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1、机床主轴动静态特性分析机床主轴通常在高速状态下工作，因此其动静态特性必须很高，才能满足加工质量要求， 因此对机床主轴进行静力学分析和模态分析是很有必要的。静力学分析主要是得出机床主轴 的刚度，并且得出在典型加工条件下，主轴前端的最大位移，看其是否满足静态要求；动力 学分析得出主轴振型以及主轴固有频率，从而判断主轴设计是否合理，并且在此基础上优化 结构设计。机床主轴的动态特性包括临界转速、主振型和固有频率等方面，这是机床主轴动 态特性的主要方面。当机床主轴的转速达到或接近临界转速时，会引起机床的共振，使机床 震动加剧，加快刀具的磨损，降低加工质量，恶化加工环境。因此为了避免这种情况的发生， 对机
2、床主轴的临界转速的研究是很有必要的。为了保证加工质量及加工安全要求，主轴的最 高转速应该低于临界转速的百分之七十五。1.机床主轴静态特性分析图1主轴模型的建立（1）建立模型打开proe软件界面，建立如图（1）所示模型，并导入ansys workbench中（2）添加材料属性信息机床主轴的材料为40Cr，其相关参数见下表（1）：表1主轴材料属性值材料属性弹性模量泊松比密度屈服极限数值206GPa0.287.9x 103 Kg/m3800MPa（3）设定网格划分参数并进行网格划分制定网格尺寸为3mm,进行网格自动划分，划分结果如图（2）图2网格划分结果（4）施加载荷以及约束对有限元模型进行加载时，
3、按照机床在典型加工工艺条件下工作进行计算，算出其在切 削时的径向力，如在前面的3.2.2章节已经得出在此工况下轴的受力，在进行静态分析时， 其唯一载荷为主轴前端施加的切削力的径向分量Fr= 193.8 N。前轴承为固定端，故只约束 其X方向的移动自由度,后轴承在轴向（X向）存在游动。然后进行求解，最终得出机床主 轴的静力变形如图（3）所示。A：就市值由？IlMt甘怡1调iN断顷Typt! TdMI D片DfMHi凸*UnE mmTlrrifl! 1加550.0010120 o.onoaf-bsiD.DDd755g的曲邹0 |.皿皿义O.OOfl-27996D.DO0U&03261E-T 血图3
4、机床主轴静力变形云图从图（3）中可以得出，主轴前端最大变形量为Max=1.14|j m，因此主轴静刚度为:FrMax代入数值得：K r=170N/p m。在后期的参考文献的查找中以及老师的指导下，发现如果把前端三个轴承等效为一组弹 簧时，结果误差很大。因此再次分析，把三个轴承等效为三组弹簧，所得结果如图（4）图4重新分析结果T冲JTotal DeHdrmtflion Unit mm T* 土 1 血Ml 1265iIMa.”孙 gMUm 一 g两睥g 一 0一 QJQ0&52L 一号 0-0K1+52J 2J15 Min再次算得主轴静刚度为*=343N/呻可以看出主轴刚度明显提升。根据机床主轴
5、设计 要求的有关资料可知：本文中设计的磨床机床主轴静刚度满足要求。因此可知，主轴前悬伸 量，主轴跨距，主轴平均外径、内径等主要结构设计参数是合适的。如果刚度不够，则有以 下改进措施：1.减小前端伸出量；2.缩短支撑跨距；3.对轴承进行中预紧以提高轴承刚度。机床主轴动态特性分析模态分析主要包括建立ansys模型、添加材料属性、划分网格、添加载荷以及约束、求 解得出结果。模态分析的结果包括各界固有频率的数值，以及其变形云图。（1）建模模态分析建模原则与静态分析建模原则类似。建立如图（3）所示的模型。定义轴承与主轴的接触面，选择弹簧模拟接触，每处均布四个。（2）添加约束、载荷以及材料属性参数对材料参
6、数的设定上与静态分析类似，但是需要添加主轴密度信息。模态分析是不考虑主轴所受切削力，只考虑轴承对主轴的约束。（3）划分网格模态分析计算量很大，前期设定网格尺寸为10mm,进行网格自动划分，所得结果如图（5）Meshrlsl Dd-DrmatiGTi图5网格划分结果Zld2（4）结果分析理论上主轴的固有频率由无穷多个各阶频率组成，但是在实际中，只有前几阶频率对主 轴影响较大，只需要得出前几阶频率就可以了解整个轴的有关属性。因此，本文在此提取其 前6阶固有频率（图6）（表2）和振形。图6.1一阶振型图6前六阶固有频率表2前六阶固有频率及振型阶次一阶二阶三阶四阶五阶六阶频率（Hz）01505.515
7、05.82089.12089.82851振型扭转一阶弯曲二阶弯曲一阶摆动二阶摆动三阶摆动知Modal俏陌甜对 T口ml Defarmitian 7yp Total Defarrriatio Freque-ntyr L Hz Unit; mm Time: 0 2013/6/1 & 2011.3O5 10,0597572 mm 5,2252 1.0092A : Mpriaf 7otl Defer-fildtior-i Type: Total DeFarmdon Frsciuency: 15055 Hz Unit; mm lime: 1505.5 2Q1WL& N眼I?r547S M 萨 BJDIB
8、 康制 7D107 GAG53 5J2197 M74 2 328fi 2JB31 U1T& MinL勇旭Mh氏 McriaE (AHSYR Tcitel Defer-rridiliori Type Tatd Dtiarmbon Frequency 1505E Hz Uhiti mm Time- 15D5.Q 山 13间LB 20rfMIB.70Q2 7572 7-DUi G1712 5J32S2 讪51 3-&A22 2.7191A.: Mod那(AHSY) Tml Defer-rridiliorl Type Tatd Dedarmjsd Frequency 2A Uhiti mm Time:
9、 2DQ9.1 j 201 WLb mH3-1.D37 29.835Hg 3L.33 17.D7A 12.B26 迎33 您1 0j0&R6fi2 找仍图6.3三阶振型图6.4四阶振型A: Medal JANSVEl Totfil Defcr-rndiliori Type: Tati DHurmjti Frequent Lhrti mm Tinie;20B_9.B 2013/6/LE 20riB珥KT? U.D5fi 29.B05 25.554 21.903 K.052 12.901 心99 哙9 0-M1K21 MElU图6.5六阶振型A : M前功供胸密卧 仙国 Defer-flnatio
10、r-! Type: Totjl DeFarmahori Froquencyt 网6L Hz Unit; mm Time-旅61. 2013/6/1& 2OJ0|4,机1墨IM祁26.991N.M6 1S.301 15J55 ll.&l物WlM741S2 Min计算结果讨论从上述分析结果中可以看出，主轴的前两阶固有频率接近于0,三阶四阶频率较为接 近，五六阶固有频率也较为接近。从前两阶振型中可以看出，本文所设计的主轴属于刚性轴。 从结果中可以看出，主轴最低阶不为0的固有频率为其三阶固有频率f3=1505.5HZ。由此可 以得出其临界转速，关系为n=60f。因此可以算出一阶临界转速n=90300r
11、pm。由设计要求的 参数可知，主轴的最高转速为8000r/min，远远小于一阶临界转速的75%。因此该轴不会发 生共振，它的工作转速是安全的。试验结果Frequency进过ANSYS workbench软件分析，得出分析结果如图（7）Frquitty (He)图7.2前轴承幅频曲线Fr&qu&itejf (H同图7.3转子中点幅频曲线图7.4后轴承幅频曲线从分析中可以看出，谐响应分析的结果与模态分析结果十分吻合，在1500Hz和2090Hz 附近主轴前端、后端、前轴承和后轴承的幅频曲线都出现峰值。并且可以看出在高速情况下， 主轴前端的刚度有所下降，但是下降幅度很小，因此在高速情况下，主轴刚度还
12、是可以满足 要求的。从主轴各处的幅频曲线，比较主轴各处最大位移，见表（3）表3 主轴各处最大位移位置主轴前端（mm）前轴承（mm）转子中点（mm）后轴承（mm）1500Hz0.01680.0140.02050.0122090Hz0.003890.00840.000340.012由表（3）中可以看出，当发生共振是，主轴转子中点位移最大，其次是主轴前端。因此这两个位置是主轴的危险点。由图可以看出在1500Hz附近，发生共振时，主轴变形比较大，因此再次分析主轴在1500Hz附近的情况。得到主轴的变形量如下图HLUmndhk RcEponsc (A.N5VS) Totfil Dcfcxmlion 2 Type: laid Dedarmtian Frequtnc 1500- Hz Phase 心ng矶 Q_ p Uhrti mm Time: 1500 2013/6/1 fi 19iD9ISM2M23 枷底 0.0142 DJ0171& DJC1152T7 0-0133 0JD1151Z 口。叫m创 0-0077461由图中可以看出主轴前端最大变形量为20.9Mm，比在静态时明显增大很多，主轴刚度 明显下降。这会使机床加工精度不能满足要求，还会使道具磨损加剧，因此要避免主轴在此 频率下工作。
