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万能外圆磨床砂轮架的设计及分析
2015-9-9  来源: 上海机床厂有限公司  作者:汪 燕

 

      摘 要 以万能外圆磨床为研究对象,设计一种适用于大规格砂轮磨削工件的砂轮架结构,包括内圆磨具支架。运用有限元模型和ABAQUS 有限元分析软件对砂轮架进行静力学分析与模态分析,确定砂轮架结构的可靠性;为保证砂轮架主轴中心与内圆磨具中心的等高,对内圆磨具支架的设计进行了改进,并结合理论计算方法对其进行强度验证。仿真结果改进后的结构是安全的,并把改进后的砂轮架结构应用于产品中,实践证明是可行的。


      砂轮架是磨床的一个关键部件,而万能外圆磨床的砂轮架又比普通外圆磨床的砂轮架结构复杂,其特征包括两个方面:一是上体壳可绕定位柱旋转一定角度,考虑到结构和行程问题,砂轮规格一般选择小于500 mm;二是配有内圆磨具装置,一般固定在砂轮架体壳顶面,并绕固定轴可上下翻转。为满足市场需求,以某型万能外圆磨床为研究对象,设计一套砂轮规格为750 mm 的砂轮架结构,为保证内圆磨具中心与砂轮架主轴中心等高,对内圆磨具支架进行了改进。


      ABAQUS 有限元软件适合于分析模拟庞大复杂的结构力学及固体力学模型,处理高度非线性问题 。砂轮架结构复杂,为提高工作效率,缩短工作周期,利用ABAQUS 建立砂轮架的有限元模型,对砂轮架壳体进行应力变形分析和模态分析。


      1 、砂轮架结构设计


     1.1 壳体设计
 

      砂轮架中的主要零件包括壳体、主轴系统、皮带轮等,砂轮主轴系统的结构直接影响工件的加工质量,具有较高的回转精度、刚度、抗振性及耐磨性 。它是砂轮架部件中的关键结构,主要借用成熟结构,满足于安装规格大小为750 mm 的砂轮。


      砂轮架壳体是砂轮架的基础零件,砂轮主轴系统装配于其中,按照砂轮架的使用性能要求以及其工作条件,壳体结构应满足大的刚性,足够的强度、抗振能力、精度稳定、易加工等 。考虑安装大规格砂轮主轴系统及内圆磨具支架问题,需对体壳进行改进设计。在已有壳体的基础上加大长度和宽度,并增加两块筋板以提高刚度和强度,同时重新布置壳体内部的腔体,体壳长1 095 mm,宽660 mm,高375 mm。运用三维软件SolidWorks 建立砂轮架三维模型。


      1.2 载荷分析


     为了获得壳体的力学边界条件,首先对其进行载荷分析。施加在壳体的载荷主要分为三部分。(1)体壳上驱动主轴旋转的电机质量及其带轮的张紧力引起的载荷。电机及垫板质量Gmotor1=176 Kg,带轮张紧力引起的等效载荷T,如图1 所示,设定皮带轮预紧力T1=20 Kg,T=2T1=40 Kg。

     

                                 图1 皮带轮张紧力分布图


     (2)体壳顶部的内圆磨具质量及其弯矩引起的载荷。内圆磨具及支架质量为G2=160 Kg,内圆磨具质心偏心引起的附加弯矩M=156.96 N·m。
     (3)主轴系统产生的载荷。主轴上轴向载荷较小,可忽略不计,可将主轴处简化为一简支梁系统如图2 所示。图中,F 为砂轮径向进给力,设定为50 Kg;G1 为砂轮及其附属件质量,约为150 kg;G2 为主轴皮带轮及其附属件质量,约为33 kg;Tx 向张紧力分力为378N;Ty 向张紧力分力为102 N。根据力学公式1 计算,可得出滚动轴承1、2 处的支反力:F1x=-525.5 N,F1y=1776.2 N,F2x=-352.6 N,F2y=-82.9N。

 

      
  
                                图2 主轴系统—简支梁图


      1.3 参数设置


     壳体材料为HT250, 其力学性能参数:弹性模量E=138 GPa,泊松比μ=0.156,抗剪模量W=59.8GPa,抗压强度σb=250 MPa。为减少有限元计算步骤,模型需要简化,在不改变模型基本特征的基础上,如简化倒角、凸台、小孔、螺纹孔,对小斜面的平面化等,以方便后续网格的划分,如图3 所示。

 

      
  
                          图3 简化三维模型

 


      2、 ABAQUS 有限元分析


      2.1 网格划分


      将SolidWorks 模型转成IGS 格式导入ABAQUS 中,对砂轮架壳体受力的关键部位进行网格细化,划分时,采用四面体实体单元—Tet4 进行单元划分,Approximate globalsize 设置为20 mm,即可以划分出满足有限元分析要求的网格。砂轮架体壳的有限元模型共有23 383 个节点,103 147 个四面体单元,网格模型如图4 所示。

 

       
  
                       图4 网格划分模型


      2.2 边界条件的定义


      1)位移边界条件
 
     如图5(a)所示,底部回转定位孔限制x,z 两个方向位移及转动;螺钉安装孔限制x,y,z 三个方向位移及x,z 方向转动;滑槽及底座限制y 向位移及x,z 方向转动。
 
      2)力边界条件
 
     根据前述1.2 章节载荷分析,在各点处施加载荷。对于集中力及弯矩的施加,利用Intercation 模块中Constrain 命令定义coupling 约束,以定义载荷施加点与作用面之间关系,如图5(b)所示;另考虑到集中载荷直接加载到作用面上会造成应力集中,这样做也可以有效避免这种情况。

  

     


                                图5 边界条件的定义


      2.3 静力学分析结果

  
      通过建立三维模型、划分网格、赋予截面材料、施加静载荷和边界条件、执行分析作业等有限元分析步骤,在后处理模块中可以观察到壳体的应力云图。根据图6(a)、6(b)可知,壳体底部螺栓连接处所受应力较大,最大Mises 应力约为16 MPa,远小于HT250 材料的许用应力250 MPa,故该壳体满足强度要求。位移云图见图6(c)、6(d),显示最大位移发生在主轴靠近砂轮处,约为1~2 μm。这说明在磨削工件时,壳体形变小,可实现较高的装配精度(如主轴工作时与轴承之间保持在8~10 μm间隙),有利于高精度加工。

  

     


                                      图6 壳体应力与位移图


      2.4 模态分析


      在工程应用中,一般低阶模态对结构振动系统影响较大,所以对砂轮架壳体的模态分析只需求解出前4 阶的固有频率即可。通过分析软件分析可得前四阶固有频率、振型如图7(a)、(b)、(c)、(d)所示。结果显示:该壳体的各阶固有频率至少在400 Hz以上,而该磨床砂轮驱动电机额定转速为1 500 r/min,砂轮转速为886 r/min,头架主轴转速为15~250 r/min,磨床各振源的频率远小于400 Hz,因机构固有频率大于干扰频率的1.414 倍时,不会发生共振[4]。所以不会产生共振。

     

      

      

                                 图7 固有频率与振型图

 


      3 、内圆磨具支架强度验证


      3.1 结构设计


      内圆磨具支架成水平放置如图8。为保证内圆磨具中心与砂轮架中心等高,内圆磨具中心与支撑架中心之间的垂直距离加大到436 mm,并对磨架体顶部相对水平方向倾斜10°的角度。当需要使用时,拉出拔销,磨架即翻下,销子1 上的凸轮也随之绕轴转一角度,使销子2 右移,行程开关被接通并发讯号,电磁铁锁紧砂轮架快速进退手柄。当工作完毕,内圆磨架上翻至一定高度时,拔销受弹簧的作用会自动插入,其伸出的凸缘卡住销子顶部,磨具支架便得到固定。此时,销子在弹簧作用下左移,行程开关复位,如图8 所示。

 

       
  
                            图8 内圆磨具支架结构图


      3.2 参数设置


      内圆磨具支架体质量m1=57 kg;支点到磨架体心的垂直距离l1=203 mm; 内圆模具质量m2=50 kg;支点到内圆磨磨具质心的垂直距离l2=436 mm;电机质量m3=24 kg;支点到电机质心的垂直距离l3=180 mm;支点到撑杆质心的垂直距离l=64.5 mm;其余零件的力矩影响不大,故质量忽略不计。撑杆和拉销的材料皆为45 钢,其许用压应力:

  
     

       


        4 、结语


      应用SolidWorks 软件建立砂轮架整个装配模型,采用ABAQUS 有限元分析软件对砂轮架壳体进行应力分析与模态分析,并应用理论计算方法对内圆磨具支架进行强度验证。结果表明:砂轮架壳体和内圆磨具支架设计是合理的。并且砂轮架已在成熟产品上应用,工件加工精度都满足用户的要求,故结构设计合理、可靠。

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