TX6916镗铣床主轴模态分析及其动态性能试验 图文.doc

TX6916镗铣床主轴模态分析及其动态性能试验_图文,闫兵1,李柏林1,武友德1,2,冷真龙2(,四川成都 610031;,四川德阳 618000摘要:为检测TX6916落地镗铣床样机的动态性能,采用有限元和试验的方法对其主轴进行振动研究。利用ANSYS对主轴进行模态分析,在三维实体模型的基础上建立了轴承-主轴系统有限元模型,求解得出前5阶固有振动频率和相应的主振型。利用锤击法对主轴进行动态响应试验,通过试验测试数据和有限元计算结果对比分析,验证了有限元模型的合理性,并对误差原因进行讨论,为该型镗铣床的进一步动力学研究及其优化设计提供了重要依据。关键词:主轴;模态分析;固有频率;锤击法中图分类号:TG535 文献标识码:A 文章编号:1001-2354(201005-0045-05 在数控加工过程中,产生加工波纹的主要因素是机床工件系统的相对振动。相对振动根据其成因可分为两种[1]:由外界引起的强迫振动和由切削本身引起的自激振动(也叫颤振。相对振动会降低工件的加工表面的质量,影响***乃至机床的使用寿命在滑枕内回转,,部件[2]。,也是动力学分析的起点,为动力学分析中的瞬态动力学分析、谐响应分析、谱分析提供了最基本的分析数据。模态分析研究的主要内容是确定设计结构或机床主要部件的振动特性(固有频率和主振型,是承受动载荷机构设计中的重要参数。文中以某机械制造有限公司正在生产的TX6916大型数控镗铣床为研究对象,利用有限元和试验的方法,对主轴进行动态特性分析,为该型机床进一步动力学研究及优化设计提供依据。1 轴承-主轴系统有限元模型的建立校企合作设计生产制造的TX6916大型数控落地镗铣床,采用镗铣轴结构,镗轴外径160mm,内径80mm,总长2700mm。主轴材料为45钢,弹性模量E=×1011Pa,,密度为7800kg/m3。TX6916主轴前支承选用的是日本产NSK32048圆锥滚子轴承,后支承采用小型圆锥滚子轴承,用于调整轴向间隙。对主轴来说,,对其进行如下简化:(1将轴承简化为弹性支承,度,,(3将电机的转子,作为主轴的附加分布[3];(4去除了螺纹孔、圆角、倒角等细节信息。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。假设主轴轴承各向同性,bin14弹簧-阻尼单元进行模拟,每个轴承弹性支撑均由4个均布的弹簧组成,如图1所示,每个弹簧用一个弹簧-阻尼单元模拟,在节点P5,P6,P7,P8上施加约束限制其轴向移动,在弹簧的另外一端(图1中的P1,P2,P3,P4四个节点限制UX,UY,UZ自由度。每个弹簧的刚度按单个轴承的径向刚度并联计算[4]。图1 主轴支承简化模型图根据上述简化原则,选用Beam23二维塑性梁单元模拟整根轴,对主轴进行网格划分,模型的总节点数3收稿日期:2009-06-03;修订日期:2009-12-15基金项目:中国重装基地基金资助项目(2006GG002作者简介:吕建法(1981—,男,山东烟台人,硕士研究生,研究方向:动力机械振动与噪声控制。为9918个,单元数为41529个,简化后的主轴三维有限元模型如图2所示。图2 模态分析的基本理论在结构动力学问题中结构固有频率和固有振型是动力学问题分析的基础。在无阻尼自由振动的情况下,结构的固有频率和振型可转化为特征值和特征向量的问题。n自由度无阻尼系统的自由振动可表示为:[m]{q¨(t}+[k]{q(t}={0}(1由于弹性体的自由振动可分解为一系列简谐振动的叠加。因此可设式(1的解为:{q(t}={u}cos(ωt-φ(式中:ω———简谐运动的频率,φ——将式(2代入式得:[k]{u}-ω2[m]{u}=0(3这是一个关于u的n元线性齐次代数方程组,该方程组有非0解的充要条件是它的系数行列式等于0,即:[k]-ω2[m]=0,此式称为系统频率方程,该行列式称为特征行列式。将它展开可得到关于ω2的n次代数式ω2n+a1ω2(n-1+a2ω2(n-2+…+an-1ω2+an=0。假定系统的质量矩阵与刚度矩阵都是正定的实对称矩阵,在数学上可以证明,在这一条件下,频率方程[k]-ω2[m]=0的n个根均为正实根,它们对应于系统的n个自然频率,这里假定各根互不相等,即没有重根,因而可以由小到大按次序排列为:ω21<ω22<…<ω2n。将求得的ωr(r=1,2,…,n分别代入方程(3求得相应的{u(r},这