切削加工中多相材料的微观结构效应,并没有考虑刀刃的圆弧半径,故在仿真中刀刃的圆弧半径选为2μm,类似于锋利刀刃,仿真模拟的结果与试验结果基本吻合,并不影响模型的准确性。试验中的加工参数如表1所示。
2 有限元模型
金属切削是一种大应变、大变形、高应变率的加工过程。在切削过程中,材料、刀屑接触及边界条件都呈现出强烈的非线性特征,而ABAQUS是目前公认的最好的进行非线性处理的商业有限元软件,故本文采用ABAQUS/Explicit来仿真模拟微切削的加工过程。
2.1材料微观结构模型
在以往的切削有限元模拟中,工件都是均匀一致的连续体材料,而本文的微切削有限元模型中,工件将采用具有微观结构的非均质材料模型,根据实际微切削加工情况,在不同的加工尺寸下,建立不同的微观结构材料模型:当切削厚度小于最小金相颗粒尺寸即小于10μm时,只有几个甚至只有一个金相颗粒参与切削加工,此时工件为珠光体与铁素体相互毗邻、交替出现的材料模型,如图2a所示,灰白色为铁素体,宽度为10μm,灰黑色为珠光体,宽度为45μm或50μm;当切削厚度为几十微米甚至上百微米时,参与加工的金相颗粒较多,此时工件材料模型呈蜂窝状的微观结构,黑灰色的珠光体呈大小均等的正六边形镶嵌在灰白色的铁素体上,珠光体尺寸大约为50μm,铁素体的宽度依然是10μm,如图2b所示。为了提高计算速度,节约时间,本文只将参与切削的切削层建立成具有微观结构的非均质材料模型,其余的依然为均质材料。
本文应用ABAQUS中的partition工具,将工件划分为不同的区域,这样就可为同一工件上不同的区域赋予不同的材料性能,从而实现材料微观结构特征的建模。微观结构模型在网格划分上要比均质材料复杂,不仅要在工件边界处布置种子,而且在工件内部不同材料的边界处也要布置种子。为了能更好地捕捉到异相材料边界处的应力状况,将材料边界处的网格划分得精细一些,即种子布置得更加稠密一些,如图3所示。
2.2材料本构模型
材料本构模型能否准确地建立直接影响到有限元工具的有效性,本文采用的本构模型是JC塑性模型,该模型能较为真实地反映材料在大应变、大应变率及高温下的材料特性,因而被广泛应用到金属切削模拟中,其公式如下:
式中,T为当前温度;Tr为转化温度;Tm为熔化温度;A、B、C分别为在Tr下测得的有关屈服强度、硬化模量和应变率敏感度的材料参数;m、n分别为热软系数和硬化系数;εeq为等效塑性应变;
将材料微观结构模型中的珠光体和铁素体分别看成是均质材料,其本构模型采用的都是JC模型,具体参数依据AISI1045钢JC模型参数而设定,见表2。其中,珠光体的硬度大约为铁素体的3倍,具体材料性能如表3所示。
2.3工件-切屑分离准则
在金属切削模拟中,工件-切屑的分离一直是加工仿真中的难点和重点。本文的材料微观结构模型的网格划分比较复杂,单元也不规则,应用任意拉格朗日-欧拉(arbitrary Lagrangian-Eulerian, ALE)法会耗费大量时间,效率低下,而预先定义切屑路径的几何准则不具备太大的物理意义,故采用材料剪切失效模型来实现工件-切屑的分离。剪切失效模型基于积分点上的等效塑性应变值,当损伤参数达到1时,单元即失效,失效参数定义如下:
式中,ω为失效参数;
本文采用的是对应JC塑性模型的JC失效模型,具体参数如下:
式中,d1、d2、d3、d4、d5为室温下测得的材料失效参数,分别取0.05、3.44、2.12、0.002、0.61[25];
3 模型结果和验证
3.1切屑形态及试验对比
仿真中的切屑形态如图4所示,可以看出,在不同的加工尺度下,切屑形态有很大的差别:当切削厚度t=4μm时,切屑上的铁素体由于质地较软而被两边的珠光体挤压出表面,使切屑自由表面很不平整,且珠光体和铁素体之间的界面十分清晰,这种切屑形态与常规加工下AISI1045钢的切屑形态有很大不同,Simoneau称之为准静态挤压切屑[15],是微切削加工AISI1045钢所独有的现象;当切削厚度分别为20μm、50μm时,切屑上的浅白色的铁素体像精细网状一样散布在灰黑色的珠光体上,铁素体与珠光体之间的界面依然很明显,但是却很难确认单独个体在切削加工中的行为,切屑的自由表面同样由于挤出的铁素体而显得不平整,但比其准静态挤压切屑要平滑些,且切削厚度越大,平滑度越高;当切削厚度增大到100μm时,铁素体与珠光体之间的界面变得模糊,很难分辨出铁素体和珠光体之间的界限,基本上与宏观加工下的切屑一样成连续状。图4中的照片是Simoneau等[15]在试验研究中同等条件下加工的切屑形态, 通过对比可以看出,仿真中的切屑形态与试验中的切屑形态极为相似,从而验证了材料微观结构有限元模型的有效性和准确性。
3.2应力分布
切削厚度为4μm时的仿真应力分布如图5所示:刀具刚切入珠光体时,最大的应力出现在刀刃周围;当刀具进一步前进而没有切入到铁素体时,最大应力不仅出现在刀刃周围,也出现在金相颗粒之间的界面处。由图5可发现,在刀具切除不同的材料组织时,应力的变化也有所不同,切除较硬材料珠光体时,刀刃周围的应力最大,而切除较软材料铁素体时,金相颗粒之间的界面处应力最大,说明微尺度下加工多相材料时,金相颗粒之间的作用力不能被忽略,也进一步说明了切削力随着材料的变化而有波动,并不是稳定状态。
当切削厚度为50μm时,多相材料的微观结构特征依然很明显,由图6可以看出,不同的金相组织有着不同的应力分布,较硬的珠光体颗粒应力较大。当刀具刚切入工件时,珠光体与铁素体之间的应力分布有所不同,依然有断层,不连续,尤其是边界处,能够捕捉到局部材料的应力状况;当刀具切削一段距离后,刀刃前的材料隐约地形成了第一变形区和第二变形区,类似于宏观加工材料中出现的切削加工变形区。
当切削厚度达到100μm时,如图7所示,刚开始切削时,材料的微观结构特征还是很明显,随着切削的进行,刀刃前材料的应力分布与宏观加工中的一样,异相材料之间的应力分布呈连续化,材料之间的界面也模糊不见,逐步呈均匀化,刀刃前的材料出现了明显的第一变形区和第二变形区,与宏观加工中的切削变形一样。
由以上的应力分布图可以看出,随着切削厚度的增大,不仅切屑的形态从准静态挤压状态向连续状态转换,而且加工中的应力分布也由明显的微观结构效应向均匀化转换。说明多相材料的微观结构特征在微尺度下加工有着明显的尺寸效应。
4 结论
(1)当切削厚度小于最小金相颗粒时,形成了类似于羽毛状的切屑,这种称为准静态挤压状切屑是多相材料在微尺度加工下所独有的切屑形态。
(2)当切削厚度从几个微米增加到上百微米时,切屑形态也从准静态挤压状向连续状转换,逐步接近宏观加工AISI1045钢下的连续状切屑。
(3)从应力图上也可以看出,多相材料在微尺度加工下, 最大应力不仅出现在刀刃附近,也出现在异相颗粒界面处,说明多相材料在微尺度加工下,刀刃前的材料分离也有可能发生在异相颗粒界面处。
(4)当材料微观组织结构一定时,加工尺寸越小,材料微观结构效应就越明显,加工的尺寸效应也越显著。
有限元分析的数控加工 篇7
1 加工中心机床整机热特性分析的必要性
对高速高精度加工中心来说,整机的热变形是制约机床加工精度的一个突出问题。由于机床床身、进给系统、导轨、拖板等零部件在运行中所产生的热和热变形对机床的加工精度均产生影响,因此,通过研究机床整机的热性能和热变形分析,确定对整机热性能有较大影响的热源并对其进行有效的控制,为优化机床结构设计提供必要的参考。
2 XH6650型卧式加工中心机床的有限元建模
2.1 机床的CAD模型的建立
XH6650型高速卧式加工中心主要包括床身、立柱、滚珠丝杠(x, y, z方向)、电主轴(B轴)、拖板以及待加工的工件。
床身固定在机床底座上,是机床的基本支撑件,因此床身的结构对加工精度产生较大的影响。
立柱对加工精度也起着很重要的作用,在切削加工中,由于切削力的存在,形成固定振源,使加工精度降低,并在工件表面留下振纹[2]。
在高速加工机床迅速发展的过程中,进给系统速度的提高是实现高速的主要部件之一。经验可知,转速越高,预压越大,则丝杠螺母的稳定温度越高。
此外高速电主轴的热稳定性问题、机床拖板结构的动态性能、工件本身的一些物理特性和加工形状将直接影响到机床的加工精度、精度稳定性和生产效率。
在本模型中为了简化计算,把工件简化为一实心圆柱体,但在机床整机的热分析中也不失其一般性。在对整机主要部件进行分析的基础上,建立了如图1所示的整机CAD模型。
2.2 机床的有限元模型的建立
在整机有限元模型中,对各主要部件作了如下假设和定义:
a) 滚珠丝杠部分。
滚珠丝杠各部分间的结合面传热采用热接触单元模拟,床身总装配与滚珠丝杠之间由滚珠丝杠的支座相连,滚珠丝杠是机床整机的主要热源之一,发热量较大,它与床身总装配之间的热量交换通过在二者之间的结合面间建立热接触单元,定义热接触传导率来描述。
b) 床身及其上各部件,简称床身总装配。
一方面,床身总装配只有床身存在局部热源,在稳态热分析时,床身上各部件间的结合面对它们之间的热量传递影响不大,而床身及其上各部件的热容量会直接影响床身总装配的温度场;另一方面,考虑到机床整机模型的复杂性,因此,此处将床身总装配处理成一个整体,不再考虑其上各结合面间的接触传热。床身与空气间的对流传热系数按自然对流条件给定。
c) 电主轴部分。
由于电主轴在此机床上采用自带的冷却的系统,故在机床上的影响要比滚珠丝杠的小。但在整机中仍是一个不可忽略的热源,它与床身总装配之间的热量交换通过在二者之间的结合面间建立热接触单元,定义热接触传导率来描述。
d) 工件部分。
工件在切削中产生大量的切削热,但由于很大一部分随切屑带走,只有一小部分传入工件与刀具。它与床身总装配之间的热量交换通过与拖板的结合面间建立热接触单元,定义热接触传导率来描述。
按照上述原则建立整机有限元模型,模型采用热实体单元SOLID70,热接触单元对CONTA174和TARGE170。XH6650型高速卧式加工中心的有限元模型如图2所示。
3 机床的热特性研究
3.1 机床的热源与发热量的计算
a) 电主轴发热量计算:
电主轴有两大热源:内置电动机的发热和主轴轴承的发热。在于XH6650型高速卧式加工中心电主轴系统中,其内置电动机的发热量由以下公式计算[4]:
Hf=H·(1-η) (1)
式中:Hf——内置电动机发热量,kW;
H ——电机在一定输出扭矩和转速下的功率, kW;
η ——电机的机械效率。
而电机工作时的功率由其输出扭矩和转速决定,其计算公式如下[3]:
undefined
式中:M——工作时的输出力矩, N·mm;
n ——工作时的转速, r/min。
这样,由式(1)和式(2)即可计算出电机的发热量,并将其转化为当量热载荷施加于XH6650型高速卧式加工中心电主轴系统中有限元模型的电主轴架上,就可以进一步计算其主轴系统的温度场。
b) 滚珠丝杠的发热量:
在XH6650型高速卧式加工中心中有三套滚珠丝杠分别控制着机床在加工过程中的x, y和z方向上的移动与进给。
1) 轴承发热量的计算:
轴承的发热量主要是轴承的摩擦力矩引起的,根据文献[4],轴承的发热量可按式(3)计算:
Hf=1.047×10-4nM (3)
式中:Hf——轴承发热量, W;
n ——轴承转速, r/min;
M ——轴承摩擦力矩, N·mm。
轴承的摩擦力矩又可概括为两部分:负荷项M1和速度项M0之和。
M=M1+M0 (4)
从工程应用的角度出发,人们需要预计一定类型和大小的轴承在一定负荷和转速下的摩擦力矩。试验表明,轴承的摩擦力矩相当离散,它随轴承的种类、型号、负荷大小及转速的不同而不同,即使同一套轴承,随着运转时间的不同,摩擦力矩也会产生变化。因此,计算轴承的摩擦力矩只是在正常工作条件下的近似值。
在诸多的计算速度项和负荷项的经验公式中,用得较普遍的是Palmgren提出的经验公式。Palmgren认为,速度项M0反映了润滑剂的流体动力损耗,负荷项M1反映了弹性滞后和局部差动滑动的摩擦损耗。
当运动粘度v与转速n的乘积>2000cSt·r/min时
M0=10-7f0(vn)2/3dundefined(5)
当vn小于2000cst·r/min时
M0=160×10-7f0dundefined(6)
式中:M0——速度项摩擦力矩, N·mm;
dm——轴承中径, mm;
f0 ——与轴承类型和润滑方式有关的经验常数;
v ——在工作温度下润滑剂的运动粘度(对于润滑脂取基油的粘度)(cSt)。M1按式(7)计算
M1=f1P1dm (7)
式中:M1——负荷项摩擦力矩, N·mm;
f1 ——与轴承类型和所受负荷有关的系数;
P1 ——确定轴承摩擦力矩的计算负荷, N。
这样,由式(5)～式(7)即可计算出滚珠丝杠各个轴承的发热量,将其作为热载荷施加于滚珠丝杠有限元模型的轴承体上,就可以进一步计算滚珠丝杠的温度场。
2) 滚珠丝杠螺母发热量的计算:
滚珠丝杠螺母的发热计算如下,其发热与摩擦转矩T、转速n成正比[5],即:
式中:Q——滚珠丝杠单位时间的发热量, kJ/h;
n———转速,r/min;
T ——摩擦转矩, N·m。
3) 工件与刀具的切削热量:
从切削实验理论可知,切削热量Q与切削速度V、进刀量S、切削深度h的幂函数成正比,即[6]:
Q=CQV(0.2～0.4)S(0.1～0.2)V(0.04～0.1) (9)
式中:CQ——铸铁切削温度系数。
取切削速度undefinedmm;进刀量S为30mm,切削深度h为90mm。
由此可见,切削速度对切削热产生的作用最大,在V, S和h中,首先应选择好V的范围。
3.2 机床的稳态温度场分析
在综合考虑整机的热源后,对整机的稳态温度场计算(环境温度为25℃),得到整机的温度场分布。图3是整机的温度场。
从图3可以看出,机床的温升主要集中在靠近热源的地方,而且对整个机床来看,温度分布也很不均匀。温度最高发生自电主轴上以及丝杠上,达到43℃。与单独的滚珠丝杠相比降了不少,但是温度的影响也不可忽略。
床身的温度基本上没有变化,温升主要存在与丝杠接触的地方,但温升也很小,一般在(2～5)℃。立柱的温升最处处集中在与y轴滚珠丝杠的拖板接触面上,最高温升为33.14℃,在与x轴滚珠丝杠的接触面的温度也有31.517℃。立柱上与y向滚珠丝杠接触的拖板的最高温度为40.915℃,远高于床身上与z向滚珠丝杠接触的拖板的最高温度(32.885℃)。虽然都不考虑这两方向上的导轨副摩擦,但立柱上的拖板直接与电主轴接触,而床身上的拖板通过其上的工作台与工件相连接,另外电主轴上的最高温升(43.139℃)也高于工件的最高温升(39.763℃)。
3.3 机床的热变形分析
图4为整机的热位移的云图,从图中可以看到最大的位移发生在电主轴的端部,达到0.02918mm,主要是由热膨胀而引起的。滚珠丝杠也有较大的位移,丝杠一端的支座仍有明显的热变形,但与单独的滚珠丝杠相比要小得多,一方面是由于机床导轨对丝杠发生弯曲变形的抑制,另一方面滚珠丝杠两端的支座也比单独滚珠丝杠提供更高的约束力。滚珠丝杠的热位移在高速加工中将不可避免地存在,而且随着机床的高速化、高精度、高刚度的发展,这种影响还会加大,所以有必要对热位移进行补偿。
4 结论
对卧式加工中心来说,机床热变形是影响机床加工精度的一个重要因素。通过分析,确定了整机的热源为滚珠丝杠和电主轴以及工件的切削热,其中滚珠丝杠是机床整机的主要热源,而且随着机床的高速化、高精度、高刚度的发展方向,这种影响还会加大,因此对滚珠丝杠的热-力结构耦合分析及优化设计是保证机床加工精度的十分关键的工作。
参考文献
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[2]朱育权,千学明,林晓萍.1CL50型机床立柱振动模态分析[J].西安工业大学学报,2006.
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有限元分析的数控加工 篇8
随着科学技术的不断进步, 数值模拟技术被广泛应用到土木、机械、电子等诸多领域, 并对这些领域产生了深远的影响。有限元方法是数值计算方法中的一种, 自1943年Courant首先尝试用定义在三角形区域的分片连续函数和最小势能原理求解St.Venant扭转问题以来, 如今有限元方法已经成为现代机械产品研发、设计、优化的重要参考依据之一, 对缩短现新产品的研发周期、提高产品质量有重要影响。
主轴箱是立式加工中心的关键零部件之一 (本文以VMC1000L立式加工中心的主轴箱为例, 该主轴箱简化三维实体模型如图1所示) , 主要起安装、支承主轴系统的作用, 其静动态性能直接影响到机床的加工精度、精度稳定性和抗振性。鉴于在现实生产中主轴箱受重力和切削力的影响, 导致其各部分发生变形, 从而会在一定程度上降低机床整机的刚性和加工精度, 并影响到机床整机的静动态性能。因此, 本文运用有限元方法和ANSYS软件, 从机理研究入手对主轴箱进行仿真分析, 通过分析结果找出零件的薄弱环节, 并结合企业生产的实际需求对零件的薄弱位置进行设计改进, 以实现主轴箱的结构优化, 并为稳定、提升机床整机的动静态性能提供保障。
2 静力结构分析
对立式加工中心主轴箱的静力学分析, 主要是求解重力、切削力等静力载荷下引起的结构位移和应变, 即通过在ANSYS Workbench软件中对该主轴箱的三维实体模型进行仿真分析来求解稳定外载荷 (固定载荷和约束) 所引起的系统或零部件的位移、应力、应变和作用力。经分析, 主轴箱的应力和变形分布云图如图2所示 (材料为HT250, 各向同性、介质均匀;密度为7300kg/m3, 弹性模量二阶1.3e11Pa;泊松比0.25;采用自动生成默认网格的方式将网格划分为10节点的四面体单元solid187和20节点的六面体单元solid186) 。
从应力分布云图可见, 该主轴箱最大应力集中点位于主轴箱背面与线轨滑块连接的螺栓孔处, 最大应力为4.13MP (图2应力分布云图中的红色位置) ;其余的应力主要集中在主轴箱两侧面皮带观察孔和主轴箱下底面与斜面型体轮廓衔接处等位置。
从变形分布云图可见, 该主轴箱的最大变形位于箱体右前方两加强筋的端头位置, 最大变形量为0.0132mm (图2变形分布云图中的中红色位置) , 变形方式为向下弯曲, 主要是受箱体自身重量、主轴机构附属零件的折算重力、主轴重量和结构形式 (头部凸出) 等的影响, 会降低整机的静态性能 (如主轴轴线和机床坐标Z轴线运动间的平行度, 主轴锥孔的径向跳动等) 和零件的加工、装配效率, 需要对主轴箱的筋腔结构进行加强。
3 模态分析
模态分析主要是通过研究结构或机器部件的振动特性, 从而得到结构的固有频率和振型, 以避免在实际工况中因共振因素造成结构的损坏。经分析, 该立式加工中心主轴箱一至四阶模态的固有频率分别为269.11Hz (箱体头部沿X方向左右摆动) 、306.32Hz (箱体头部沿Y方向上下摆动) 、547.24Hz (箱体头部绕Z轴扭转) 、818.4Hz (头部右侧两筋板沿Y方向对角上下翘动) , 对应的振型图如图3所示。
从一到四阶振型图可见, 该主轴箱的端头部分振动最大 (图3一阶振型图中红色位置) , 主轴箱箱体与头部型腔衔接处 (图3一阶振型图中蓝色与青色相连接的颜色渐变位置) 、皮带观察口 (图3二阶振型图中的大方孔) 等为薄弱环节, 振型主要表现为头部的摆动和扭转, 主要是箱体悬臂梁结构和内腔“井”字型布筋、皮带观察孔过大导致主轴箱局部刚性不足等因素造成的。
同时, 虽然该主轴箱自身的一阶模态的固有频率有269.11Hz, 但是由于它靠近振源 (主轴、主电机) , 所以仍需对其薄弱环节进行适当的结构优化和设计改进, 以进一步提高机床的刚性。
4 结构改进
结构改进包括很多方面, 若构件本身的形状允许改变, 可以选择构件的最好形状;若几何形状已定, 可以通过优化寻找最合适的结构尺寸。根据该立式加工中心主轴箱结构静力学和模态分析的结论, 以不改变主轴箱与其周边零部件的接口尺寸为原则, 将原始主轴箱上的“方形”皮带观察口由大方孔改为较小的圆孔, 并在箱体头部的内腔两侧各增加一组“太阳”筋, 在箱体根部的内腔两侧各增加一组“交叉筋”, 设计改进后的主轴箱结构如图4所示。
经分析, 改进后的立式加工中心新主轴箱的最大应力为5.208MPa (最大应力集中点的位置均与旧主轴箱一致) , 最大变形为0.0120mm (最大变形的位置和方向均与旧主轴箱一致) , 应力和变形分布云图如图5所示。改进后的新主轴箱一至四阶模态的固有频率分别为290.27Hz (箱体头部沿X方向左右摆动) 、318.92Hz (箱体头部沿Y方向上下摆动) 、575.21Hz (箱体头部绕Z轴扭转) 、841.12Hz (头部右侧两筋板沿Y方向对角上下翘动) , 其对应振型图如图6所示。
综上, 虽然经设计改进后的立式加工中心新主轴箱较之旧主轴箱最大应力值略有增大 (数值增大26.1%, 但仍远小于材料的许用应力) , 但是在抗弯曲变形的能力 (最大变形减小9.1%) 和前四阶模态固有频率上均有提升, 设计改进的效果明显。
结语
本文在对立式加工中心主轴箱结构分析与改进课题的研究工作中, 主要取得了如下成果:
(1) 运用有限元方法和ANSYS Workbench软件, 以VMC1000L立式加工中心主轴箱为例, 对该机床的主轴箱进行仿真分析, 并根据分析结果明确零件的薄弱环节和结构改进的方向。
(2) 根据仿真分析结论, 结合企业生产的实际需求对零件进行设计改进, 从而建立了主轴箱结构改进后的新模型。
(3) 通过对结构改进后的新主轴箱进行仿真分析, 验证了结构设计改进的正确性, 为类似零件的结构分析与设计改进提供了有效的方法和手段。
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