CA6140機床床身結構設計與優化

2015-12-06 07:50:28何慧娟馬路迅

重慶理工大學學報(自然科學) 2015年12期

何慧娟，梅軍，馬路迅

(1.安徽工程大學機械與汽車工程學院，安徽蕪湖 241000;2.中國人民解放軍92768部隊，廣東汕頭 515828)

機床床身的結構性能對整機特性影響很大，關系到整機的加工精度和零件的加工質量，以及整機的運行穩定性與工作壽命。目前，對普通車床床身的設計缺乏有效的理論依據，床身的設計不盡合理，結構設計上存在不少缺陷。針對這些因素，有必要進行以減重為目的的床身結構優化。CA6140車床是普通車床中的主流車床之一，因此對該型號車床的床身進行優化設計有重要的實際意義［1－2］。本文利用三維建模軟件UG建立床身的簡化模型，導入ANSYS中進行模態分析，求得其6階固有頻率，為以防止共振為目的的結構優化提供方向和依據。以床身原結構為參考，對其腔體數量、肋板厚度及形狀進行設計，得到4種優化方案，逐一導入ANSYS中進行分析，求得各方案質量、固有頻率、最大振幅以及振型圖等。對各優化后的方案作對比分析，綜合考慮剛度、固有頻率、質量、振幅與噪聲等影響，選擇最優方案。

1 車床床身三維模型的建立

車床零部件較多，其中對整機結構性能影響較大的零部件主要有床身、主軸箱、溜板箱、尾架等，因此可以對CA6140車床模型進行簡化［1］。根據CA6140實體建立的床身UG模型如圖1所示。車床模型總體長1 810 mm，寬240 mm，高397 mm。

圖1 床身UG模型

2 床身結構的有限元模態分析

模態是結構的固有振動屬性，每一個模態具有特定的固有頻率、阻尼比和振型，模態分析在結構動態設計中不可缺少［2］。固有頻率和振型是機械零部件承受動態載荷時結構設計中的重要參數，為了有效避免結構在使用中因共振等因素造成的影響，對床身進行模態分析，從而確定機床結構的模態頻率、阻尼比和振型，分析結果可作為結構優化設計和結構改進的理論依據［3－4］。

將UG建立的三維實體模型導入ANSYS。設置床身材料為HT300，密度為7 850 kg/m3，泊松比μ=0.3，彈性模量 E=200 GPa，壓縮屈服強度為250 MPa。

在2個床腿處施加固定約束，以約束全部自由度。網格可劃分為1～10個精度等級，選6級精度對床身模型進行網格劃分，共劃分出149 705個節點，89 260個單元，如圖2所示。在ANSYS中定義自由模態分析階數為6階進行有限元分析［5－7］。求解得到床身前6階剛體模態振型如圖3所示。床身結構的前6階固有頻率和振型見表1。

圖2 網格劃分模型

圖3 床身前6階模態振型

表1 CA6140車床床身模態分析

箱體固定在床身上，內部有齒輪傳動系統。若箱體激振頻率與床身的固有頻率接近時將產生共振，在設計中應盡量避免。經相關計算，齒輪嚙合振動頻率均比床身的固有頻率高，不會引起床身的共振，回轉振動頻率與床身固有頻率相近，將影響噪聲水平和穩定性。因此，需要對床身局部結構進行優化，使局部振型轉化為整體振型，同時改變床身結構的固有頻率，使低階固有頻率偏離傳動軸回轉頻率，改善床身動態特性［8－9］。

3 床身結構優化方案及對比

3.1 優化方案

對CA6140車床床身進行以減重為目的的床身結構優化設計，保證減重后床身的靜剛度不變，固有頻率不降低。通過研究CA6140的總裝圖，明確與其他零件的裝配方式，以及裝配過程中可能出現的干涉、排屑、潤滑等工作要求，提出優化方案，各方案模型見圖4。

方案1 在原有結構的基礎上，增加床身肋板數量和腔體數量。

方案2 在原有結構的基礎上，增加肋板厚度。

方案3 在方案1基礎上，改筋板結構為交叉網狀結構。

方案4 在方案1基礎上，改肋板結構為V字型。

對方案1進行模態分析，將其三維模型導入ANSYS中，經求解得6階振型，如圖5所示。根據方案1的模態分析，各階固有頻率、振幅等數據見表2。

圖4 改進后模型

圖5 方案1的前6階模態振型

表2 方案1模態分析

對方案2進行模態分析，將其三維模型導入ANSYS中，經求解得6階振型，如圖6所示。各階固有頻率、振幅等數據見表3。

圖6 方案2的前6階模態振型

表3 方案2模態分析

對方案3進行模態分析，將其三維模型導入ANSYS中，經求解得6階振型，如圖7所示。各階固有頻率、振幅等數據見表4。

對方案4進行模態分析，將其三維模型導ANSYS中，經求解得6階振型如圖8所示。各階固有頻率、振幅等數據見表5。

3.2 各方案對比分析

對優化前后的床身模態進行對比分析，由表6中數據及表7中固有頻率/質量比值可知:4種優化方案中除方案1固有頻率略低外，其余各階固有頻率均有所提高，質量都有降低，振幅也有所減少。方案1由于增加了腔體的數量，質量上有明顯降低，剛度卻略顯不足，且考慮到其3階固有頻率19.475 Hz與II軸回轉振動頻率19.52 Hz很接近，易發生共振，故此方案舍棄。方案2基本實現了優化的目的，減輕了床身質量，增加了床身剛度，但其1階固有頻率13.125 Hz與I軸回轉振動頻率13.02 Hz相接近，其3階固有頻率19.607 Hz與II軸回轉振動頻率19.52 Hz相接近，較易發生共振。方案3較好地實現了床身的優化，質量減輕，固有頻率有較大提高，有效避開了車床的回轉振動頻率及嚙合振動頻率，不易發生共振。方案4也很好地滿足了要求，但其1階固有頻率12.994 Hz與I軸回轉振動頻率13.02 Hz很接近，易發生共振。