主轴传动箱（精选7篇）
主轴传动箱 篇1
1 引言
简易的数控车床, 是现代化机械制造业中必不可少的加工设备, 产品加工质量稳定, 生产效率提高, 生产适应性好, 加工精度高, 我们设计的系统主要由两部分组成:数控进给系统;主轴箱传动系统。另外所要求设计的箱体规格是420×400×380mm, 结构紧凑。主轴中心高为180mm, 即主轴的回转直径为180mm。主轴孔径为52mm, 可以穿过棒料进行加工。主轴的转速分为12级大约在30～120r/min之间。 主电机的功率为4kw。选择电机型号为Y112M-4的电动机 , 额定转速为1440r/min。 整个结构通过电机带动皮带轮, 由几组三联或两联滑移齿轮的机械变速机构来实现12级变速。
2 转速图的拟定
2.1 确定传动方案
根据三项原则:传动副要“前多后少”, 传动线要“前密后疏”, 降速要“前慢后快”。初步确定传动方案为Z1, Z3, Z6, 最后一级降速传动比1/4, 升级传动比为2∶1。若考虑到主轴的孔径和壁厚的直径过大, 所以采用分支传动机构, 使主轴的降速转动比得以缓慢降落, 不致使齿轮过大。
结构式设计为通过两个滑移变速组得到高六级转速。再通过分支传动系统, 使主轴得到低六级转速。当主轴与被动轮的中心距较大时, 采用皮带传动比较合理。同时具有缓冲, 吸震, 运行平稳, 无噪声等优点。且结构简单, 在过载时可防止其他零件损坏等优点。
3 齿轮齿数的确定
3.1 最小齿数确定
最小齿轮齿数是在变速组内降速比或升速比最大一对齿轮中。由转速图可知, 最大降速比为1∶2, 在分支传动机构中, 取最小齿轮齿数为Z=20。
3.2 在Ⅰ-Ⅱ轴间有三对齿轮副
从结构上考虑, 要在Ⅱ轴上安装公用齿轮, 在Ⅰ-Ⅱ轴间分别1.41∶1, 1∶1, 1∶1.41.在Ⅱ-Ⅲ轴间传动比分别为1.41∶1, 1∶2。采用的公用齿轮在Ⅰ-Ⅱ轴间的传动比为1∶1.41, 在Ⅱ-Ⅲ轴的传动比为1.41∶1。那么公用齿轮数为Z7=42, 由于在Ⅰ-Ⅱ轴间的传动比为1∶1.41, Z5∶Z6=1∶1.41, Z6=Z7=42 (公用齿轮) , Z5=42×1/1.41=30 SⅡ=Z5+Z6 (Z7) =30+42=72。
4 轴的结构设计
4.1 Ⅰ轴的结构
套皮带轮的轴径采用锥度为1∶10的锥度, 采用锥度按转皮带轮具有定心精度高, 传递扭矩大等优点。两个轴承放在轴承套内, 轴承套通过螺丝固定在箱体上, 前面两个轴承中间没有定位套, 曾大了跨距, 可减少皮带轮对轴产生弯矩。
4.2 主轴的设计计算
主轴的结构, 根据箱体长度为420mm, 选择两支承的主轴组件, 由于前支承所承受的刚度比后支承要求高, 所以前支承选用圆锥双列向心短圆柱滚子轴承, 后支撑选用单列向心推力球轴承, 提高前支撑的刚度, 能有效提高主轴组件的刚度。考虑到调整轴承间隙方便, 结构简单等因素, 采用后端定位。由于前轴承的偏心对主轴端部精度的影响较小, 前轴承精度选得很高, 后轴承精度比前轴承低一级。
5 主要成果
通过对简易数控车床主轴箱传动结构的设计, 基本掌握了普通车床数控改造的相关技术, 掌握了机械零部件装配、安装、调试的技术要点, 掌握了电气控制系统安装调试的技术要点, 掌握了整机检测与调试技术要点;另外, 目前大多数企业还有数量众多、使用年限较久的普通机床, 这些机床普通加工精度和生产效率低, 生产适应性差, 但由于种种原因又不能马上淘汰, 因此, 对普通机床进行数控化简易改造不失为一条投资少、机床加工上台阶, 又能提高产品质量和生产效率, 使旧设备快速改造升级的捷径。
摘要：本文阐述了设计一种简易的数控车床, 通过拟定转速图, 设计V型带, 确定齿轮齿数, 计算各轴扭矩, 确定传动系统, 完成齿轮结构设计即完成轴的结构设计, 从而完成数控车床的主轴设计。
关键词：V型带,齿轮齿数,主轴扭矩
参考文献
[1]黄鹤汀主编.金属切削机床 (下) [M].北京:机械工业出版社, 2004, 2.
[2]李仲生主编.机械设计基础[M].北京:高等教育出版社, 2006, 5.
[3]秦东兴主编.制造技术 (第2版) [M].北京:国防工业出版社, 2008, 8.
车床主轴箱夹具改进探究 篇2
关键词：主轴箱,夹具,改进,探究
0前言
车床主轴箱是车床的关键零件之一, 加工精度高、工艺复杂是其加工过程中的主要特点。车床主轴箱夹具中, 工件定位面、定位孔的选取、夹紧点的设定等工艺很重要, 对提高主轴箱的加工精度起着重要的作用, 这些要素设计得合理与否对这类箱体零件的输送、到位、夹紧、离开及加工尺寸的工艺能力保证等都起着决定性的作用。
图1是车床主轴箱零件简图, 要提高和保证其加工精度, 夹具是重要的保障措施之一。
1 传统车床主轴箱夹具的特点
图2是车床主轴箱零件开始工序粗基准选择时对应的专用夹具, 直接以主轴孔为粗基准在专用夹具上定位[1]。
图3是主轴箱在中小批生产时, 以箱体底面导轨B、C面为基准定位, 此时符合基准重合原则, 没有基准不重合误差。加工时, 箱体开口朝上, 便于安装调整、观察测量。但加工箱体中间壁上的孔时, 需要加中间导向支承。由于结构的限制, 中间导向支承只能采用挂架方式, 每加工一件需要装卸一次, 吊架与夹具之间虽有定位销定位, 但刚度较差, 经常装卸也容易产生误差, 且使辅助时间增加, 生产率低。
在大批量生产中, 按基准统一原则, 采用顶面及两个销孔 (一面两孔) 作为定位基面, 夹紧力垂直夹紧。这种定位与夹紧方式, 加工时箱体朝下安装, 如图4所示。这时中间导向支承可以紧固在夹具体上, 解决了挂架方式的问题, 工件装卸方便, 易实现加工自动化。其缺点是存在基准不重合误差, 且加工过程不方便观察。
以上是车床主轴箱普通实用的传统夹具。它限制工件的六个自由度, 其特点是定位与夹紧方便、可靠, 但定位精度不较高, 有局限性。随着车床制造技术的不断创新, 产品加工要求的不断提高, 传统主轴箱夹具不能满足加工精度越来越高的要求, 需要对传统主轴箱夹具进行多方面的改进。
1、4、5、9.支承2.辅助支承3.支架6.短轴7.活动支柱8.操纵柄10.可调支承11.夹紧块
2 车床主轴箱加工夹具的改进途径
2.1 工件定位面与支承点的改进
在切削加工中, 箱体零件的定位基准有两种:粗基准和精基准。理想的工件定位是以三点来确定一个面, 但有时往往这三个支承点会形成一个直角三角形, 很难达到等腰三角形的理想形状。一般情况下, 人们往往认为加工面只要用一把平面铣刀加工后, 其加工面就是一个平面。实际上, 由于加工中, 铣刀的起始、终结位置在受力上的差异, 主轴精度的高低、加工材料的弹性变形存在局部差异等因素的影响, 加工面的平面度及平面纵横直线度都会有一定的误差。如果以四点来定位一个平面, 往往会导致定位时, 其中一点是有间隙的。在夹紧过程中, 夹紧的浮点以对角形式出现, 造成加工中的部分尺寸出现不同程度的变化。为此, 可在箱体底平面定位时, 粗基准采用四点定位, 因此时加工尺寸的公差值相对大一些, 一般容易满足加工精度要求;而精基准则采用三点定位, 表面看似乎是四点定位, 实际上有两点是通过浮动式的夹具结构确定另一点, 如图5所示, 达到定位面四点均无间隙。粗、精基准的另外一种定位方式采用四点定位, 但是定位方式是三点硬, 一点采用辅助支承来达到定位大平面的效果, 此时辅助支承不限制自由度。
切削加工中, 用同一牌号的铣刀盘切削加工, 如果大平面的平面度不好, 因误差复映, 往往加工中的每一个零件几乎都是同一种状态, 即大平面的高点总是高点, 低点总是低点, 而采用浮动式结构与辅助支承支撑其底平面时, 其加工尺寸的趋势也就能达到同一趋势, 保证加工尺寸的稳定性[2]。
2.2 工件定位孔尺寸的变化
定位孔尺寸大小的设定, 直接关系到箱体零件的加工精度, 也关系到工件装夹是否方便。车床主轴箱体类零件的输送与加工定位一般多采用一面两销来定位。随着车床制造技术的不断提高, 产品加工精度的提高及工件在专机线上输送速度的加快, 从而产生一对矛盾:在零件加工定位时, 为了提高加工精度, 工件定位孔的孔径与定位销的配合间隙越小越好, 而零件在专机线上进出定位销时及工件在加工装卸过程中, 定位孔与定位销的尺寸配合间隙越大越方便, 零件进出定位销能达到进出自如。
工件定位孔的改进就是提高孔的精度。车床箱体定位孔的制造尺寸从直径 (16+0.043) mm提高到 (16+0.021) mm, 定位精度有明显提高, 公差0.021 mm的销孔尺寸变化一般能满足加工中的各种技术要求。
2.3 夹紧力的变化
(1) 销孔孔径的变化, 传统的夹紧方式加工, 会出现加工尺寸精度上的差异。在专机线加工或CNC加工中心加工, 前者两孔一般采用两把刀具, 后者两孔使用一把刀具。CNC加工中心加工, 用一把刀具加工两只定位孔, 其孔径几乎一样, 定位时没有两孔之间的误差造成的转角误差, 只有销子与销孔的配合间隙造成的转角误差。而在专机线加工刀具的选择上, 当只要满足加工要求时, 都认为可行。以直径 (16+0.021) mm销孔为例, 从工艺上说一把刀具加工尺寸为直径16 mm, 另一把刀具加工尺寸为16.021 mm, 均属满足条件。两孔的最大偏差量为0.021 mm, 即两孔之间的误差会产生转角误差。
(2) 改变夹紧方式。在精加工中可采用新的夹紧方式来提高零件的加工精度。在精加工夹具的夹紧点设计上, 除了垂直方向的夹紧力外, 侧面增加一个侧压力, 使定位销与定位孔实现同侧接触 (如图6 (a) ) 。这样就大大降低了定位销孔尺寸偏大对零件加工尺寸精度的影响, 同时可保证箱体零件孔与孔之间的相互位置精度要求。
3 箱体夹具加侧压力前后零件加工情况对比
上面的车床箱体零件 (图1) , 在CNC上加工, 铰刀使用同一把铰刀, 加工孔径几乎相等。设其两销孔孔距为L= (560±0.08) mm, 两直径 (16+0.021) mm的定位销孔, 圆柱销尺寸为直径15.993 mm, 菱销直径为15.988 mm, 当夹具没有侧面压紧力时, 定位时可能会出现最大值的转角误差 (图6b) , 即两定位孔反向位移, 其最大值为[1]:
其中:X1max=D1max-d1min, X2max=D2max-d2min。
实际上, 工件还可能向另一方向转动, 真正的转角误差应为±△β, 即±11.23″。
当采用侧面加一侧压力时, 从图6可知, 两种夹紧方式都有定位误差, 但是转角误差就不一样了。采用侧面夹紧力以后 (图6 (a) ) , 两定位孔同向位移, 转角误差为:
当采用侧面加一侧压力时, 转角误差很小, 且不能向另一方向转动, 只占没有施加侧压力的4.3%。
若两定位销孔的尺寸改为直径16.043 mm, 两定位销的直径保持不变, 按上述过程重新计算, 得:
可以看出, 两定位销孔尺寸从直径16.021 mm增大到16.043 mm时, 当没有施加侧压力时, 工件最大转角误差明显增大, 而施加侧压力时, 转角误差不变, 此时工件移动定位误差会变大。
从侧面加一侧压力后, 最有效的是消除了定位销孔一侧的侧面间隙, 大大降低了加工中的转角误差, 提高了零件的加工精度。侧面加压紧力与不加压紧力, 其转角误差, 一种几乎是恒定的, 是最小值;另一种是动态的, 可能出现最大值, 也可能为零, 故产品的工艺能力明显不一样。
箱体工件定位夹紧时, 采用侧面另加压紧力, 对提高尺寸精度是一条有效的措施, 实用且可靠。
4 结束语
车床主轴箱体零件随着车床的产品精度不断提高, 零件的尺寸控制也须相应提高, 故要达到产品的加工要求, 所对应的夹具也要不断进行创新。通过夹具的改进, 可有效提高加工精度, 突破传统主轴箱夹具的局限性, 从而较好地满足车床产品精度提高的要求, 实现优质、高产、低成本的不断进步, 这也是主轴箱体零件加工中夹具设计的与时俱进。
参考文献
[1]李华.机械械制造技术 (修订版) [M].北京:高等教育出版社, 2009.
主轴传动箱 篇3
HMC63e卧式加工中心的立柱为铸造框形结构。主轴箱沿立柱导轨上、下移动, 实现Y向进给。主轴箱在立柱两导轨中间, 两导轨为滚柱直线导轨。在立柱两导轨间设有滚珠丝杠副。滚珠丝杠的两端由轴承支承, 分别固定在立柱的两端。滚珠丝杠的上端通过弹性联轴节与交流伺服电机相连, 滚珠丝杠螺母的法兰盘固定在主轴箱上的支承面上, 交流伺服电机驱动滚珠丝杠, 使主轴箱沿立柱导轨上、下移动。立柱及主轴箱拖动结构如图1所示。
1 Y轴滚珠丝杠的选择设计
预选电机型号为1FK7105, nmax=5 000 r/min。
已知Y向行程为Y=900 mm, 快速移动速度为V=24 m/min, 主轴箱高度为H=600 mm, 主轴箱的重量为880 kg。
1) 导程S。主轴箱快速移动速度为24 m/min, 查资料S≥Vmax/nmax=24 000÷5 000=4.8 mm所以初选S=8 mm。
2) 预估算滚珠丝杠的全长L。L=Y+H+上下支承的长度=900+600+255+265=2 020 mm。
3) Y轴滚珠丝杠的直径D的选择。初选S=8 mm, V=24 m/min, nmax=5 000 r/min, 查资料可知, N=V/S=3 000 r/min, DXN≤120 000, D≤120 000/3 000≤40 mm。
借鉴同类产品之前设计, 取DX=55 mm, DXN=55×3 000=16 500>120 000, 所以需增大导程S。取S=12 mm, 则n=24 000÷12=2 000 r/min, 则DxN=55×2 000=110 000<120 000, 所以选择S=12 mm, D=55 mm。滚珠丝杠的循环方式选择为外循环方式, 滚珠丝杠型号选为NFN5512HSS-7.5RRG0+2020LC5。
2 Y轴滚珠丝杠的预拉伸ΔL
预拉伸的长度为
式中:α为滚珠丝杠的热膨胀系数, 对于合金钢α=1.1×10-5/℃;Δt为滚珠丝杠与立柱之间的温差, 若为恒温车间, Δt=2~3℃。ΔL=1.1×10-5×2 020×2=0.044 44 mm, 圆整后取ΔL=0.04 mm。
滚珠丝杠的预拉伸有以下作用:1) 补偿丝杠变形;2) 提高丝杠拉压刚度;3) 提高推力轴承的轴向刚度;4) 提高轴承座的轴向刚度。
3 Y轴滚珠丝杠的刚度验算
滚珠丝杠的总刚度可通过公式1/K=1/Ks+1/Kn+1/KB计算得到。式中:1/Ks为滚珠丝杠的刚度;1/Kn为螺母的刚度;1/KB为支承轴承的刚度。
3.1 滚珠丝杠的刚度
3.2 螺母的刚度
LS为螺母支承表面至有效滚道之间的长度。
刚度Kn=A×E/ (1000LS) =1/4×3.14×49.22×2.1×102÷1 919=2.08×105N/μm。
3.3 支承轴承的刚度
查手册可知KB=2 650 N/μm, 1/K=1/KS+1/Kn+1/KB=1÷2.21÷105+1÷2.08÷105+1÷2 650, K=2642 N/μm。所以滚珠丝杠副的总变形量为ΔL=F/K=5 870÷2 642=2.22μm。F为铣削力, F=5 870 N。
因为HMC63e卧式加工中心Y向定位精度为0.01mm, 且滚珠丝杠的变形小于定位精度的1/2, 即ΔL<5μm, 故该滚珠丝杠选择合理。
4 驱动马达的选择
丝杠直径D=55 mm, 导程S=12 mm, 降速比为1。
1) 设丝杠总长2 020 mm, 丝杠转动惯量Js=0.78D4L×10-12=0.78×554×2020×10-12=0.0144 kg·m2。
3) 主轴箱折算到丝杠上的转动惯量 (总重880 kg) :
4) 总惯量Jr=J+J2=0.0144+0.003=0.0174 kg·m2。
5) 马达力矩计算。
e.空载启动力矩M=Mamax+Mf+M0+Mg=24.2+0.09+1.2+18.3=43.79 N·m。
数控机床的快速空载启动力矩一般符合Mmax=λMr。Mr为马达额定转矩;λ为瞬间过载指数, 对于交流伺服电机, λ=1.5~2。
f.马达力矩。Mmax>M=43.79 N·m。
g.马达额定扭矩Mr=Mmax/λ=43.79÷1.5=29.2 N·m。
查马达样本, 选Y轴马达型号为1FK7105-5AC71-1DH5, 功率为7.75 k W, 扭矩为37 N·m, 额定转速为2 000 r/min。
h.临界转速的计算。
安全系数为0.8, 丝杠转速在临界转速内满足要求。
5 导轨的选择
本机床选用的导轨是THK直线导轨。
直线导轨具有导轨表面摩损少、容许负荷大、在所有方向上都具有高刚性、定位精度高、容易获得较高的行走精度、能长期维持高精度、能无间隙轻快地运动、具有出色的高速性、维修保养简便可用于各种各样环境、具有很好的互换性、交货及时等优点。
1) 导轨系列的选择。选取SRG系列, 因该系列采用滚柱保持器, 能获得低摩擦的平滑运动, 是实现长期运行而免维护的超高刚性滚柱导轨, 符合本机床的要求。
2) 线性导轨尺寸的确定。对于线性导轨, 公称型号与滚珠丝杠轴直径近似相等, 现滚珠丝杠的直径D=55 mm, 参照样本可得, 线性导轨型号为SRG55。
3) 导轨长度L的确定。L=行程+冲程+主轴箱的高度=900+100+600=1 600 mm。依此, 查样本线性导轨型号选为SRG55R2SSC1E+1620LPⅡ。
4) 线性导轨的润滑方式。为了使用方便采用集中润滑方式。
5) 安装方式的选择。线性导轨侧压方法选用锥形块 (如图2所示) , 左侧为调整侧, 右侧为基准侧。
摘要：介绍了HMC63e卧式加工中心Y向系统设计过程, 以及机床Y向传动系统的结构布局, 详细阐述了Y向传动系统的设计计算过程, 为以后的卧式加工中心传动系统的设计提供了理论依据。
关键词：导程,预拉伸,刚度,力矩
参考文献
[1]《机床设计手册》编写组.机床设计手册[M].北京:机械工业出版社, 1986.
[2]陈宏钧.简明机械加工工艺手册[M].北京:机械工业出版社, 2008.
[3]尹晓霞.TH6940立柱及主轴箱拖动的设计[C]//科学发展与社会责任 (A卷) ——第五届沈阳科学学术年会文集.2008.
主轴箱相交孔的钻削定位设计 篇4
如图1, Z4012型台钻主轴箱的孔系中有一对垂直相交孔, 分别是用于安装进给齿轮轴的孔φ32H7和安装主轴套筒的孔φ50H7。在钻削加工φ32H7孔时, 需要预先在φ50H7孔中嵌入与工件相同材料的圆柱, 以防止钻头钻至两孔相交处时走偏, 以及防止把已加工部分孔径刮大。设计工件的定位时, 将工件的嵌入材料设计为正刀套与夹具的定位元件巧妙结合, 从而实现对工件准确定位和快速装卸, 同时最大限度节省辅助材料。
2 夹具设计
根据工件的形状特征和加工要求, 夹具设计为方体型的翻转式夹具, 如图2。工件以一面两孔定位, 两个定位心轴分别是φ70h6削边心轴和φ50h6短心轴, 满足中心距、平行度以及与底平面 (定位平面) 的垂直度要求, 如图3。加工φ32H7孔分钻、扩、铰三步进行, 选择快换钻套。
1.夹具体2.φ70削边心轴3.主轴箱4.压板5, 6.螺母7.垫圈8.正刀套9.φ50短心轴
3 正刀套
即嵌入在工件已加工孔φ50H7中的圆柱。正刀套压装在夹具上的φ50阶梯心轴上, 起到钻削时的正刀作用 (校正钻头走向) , 如图3。因工件的材质为HT200, 故正刀套材质为HT200或HT150。
图4所示为正刀套的尺寸设计。其尺寸及精度要求首先应保证工件的顺利安装和不影响工件的准确定位;其次作为嵌入材料, 正刀套的壁厚要够用, 能起到正刀作用, 并且要最大限度地节省辅料。所以正刀套的外圆和内孔的尺寸及公差要设计合理, 长度适中。
4 定位误差
主轴箱内孔φ50H7 (0+0.025) 和定位心轴φ50h6 (0-0.016) 配合, 其最大单向基准位移误差为δ= (0.025+0.016) /2≈0.02<0.06mm, 能保证工件尺寸36.490+0.06mm的加工要求。主轴箱内孔φ50H7 (0+0.025) 与正刀套外圆φ50f7 (-0.050-0.025) 配合的最小间隙为0.025mm, 能保证工件的顺利安装且不影响工件的定位。
5 操作要点
(1) 为保证工序尺寸36.490+0.06mm的精度要求, 避免在装配时出现进给齿轮轴与套筒齿条啮合过紧的问题, 工件在夹具中装夹时, 应给工件施加一外力, 使工件向工序尺寸36.490+0.06mm增大的方向产生单向基准位移, 而不是相反。
(2) 每加工完一件后, 应将正刀套转动90°压紧, 然后再加工下一件, 否则正刀套将失去作用。
摘要：在加工主轴箱相交孔时, 将正刀套与夹具的定位元件巧妙结合, 可实现精确定位、快速装卸、满足加工精度要求。
主轴传动箱 篇5
T6925/1镗铣床主轴箱在240r/min以下转速自动上升走刀时, 主轴箱不能启动, 向下自动走刀正常;Ⅰ挡、Ⅱ挡手动快速上升、下降正常;主轴箱快速上升、下降自动走刀正常, 只是上升时直流电机运转声音沉闷;主轴箱在320r/min左右向上移动时, 主轴箱有颤动现象, 向下移动时, 无此颤动。
主轴箱基本传动结构:主轴箱自重30t, 主轴箱配重平衡锤自重29t, 中间用两根链条连接, 15kW直流电机通过齿轮箱变比带动主轴箱转动。
以前主轴箱上升费劲, 多数出现在滑枕补偿系统:1、链条调整过紧;2、补偿油压过高。
滑枕伸出补偿系统, 是通过控制主轴箱配重平衡锤内油缸压力大小, 来改变主轴箱升降前、后链条张力, 达到对滑枕平行运动补偿目的。平衡锤内有2个油顶, 滑枕伸出时, 补偿油压升高, 拉紧前链条, 滑枕伸出越长, 重量越是压在前链条上。滑枕不伸出时重量则压在后链条上。如果前链条过紧, 主轴箱镶条与立柱导轨无间隙, 15kW直流电机不能带动主轴箱。
二、查找故障
1. 滑枕补偿系统泵站
镗铣床滑枕补偿系统通过先进的ATOS电液比例阀控制系统, 一台高压泵站输出压力可调, 数值为0～12MPa, 最佳状态在3MPa。当时调整高压泵站输出油压在0～12MPa, 主轴箱仍然出现上述故障, 说明未找到故障点, 故障不在补偿系统泵站上。
2. 前链条松紧度调整
用插口扳手及手锤打紧 (或调松) 在平衡锤上的6个前链条螺丝, 先后反复多次调整, 未见到效果。
3. 丝杠检查
在立柱下导轨处打一块百分表, 主轴箱上下运动, 监测丝杠跳动情况, 经过检查丝杠跳动为0.08mm合格, 对丝杠磨损情况检查, 未发现有异常。
4. 主轴箱齿轮箱检查
变动主轴箱Ⅰ挡、Ⅱ挡, 齿轮箱离合器可变, 检查各种齿轮、轴承及轴承润滑未发现问题。当主轴箱在Ⅰ挡位置时, 用撬杠撬动主轴箱齿轮能撬动;当主轴箱在Ⅱ挡位置时, 用撬杠撬动主轴箱齿轮很难能撬动, 当时怀疑Ⅰ挡离合器与主传动轴因磨损抱死。拆下Ⅰ挡离合器, 未发现问题, 主轴箱齿轮箱无故障。
5. 主轴箱镶条检修
调紧 (或调松) 主轴箱镶条, 用塞尺检查镶条与立柱结合面间隙, 同时上升主轴箱, 主轴箱颤动仍存在, 说明故障不在此。
6. 主轴箱平衡锤导轨检查
当时怀疑平衡锤有卡阻或平衡锤起作用小。检查平衡锤导轨垂直度正常;检查每个固定与导轨接触的导轮, 运转正常, 未发现问题, 29t平衡锤是起作用的。
7. 平衡锤内油缸油顶检查
打开立柱侧面两个吊装圆孔, 将平衡锤内油顶降至两个吊装圆孔处, 检查两个油顶是否卡阻。通过滑枕伸出油顶伸出, 滑枕补偿油压高, 油顶伸出高, 从而拉紧主轴箱前链条, 通过观察两个油顶无卡阻。
8. 丝杠上传动轴承检查
调松丝杠上传动轴承锁紧帽, 主轴箱向上运动时, 轴承内有响声, 调紧锁紧帽故障未排除, 故障点不在此处。
9. 丝杠上下对合铜螺母检查
主轴箱上下对合铜锡锌铅青铜丝螺母, 在主轴箱内, 上端有一螺母润滑油管。如果上下对合螺母调整过紧, 也会造成主轴箱负载过重。调松螺母, 上述故障未排除。将主轴箱用2个垫墩支撑, 松开把合上下对合螺母固定装置螺丝, 慢慢向上点动, 上下对合螺母可以从主轴箱内升出, 如果螺母从丝杠上拆下, 工作量很大, 只好外部检查上下对合螺母, 检查螺母同步性及检查螺母内是否有旷量, 未发现有问题, 通过理论分析属于正常。
1 0. 主轴箱测速电机
用细砂纸磨掉换向器表面碳粉, 用无水酒精清洗, 或更换一台同型号的测速电机, 上述故障未排除。
1 1. 主轴箱电气控制线路检查
检测主轴箱直流驱动装置V57直流给定电压是0～10V可变;驱动装置输出直流电压0～380V可变化;主轴励磁电压直流158V正常;控制线路无异常。
1 2. 主轴箱直流驱动装置V57检修
主轴箱驱动装置V57与立柱相同, 对调两个装置检修装置内是否有故障, 经过实际操作, 两个装置驱动主轴箱时故障相同, 这说明两个装置无故障。
1 3. 主轴箱直流电机检修
主轴箱直流电机与立柱相同都是15kW, 可以对调, 型号Z4-132-2。为了防止电机测速机与电机驱动装置V57接成正反馈, 拆解电机前标记好两台直流电机、测速机接线号。由于主轴箱测速机和立柱不同, 发电量相差2倍, 连接好电机线后, 调大 (或调小) 电机驱动装置V57速度调节器A2板上速度反馈电位器R28 (速度调节器速度反馈弱调节) , 在恒扭矩的情况下, 装置输出电压在0～380V。
对调测速机时一定要用万用表校正好两台测速机极性是否一致, 将指针万用表打到50V直流电压档, 用手向同一个方向顺 (或逆) 时针转动, 测量时红、黑表笔接触接线柱方向要一致, 看指针万用表指针摆动方向是否一致 (或看数字表万用表正、负极性) ;若一致, 连接线不动, 连接测速机是负反馈;若不一致, 将进入测速机的两根线对调。这样检测后, 可防止对调的测速机与直流电机驱动装置接成正反馈。
由于主轴箱与立柱电机接线不同, 当时还是将主轴箱测速机与装置接成了正反馈, 再加上直流电机旁监控人员、镗铣床操作者及拉镗铣床总开关人员配合不默契, 造成主轴箱电机高速运转, 尽管按下镗铣床急停开关, 同时也拉下总开关, 但还是造成主轴箱测速机 (型号ZYS-3A) 因发电电压高而损坏。
更换测速机后, 故障未排除, 直流电机是好的。
1 4. 丝杠、螺母润滑检查
丝杠、螺母润滑是通过滑座油泵向上打油, 油压正常。主轴箱移动, 丝杠向下摔油量较多, 丝杠、螺母润滑应该没有问题, 给维修人员造成了很大错觉。但关键是主轴箱出现此故障时, 主轴箱丝杠、螺母没有润滑油。北方进入冬季, 车间温度低, 因此更换过润滑油, 清洗了油泵过滤网, 调整了油泵供给螺母调压阀, 使丝杠、螺母润滑量加大, 但润滑油油号由原来的32#改为15#, 这一关键性的低级错误, 使得镗铣床无法正常运转, 导致主轴箱低速上升颤动。换回原来使用的32#机油, 调大丝杠、螺丝母润滑油量, 至此故障排除。
事后对此故障原因进行分析, 由于所换油品黏度降低, 润滑油又无法到达丝杠和螺母结合面上, 使丝杠和螺母的结合面无法建立起油膜, 如同无润滑状态。
摘要：T6925/1镗铣床主轴箱颤动故障分析。主轴箱升降丝杠和螺母润滑不良。
高速立式加工中心主轴箱热态分析 篇6
关键词：主轴箱,粗糙度,热效应
0引言
高速立式加工中心(XH714B)在稳态时主轴端面向前下方漂移,产生所谓的“闷头”现象,为了克服这一问题,企业界在机床装配中,一般采用修配床身与立柱的装配面,使主轴轴线产生原始偏转量,用于补偿稳态工况下热变形的方法。这种方法劳动量大,生产效率低。为提供一种经济有效的解决途径,必须要找到“闷头”的主要原因,因此对立式加工中心的主轴箱展开热态分析。
根据传热学基本原理,借助有限单元法,建立了XH714B高速立式加工中心主轴箱热态特性分析模型;分析计算了主轴箱在额定转速下的热态特性,从而确定主轴电动机的热损耗是导致机床主轴轴线在y-z平面内发生偏转的主要原因。
1主轴箱传热模型的建立
1.1主轴箱模型的建立
XH714B立式加工中心主轴箱的主要热源有主轴电动机、主轴轴承、带传动和金属切削过程。其中金属切削过程中产生的热量大部分被切削液带走,经切削液流道进行收集循环,且切削液流道与机床结构进行了隔离,不对机床产生影响。而主轴箱的热源通过热传导、热对流和热辐射等方式将热量传递到机床结构,产生非均匀温度场,使机床的热膨胀量随位置发生变化,而导致机床产生热变形,影响零件加工的尺寸精度和加工表面品质。
图1所示为立式加工中心主轴箱的有限元模型,主轴箱模型中包含许多对网格划分不利的小特征,如倒角、圆角等,但它们对主轴箱热态特性的影响却很小,因此建模时略去了这些特征。
1.2热源发热量
1.2.1轴承发热量计算
轴承发热量主要受工作转速、预紧力和润滑方式影响,其大小可以根据如下经验公式进行计算[1]:
Hb=1.047×10-4nMb(W) (1)
对合理预紧力作用下的球轴承的总摩擦力矩Mb,合理估算应该是轴承载荷力矩、流体摩擦力矩和高速项三者之和:
Mb=Ml+Mh+Mv (2)
其中Ml为负荷项,因载荷作用于轴承而产生,其决定了起动摩擦力矩和低速运转时摩擦力矩的大小,根据式(3)进行计算:
Ml=f1p1dm(N·mm) (3)
上式中f1为与轴承类型及相对载荷有关的系数,P1则取决于当量载荷以及外加载荷的方向。对于角接触球轴承,f1和P1分别根据式(4)和式(5)进行计算:
f1=0.001(p0/c0)0.33 (4)
p1=1.4Fa-0.1Fr (5)
其中p0=XsFr+YsFa,对于单列角接触球轴承Xs,Ys的值随着接触角变化,如表1所示。
式(2)中的Mv为流体摩擦力矩,可根据下列经验公式进行计算[1]:
If v0n>2000 cSt·r/min
Mv=10-7f0(v0n)2/3dundefined(N·mm) (6)
If v0n<2000 cSt·r/min
Mv=160×10-7f0dundefined(N·mm) (7)
式中:
ν0——润滑介质的运动黏度;
dm ——滚动轴承中径;
f0 ——与轴承类型与润滑方式有关的系数;
n ——滚动轴承内圈转速。
式(2)中的Mh为轴承的自旋力矩(高速旋转的轴承须考虑此项),则根据下式计算
undefined
式中:
α——滚道赫兹接触椭圆的长半轴;
Q ——单个滚珠载荷;
ξ ——第二类椭圆积分;
μ ——滚动体与滚道接触区摩擦系数;
摩擦系数μ在0.01与0.06间变化。
1.2.2电动机发热计算
电动机在能量转换过程中的各种损耗是发热的原因,损耗主要包括绕组铜损耗、铁心损耗和机械损耗。其中铜损主要表现线圈发热,磁损主要表现为转子发热,机械损耗则为电动机轴承消耗。根据电磁分析理论和滚动轴承分析理论,XH714B立式加工中心所采用的主轴电动机的线圈、转子和单个电动机轴承产生的热量分别为809W,100W和100W[2,3]。
1.2.3同步带发热量计算
XH714B立式加工中心的主轴由主轴电动机经同步带驱动,同步带在传递能量的同时也消耗一部分能量,主要表现为皮带发热,发热量的大小可以根据下式进行计算:
Hbe=P(1-η) (9)
其中,P为主轴电动机的输出功率,η为同步带传动的效率,取0.91。
1.2.4主轴轴承发热量算例
为了便于分析各个轴承的受力情况,对主轴支承结构进行简化,如图2所示。将一边的两个轴承简化作一个角接触轴承(轴承采用顺装),得到的发热量除以2则为单个轴承的发热量[4]。图中编号1,2分别代表下、上轴承,轴承型号为7014C。
l1=0.3m,l2=0.1075m,查表同步带的工况系数为d=1.9,电动机的额定功率为P=7.5kW,转速η=8000r/min,v=7.3m/s,轴承的预紧力Fp=700N。
经计算,可以得到下、上轴承的发热量分别为:113.6W,119.4W,换算成单个轴承的发热率为1×106W/m3,1.1×106W/m3。
1.3与环境空气热量交换
1.3.1旋转表面换热计算
主轴等旋转表面,与周围空气发生强迫对流而交换热量,对流换热系数可根据下式进行计算[5]:
undefined
式中:
α——对流换热系数,单位为W/(m2·K);
Nu——努谢尔特数,无量纲;
λfluid——流体(空气)的导热系数,单位为W/(m·K);
d——研究对象的特征尺寸,单位为m。
此时努谢尔特数的表达式为[6]:
Nu=0.133Re2/3Pr1/3 (11)
上式的应用条件为:
Re<4.3×105
0.7
式中:
Re——雷诺数,无量纲;
Pr——普朗特常数,对于常温下的空气取值0.707。
雷诺数的表达式则为:
undefined
式中:
U——圆柱体表面流体流动速度,单位为m/s;
d——特征尺寸,对于丝杠表面取其公称直径,单位为m;
νfluid——流体的运动黏度,单位为m2/s。
1.3.2电动机表面的换热计算
根据Min-Soo Kim等人的工作,当没有对电动机进行额外强制冷却时冷却槽表面的换热系数取40W/(m2·K)[7];有强制冷却时则取50W/(m2·K)。考虑到电动机定子壳体温度较高,不能忽略辐射换热,所以其外表面换热系数则根据有无冷却风分别取9.7W/(m2·K) [8]和50W/(m2·K)。
1.3.3无限大空间自然对流表面换热计算
主轴箱表面温度高于车间空气温度时,主轴箱壁面附近的空气受热之后密度变小而向上升,其附近的冷空气则向壁面流动,这样一个周而复始的过程在物体表面和流体之间就形成环流,构成所谓的自然对流。当机床停止运转,其壁面温度低于车间空气温度时,环流方向相反。这里所指的无限大空间自然对流是指自然对流所涉及的空间相对很大,边界层的发展不受限制和干扰的情形。
机床安装在车间里,主轴箱外壁面空气的对流情况与无限空间的情况符合。空气的流动状态——层流和紊流,可根据格拉晓夫数与普朗特常数的乘积判断。对于横放或竖放的平壁面,努谢尔特数可由式(13)计算得到
Num=c(Gr·Pr) (13)
其中c,n为常数,可根据文献[9]选取;Pr普朗特常数,对于空气,取0.707;格拉晓夫数Gr根据下式计算:
undefined
其中:
g ——重力加速度,数值9.8m/s2;
l ——特征尺寸,单位为m;
Δt ——温升,单位K;
αv ——流体体胀系数,单位为1/K;
v ——流体运动粘度,单位为m2/s。
当流体温度变化不大时,以上诸式中定性温度采用平均温度tm=(tw+tf)/2
其中:
tw——壁面温度,单位为℃;
tf——流体(空气)的温度,单位为℃;
对于主轴的自由换热表面,由于其温升较高,辐射不可忽略,综合换热系数取9.7W/(m2·K)[8];对于主轴箱其他自然对流表面换热系数取5W/(m2·K)。
2主轴箱热态特性分析
主轴箱的热态特性包括主轴箱在特定热载荷下的温度分布与位移分布——将所得到的温度场作为热载荷施加到结构中,对模型进行分析计算得到相应的位移分布(由于同步带材料构成复杂,其力学性能难以模拟,所以在进行位移分析时,去掉了同步带)。环境参考温度取26.5℃;主轴转速为8000r/min。XH714B立式加工中心主轴箱体的材料为HT300, 主轴材料为40Cr,主轴结构则如图3所示。同步带基体为氯丁胶带。
2.1主轴箱温度场分析
图3给出主轴箱内外温度分布情况,从图3中可以看出同步带温升均匀,这是由于同步带在循运转过程中,不断与带轮循环接触,同步带上产生的热量能够均匀向环境和带轮传递。
主轴部件整体温升较高,尤其上、下轴承处。上轴承温升为23.6℃,下轴承温升为26℃,都在轴承运行的许可温升范围之内。上、下轴承发热功率基本相等,但是上轴承周围结构多,能吸收较多的热量,而下轴承则传导出去的热量相对上轴承少,所以下轴承温升高。轴承因摩擦产生的热量导致主轴部件整体温升较高,向周围结构传导的热量也随之增加,所以主轴周围结构的温度也较高。
主轴电动机安装端面的平均温度为50℃,虽然低于同步带的温度,但是同步带与主轴箱体间存在点接触,而主轴电动机与主轴箱体为面接触,因此同步带与主轴箱体间的接触热阻比后者的接触热阻大7个数量级[10,11],所以带传动向主轴箱导热的热阻较主轴电动机大,因而主轴电动机成为立式加工中心主轴箱最主要的热源。
从图4中看出主轴箱侧面1#面和2#面的温升从顶部至底部逐渐降低,在主轴箱侧面形成非均匀的温度场,将导致主轴箱体顶部到底部产生不均匀的热膨胀,主轴箱体产生变形,进而影响主轴轴线的位置。
2.2主轴箱位移场分析
根据工厂实际测得温度数据可知,本研究所建立的热态分析模型能够正确预测机床的温升,所以将上节得到的温度场作为结构分析的载荷施加到机床静力模型中,通过计算得出的热位移可认为是立式加工中心在这种工况下的热漂移。
由于不清楚同步带材料整体的热力学性能,所以在进行位移分析时,去除了同步带,取而代之的是在大小带轮包角范围内施加均布载荷,以模拟同步带对主轴位移的影响。
由于主轴箱结构关于y-z平面基本对称,所以主轴轴线沿x方向的位移很小,可以忽略不计。图5给出了立式加工中心主轴转速为8000r/min时主轴箱在y-z平面总的位移分布情况。图中黑线框代表主轴箱结构初始轮廓位置。从图中可以看出,最大位移发生在主轴端面——沿y轴正方向和z轴负方向漂移,且主轴端面发生倾斜,即形成“闷头”现象,与立式加工中心在实际使用中出现的情况吻合。
箱体整体呈现低头状——主轴顶部较底部位移大,侧面由上至下变形逐渐减小,主轴箱体的最大位移发生在顶面最前端,这与图4中主轴箱体顶热底冷的温度场分布相对应。主轴箱的变形导致主轴轴线位置发生变化,这是因为主轴通过主轴轴承安装在主轴箱体内,主轴箱体在上下支承位置的变化必然会对主轴轴线位置产生影响。主轴上支承较下支承沿y方向位移大,主轴轴线发生偏转,带来加工误差。从图5左边图中可以看出主轴上下支承均沿y轴正方向和z轴负方向发生热漂移,说明主轴轴线在图5所示平面内沿逆时针方向旋转,同时端面向前下方发生漂移,最终产生“闷头”现象。
3结论
本文建立了高速立式加工中心主轴箱的CAD模型,
结合传热学相关准则确定机床主轴箱的热边界条件,借助有限单元法对主轴箱进行了热态分析,得到了XH714B高速立式加工中心主轴箱的热态特性,并得到以下结论:
1) 该立式加工中心在实际使用中,主轴箱热变形较大,导致主轴端面向前下方发生热漂移;
2) 主轴端面的热漂移产生原因主要来自两方面:主轴箱体不均匀的温度分布导致的热变形和主轴自由端(主轴端面到主轴下支承处)的热膨胀量。
3) 造成主轴轴线在y-z平面内偏转的主要原因为主轴电动机的热损耗。
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主轴传动箱 篇7
主轴箱底座是机床重要的支承部件。起着承受力和容纳各种零部件的作用, 它的动态性能直接影响机床加工精度和生产效率, 所以要求其具有足够的动、静态刚度。该主轴箱底座是筋板式结构, 本计算方案为铸件、结构件和薄结构件三种方案。为了保证机床具有良好的动、静态性能, 并尽可能减轻其重量, 必须进行有限元分析计算, 以寻求既满足机床精度, 又能具有高性价比的最佳结构设计方案[1]。
现利用UG的结构分析模块, 对该主轴箱底座模块铸件、结构件以及外壁减薄的结构件进行有限元分析, 计算该零件的固有频率、静态刚度, 为设计修改和实际生产应用提供一定的理论依据[2,3]。
1 主轴箱底座结构方案计算分析
1) 建立几何模型。这里分析的是重型卧车主轴箱底座, 用于重大专项项目数控重型卧式镗车床, 由于该零件结构复杂, 所以用UG软件进行三维实体建模。利用UG软件建立的主轴箱底座几何模型、铸件、结构件、外壁减薄结构件如图1所示。
2) 有限元网格划分。选用UG软件结构分析模块提供的四面体单元对主轴箱底座进行网格划分, 得到有限元模型。
2 定义材料属性
主轴箱底座是支承件中的重要部件, 其在工作时承受主轴箱、花盘及工件的巨大压力, 必须具有较高的强度, 所以铸件材料选为灰铸铁HT250。根据相关资料, HT250的质量密度为7.3×103kg/m3;弹性模量为110 GPa;泊松比为0.28。结构件材料选为铸钢。根据相关资料, 铸钢的质量密度为7.8×103/m3;弹性模量为155 GPa;泊松比为0.28。
2.1 定义约束
主轴箱底座通过地脚螺栓与地面连接, 约束了主轴箱底座X、Y、Z方向的移动以及绕X、Y、Z轴的转动, 为了模拟实际工况, 边界处理时, 将主轴箱底座与螺栓结合面进行全约束[4]。
2.2主轴箱底座的受力状态
已知:花盘质量为18.5 t, 最大工件质量为200 t, 主轴箱质量为53.5 t, 工作状态以及主轴箱底座的受力简图见图2。
图中主轴箱底座承受的均布载荷P=P1+P2, P1为承受主轴箱重量的均布载荷, 大小为53.5 t, P2为承受花盘与工件重量的均布载荷, 大小为67.5 t;除此之外, 花盘与工件分别对主轴箱底座具有弯矩的作用, 由于UG的scenario模块的四面体单元只支持平面自由度, 力矩载荷不能应用于三维单元, 所以将力矩转化为等效力偶加载在主轴箱底座的前后沿上, 经计算力的大小为F1=F2=31 t。
3 主轴箱底座结构方案有限元分析数据
3.1 机床主轴箱底座静态分析
机床工作时, 主轴箱底座受到工件和花盘的压力作用以及分别对主轴箱的弯距, 主轴箱底座上表面承载主轴箱质量53.5 t的均布载荷以及花盘和工件作用于它的均布载荷127.5 t, 将弯矩转化为等效力偶之后, 大小为31 t的力加载在主轴箱底座的前后沿上[5], 计算结果如表1所示。
机床主轴箱底座的总位移云图、承受主轴箱以及花盘和工件的均布载荷的变形云图如图3所示。通过有限元分析, 铸件Z方向最大变形量约为0.092 58 mm, MAG最大变形量约为0.098 49 mm, 结构件Z方向最大变形量约为0.102 6 mm, 比铸件大10.8%, MAG最大变形量约为0.119 4 mm, 比铸件大21.2%。薄壁结构件Z方向最大变形量约为0.107 8 mm, 比铸件大16.4%, 比厚壁结构件大1.5%, MAG最大变形量约为0.134 mm, 比铸件大36%, 比厚壁结构件大12.2%。
由分析数据和变形云图可以看出, 无论是铸件、结构件还是薄壁结构件, 变形量最大的位置基本一致, 在上表面, X负方向的第二条和第三条筋板之间与Y负方向第一条筋板的交汇处附近 (见图3) , 可知该处为最薄弱的环节, 由模型可知该处清砂孔较大, 即两筋板间跨距较大, 建议加筋[6]。
3.2 机床主轴箱底座模态分析
机床主轴箱底座模态分析主要分析主轴箱底座的固有频率和振型, 其作用为:避免床身受载后发生共振现象, 同时也是进行其他动力学 (响应谱) 分析的起点。由于低阶模态对振动系统的影响较大, 因此现分别计算了主轴箱底座铸件、结构件、薄壁结构件的前三阶模态, 经模态分析, 振型图如图4、图5、图6所示。主轴箱底座模态分析后的结果见表2。
由以上振型图可以看出铸件、结构件、薄壁结构件的振型相似, 第一阶振型为弯曲振型, 第二阶振型为弯曲振型, 第三阶振型为扭转振型[7,8];最大变形量的位置相似。图4为铸件主轴箱底座前三阶振型图, 第一阶频率为111.4 Hz, 在该振型下主轴箱底座的最大变形为0.208 4 mm;第二阶频率为130.6 Hz, 在该振型下主轴箱底座的最大变形为0.205 1 mm;第三阶频率为169.4 Hz, 在该振型下主轴箱底座的最大变形为0.147 6 mm。图5为结构件主轴箱底座前三阶振型图, 第一阶频率为119.8 Hz, 在该振型下主轴箱底座的最大变形为0.182 5 mm;第二阶频率为149.1 Hz, 在该振型下主轴箱底座的最大变形为0.182 4 mm;第三阶频率为191.2 Hz, 在该振型下主轴箱底座的最大变形为0.203 3 mm。图6为薄壁结构件主轴箱底座前三阶振型图, 第一阶频率为124 Hz, 在该振型下主轴箱底座的最大变形为0.214 3 mm;第二阶频率为146.8 Hz, 在该振型下主轴箱底座的最大变形为0.203 8 mm;第三阶频率为191.5 Hz, 在该振型下主轴箱底座的最大变形为0.131 5 mm。
由计算数据可知, 结构件主轴箱底座固有频率大于铸件主轴箱底座, 与薄壁主轴箱底座相差不大。
4 结论
1) 铸件主轴箱底座的计算质量为34.5 t。结构件主轴箱底座的计算质量为27.5 t。薄壁结构件主轴箱底座的计算质量为20.2 t。
2) 由静态分析计算数据可知, 铸件主轴箱底座的变形量最小, 自身静态刚度最好;结构件主轴箱底座 (壁厚为40 mm) 的变形量较铸件主轴箱底座 (壁厚为40 mm) 大, 结构件主轴箱底座 (壁厚为20 mm) 的变形量较结构件主轴箱底座 (壁厚为40 mm) 大, 刚度较铸件主轴箱底座与焊接件主轴箱底座差。
摘要：以某重型数控卧车主轴箱底座为研究对象, 基于有限元软件进行建模和力学分析, 研究了重型数控卧车主轴箱底座在实际工况条件下的载荷分布及受力变形情况, 对铸件、结构件、外壁减薄结构件接触分析和约束分析, 得到结构优化方案, 为重型数控卧车主轴箱底座设计结构改进和优化提供了参考。
关键词：重型数控卧车主轴箱底座,模态分析
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