外文翻譯【譯文】-基于有限元分析法的車床床身優(yōu)化設計

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865畢業(yè)設計(論文)外文資料翻譯學 院： 機械工程學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 姓 名：學 號：外文出處：Proceedings of the 2009 IEEE International Conference on Information and Automation June 22 -25, 2009, Zhuhai/Macau, China 附 件： 1.外文資料翻譯譯文；2.外文原文。 指導教師評語：865簽名： 2018 年 3 月 22 日2009年IEEE國際信息和自動化會議論文集2009年6月22日至25日，珠海/澳門，中國基于有限元分析法的車床床身優(yōu)化設計D. Li Y. Guan G. Xu 和 W.Mao摘要：床身是車床的重要組成部分，機床的性能在很大程度上取決于車床。 因此，車床的優(yōu)化是機床設計中的一個重要問題。 在本文中，我們提出三維建模和有限元分析方法的數(shù)控車床的優(yōu)化設計。 我們使用PRO / E和PRO / MECHANICA來建立三維建模并優(yōu)化車床結構。 最后的模態(tài)分析表明，所提出的最優(yōu)設計是可行的，并且可以產(chǎn)生更好的結構性能。關鍵詞：車床; 優(yōu)化設計; 有限元分析; 模態(tài)分析。I. 前言作為車床的支撐部件，床身通常用于放置諸如導軌和主軸箱等重要部件 [1]。 為了滿足計算機數(shù)控（CNC）對速度，精度，生產(chǎn)率，可靠性和自動化程度的高要求，并且與普通車床相比，數(shù)控車床在靜態(tài)和動態(tài)剛度和抗振性方面都有優(yōu)越性 [2]。 由于車床在結構形狀方面的復雜性很高，所以用傳統(tǒng)方法對其靜態(tài)/動態(tài)特性進行計算是非常困難的 [3]。隨著有限元理論的成熟和計算機技術的發(fā)展，通過建立三維建模和用軟件工具ANSYS進行有限元分析來進行靜態(tài)/動態(tài)特性分析是一種廣泛使用的方法 [4]。 但是這種方法很容易導致數(shù)據(jù)丟失，因此需要大量時間進行模型修復。我們知道PTC公司的軟件Pro/MECHANICA模塊可以對Pro/ENGINEER模型進行結構分析。本文首先進行車床結構設計，Pro/ENGINEER用于建模，然后采用Pro/MECHANICA進行有限元分析。結果表明，有限元分析等措施可用于優(yōu)化設計，從而避免了固有的結構缺陷和缺點。865李東梅，廣東天河水利電力工程學院機械工程系，廣州510635（電子郵件：lidm@gdsdxy.edu.cn）Y. Guan是華南理工大學機械與汽車工程學院，廣州天河510640。關旭和衛(wèi)東茂與南海中南機械有限公司佛山，廣東，中國。本文的部分工作得到了粵港技術合作基金（佛山項目：2008Z009）的支持。II. 確認車床結構和尺寸A. 車床的結構和尺寸根據(jù)布局模式，車床可分為直立式車床，斜式車床，基于錐形車床的直立式車床和立式車床。 其中，立式車床具有制造性好，加工容易，切削刀具運動精度高，對工件重力承受能力強等優(yōu)點。因此，立式車床是本文采用的研究。B. 車床加強肋的設計車床的加強筋屬于三種基本類型。 不同類型的加強肋的組合會導致不同的機械性能和不同的車床零件中不同的肋結構 [5]。 不同類型的加強筋會不同程度地影響柔韌性，結構材料，焊縫長度等方面。由于其載荷不是很好，通用數(shù)控車床的車床不需要太高的抗彎剛度和抗扭剛度。 提供箱式結構時，床身結構將變得復雜，從而使得切屑難以逸出，并且僵硬性能比其他類型的布局差。 因此，本文所涉及車床的床身采用厚度為12mm的人字形肋骨。C. 板壁孔的設計為了減小車床的尺寸并確保其剛度要求，設計了一種板條壁孔結構。 為了確保足夠的剛度，車床對板條壁孔的形狀，位置和尺寸具有相關要求。從壓力的角度來看，車床主要是由垂直向上的力來強加的， 而且床身不細，切向應力方向不容忽視。在試驗中證明，當板條壁孔沿垂直于彎曲平面的方向制造時，結構對剛度的影響將更大，而不是平行于方向，即結構的影響因為當平板壁孔沿平行于彎曲平面的方向制造時，剛度將是最小的。 而對于施加在車床上的方向上的應力，彎曲平面是一個上行板，因此，板條墻孔應該設計應在上位上。當板條孔壁布置在靠866近彎曲中心軸線的位置時，其對抗彎剛度的影響將非常小; 并且當它遠離彎曲中心軸線并且靠近邊緣布置時，沖擊會更大。 出于這個原因，板條壁孔應布置在彎曲中心軸線附近，從而減弱其對車床剛度的影響。當扭轉時，靠近板條壁孔的剪切應力函數(shù)與板條壁孔的形狀相關聯(lián)。 在對不同板壁孔進行的有限元分析中發(fā)現(xiàn)，棱柱孔是最好的，其次依次是圓孔和矩形。 如圖1所示，本文所用的車床具有棱柱壁板孔。根據(jù)分析，板條孔壁尺寸越大，剛度越弱。 將棱柱壁板孔的寬度和長度分別設為W和L，將床身上表面的寬度和長度分別設為b和L1，則在測試中獲得W/b0.4的表達式，這意味著剛度變得越來越弱。因此，我們將W/b的值設置為0.4，即W的值等于0.4b，在我們的情況下為113.6mm。 最后取113毫米。 通過分析棱柱壁板孔隙長度的關系，發(fā)現(xiàn)該長度越長，車床的扭轉剛度越弱。 當長度 L等于2W時，扭轉變形比大于基于非多孔箱的扭轉變形比一半; 當長度L等于5W時，扭轉變形比大于基于非多孔箱的扭轉變形比大于一倍。 因此，所獲得的最小比例是L = 2W（即226mm）。 有三個均勻分布的孔。圖1：棱柱板壁孔圖2 :法蘭部分截面圖D. 車床與地基連接結構設計床身與基礎之間的連接是一種永久性連接，其主要類型是頜座式，翻邊式和凹入式。頜骨座連接結構的組合部分類型和板條墻具有較差的剛度和較低的接觸剛度。易于施工，卡座式連接結構適用于基于小側向力的連接。翻邊式連接結構的局部剛度高于卡座式連接結構的剛度1?1.5倍。它具有簡單的結構，但它占據(jù)更大的空間并且不具有好看的外觀。它適用于較大的工件與較大的工件和基座之間的連接。嵌入式連接結構的局部剛度大于連接結構夾爪座式的連接結構的2.5倍?3倍，翻邊式連接結構的剛度大1.5倍以上。它適用于較大的工件與較大的工件和基座之間的連接。它占地面積小，外形美觀。但鑄造很難，因此增加了制造的復雜性。數(shù)控車床采用鋼鑄結構，焊接性能差。如果采用嵌入式連接結構，鑄造缺陷會增加制造的復雜性，從而導致成本增加。如果采用爪式座椅的連接結構，其剛度性能將比其他兩種類型差。 因此，從分析得出的結論是，翻邊型的連接結構將非常理想。翻邊式結構的參數(shù)包括法蘭寬度b，法蘭厚度k，螺紋直徑d螺孔直線偏心距e，如圖2所示。從上述數(shù)據(jù)中可以獲得車床的輪廓和內(nèi)部結構，如圖3和圖4所示。圖3：車床的外形圖867圖4：車床的內(nèi)部結構和尺寸III. 有限元分析A. 車床板條孔壁的有限元分析所謂的有限元分析是一種方將一個對象或系統(tǒng)分解為多個相互連接且獨立且簡單的點進行分析。在這種分868析在這種分析方法中，點的數(shù)量是有限的，因此稱為有限元 [4]。在完成車床設計后利用PRO/E的PRO/MECHANICA模塊對設計進行簡單的有限元分析，以驗證設計的合理性 [5]。首先，制備具有三個幾何參數(shù)和壁厚的空心矩形柱，分別為100 * 100 * 300mm和5mm。在圓柱的相對兩面上分別制作一個半徑為20mm的圓窗。通過模擬車床所承受的應力，分別在上表面的兩個邊緣上施加垂直向下的3000N力。在計算和分析中發(fā)現(xiàn)該模型的應力變形云圖如圖5的5-（a）所述。然后分別對矩形窗和棱柱形窗進行應力變形分析，所述矩形窗和棱柱形窗相對并且具有與圓形窗的面積相同的面積。之后，我們得到如圖5-（b）和圖5-（c）所示的最大變形云圖。（a）：圓窗的應力云圖（b）：矩形窗口的應力云圖（c）：棱鏡窗的應力云圖圖5：車床板壁孔的有限元分析從上圖可以看出，當圓窗打開時，最大變形量為2.786μm，當矩形窗和棱柱形窗打開時，最大變形量分別為2.806μm和2.743μm。因此，很明顯，在應力恒定的條件下，與選擇任何其他形狀的矩形板條壁孔相比，矩形板條壁孔的選擇可以達到更好的抗彎曲剛度。通過這種方式驗證，應用矩形窗口作為板條壁孔是正確的。當在應力表面上制作車床窗口時，所述三種形狀的板條孔壁的應力變形云圖如圖6所示。根據(jù)圖6，最大的變形當一個圓窗，一個矩形窗和一個棱鏡打開時，模型分別為2.694μm，2.6912μm和2.6911μm。因此，對于形變，窗口形狀對車床的剛度影響不大。盡管如此，在設計中選擇一個產(chǎn)生非常小的沖擊的矩形窗口作為車床的變形窗口。圖6 ：Epiplastron窗的變形云圖B. 車床肋板的有限元分析車床的羅紋結構差異很大。 現(xiàn)在我們分別做一個縱向縱向加強筋，一個垂直橫向加強筋，一個垂直筋性筋和一個人字形筋作為比較。 首先，制備幾何尺寸和壁厚分別為100 * 100 * 500mm和5mm的空心矩形柱。 立柱內(nèi)部分別填充需要檢定的三種肋骨結構，肋骨的厚度均勻為10mm。 為了限制固定模型的兩個端面，通過模擬車床的應力，分別在上表面的兩個邊緣上施加垂直向下的3000N力。 經(jīng)計算和分析發(fā)現(xiàn)，該模型的四種加強肋布置的應力變形云圖如圖7所示。869圖7：各種肋板結構布局的變形云紋圖從上圖可以看出，（左上）縱向肋板結構模型的最大變形為9.07μm;（左下）人字形肋板結構的模型為7.46μm;（右上）垂直橫肋板結構的模型為7.88μm;（右下）草紋肋板結構的模型為6.01μm。 因此，很明顯，車床的人字形肋板結構的抗彎剛度較好比純粹豎直橫肋板結構和純豎肋板結構的強度要低，870但低于由橫肋板和豎肋板組合而成的草紋肋板結構。 盡管如此，帶有人字形肋板結構的模型比具有草字肋板結構的模型可以節(jié)省大量材料。 表1中給出了應用前述兩種肋板結構時模型的重量。從表中可以看出，人字形肋板結構的肋的重量比肋的重量要輕草紋肋板結構1.25kg。 因此，我們在設計中選擇了人字形肋板結構，以滿足減少車床重量的要求。表格1臍帶重量與草紋性能的比較表標題 人字形肋骨 草字符肋骨重量（kg） 4.137 5.387IV. 車床的模態(tài)分析模態(tài)分析事實上，車床在運行中存在不穩(wěn)定性和振動，有必要對車床進行模態(tài)分析，以減少車床的振動，保證車床的穩(wěn)定性并提高加工零件的精度。采用車床模態(tài)分析來確定設計結構或機械零件的振動特征。振動特征是設計承受動載荷的結構的關鍵參數(shù)。模態(tài)分析的主要任務是研究無阻尼系統(tǒng)的自由振動，特別是結構的固有頻率，從而使設計人員能夠避開這些頻率或將其降低到最小，并最終消除過度嚴重的振動或噪音[8]。模態(tài)分析主要起到三方面的作用：一是保持結構遠離共振或特定頻率; 其次，使我們能夠了解結構對不同類型動態(tài)載荷的影響; 第三，促進一些控制參數(shù)的估計和求解，例如其他動力學分析中的時間步長。 在很多場合，模態(tài)分析起著至關重要的作用。 例如，許多機器需要避免共振。 模態(tài)分析使我們能夠了解結構的固有振動頻率和振動模式，以便采取必要的措施來避免由共振引起的不必要的能量損失。 結構的振動特性決定了其對各種動態(tài)載荷的響應條件。動態(tài)分析過程在定義材料屬性時，在Pro/MECHANICA的“結構”中選擇“模型”，然后選擇“材料”并且選中材料并按“編輯”編輯。 對于以前選用的HT300材料，其密度，彈性模量和泊松比分別為7.3e-9tonne/mm3,2e + 11N/m2和0.3。然后上述信息可用于定義材料屬性 [9]。為了獲得可信的結果，本文選擇了多通道自適應方法來檢驗收斂性。 在相同的任務下，多通道自適應方式將實現(xiàn)不同通道的比較，從而判斷是否需要更高的計算順序。多通道自適應方式可以提供一個收斂曲線來控制分析質(zhì)量，并設定敏感區(qū)的收斂性 [10]。 分析結果如圖8所示。(a) 一階振動模式：頻率479.02Hz(b) 振動的二階模式：頻率為06.58Hz(c) 三階振型：頻率554.65Hz(d) 四階振動模式：頻率737.20Hz圖8 Pro / M分析中的一階至四階振動模式根據(jù)計算結果，在800Hz范圍內(nèi)，車床的頻率為四階，所有固有頻率都在450Hz以上，遠高于正常工作頻率。因此，床身的剛性，抗振性和加工穩(wěn)定性良好，從而確保了傳動精度和加工精度。觀察上圖顯示的振動模式后，我們可以得到以下信息：一階振動模式如下：床身中段沿Y軸擺動; 車床頭托架的箱頂沿Z軸的負方向擺動; 最大擺動發(fā)生在箱頂; 從外到內(nèi)擺動變得越來越小; 而且從中間到兩側的車床中部的擺動變得越來越小。二階振動模式為：車床頭托架的箱頂沿Z軸正方向擺動， 最大擺動發(fā)生在箱子頂部871在車頭上的支架; 從外到內(nèi)擺動變得越來越小; 車床中部幾乎沒有振動。振動的三階模式為：車床中間部分繞Y軸擺動，同時在Y軸上進行不規(guī)則的扭轉振動; 車床頭部的托架箱也會發(fā)生扭轉振動; 最大擺動發(fā)生在車床中部; 從中間到兩側的波動變得越來越小; 并且從車廂邊緣到車廂內(nèi)側的車床頭部處的支架上的擺動變得越來越小。當固有頻率高于500Hz并接近三階固有頻率時，可能會發(fā)生嚴重的振動變形，應盡可能地避免。四階振型的車床沿X軸不規(guī)則擺動; 車頭處托架箱體的上下兩側向內(nèi)彎曲，左右兩側向X軸負方向擺動，最大擺動發(fā)生在車床頭部的箱形支架上。V. 結論在本文中，我們分析了一個數(shù)控車床結構，并采用三維建模軟件PRO/E來建立數(shù)控車床的建模。我們利用PRO/MECHANICA模塊對車床結構進行了有限元分析。分析結果表明，車床結構合理，剛度好，重量輕。通過模態(tài)分析計算了床身前四階振動的固有頻率和振型，分析了動態(tài)特性，找出了薄弱部位，有利于改進車床的設計。參考[1] 車 床 設 計 手 冊 （ 第 2冊 ） ， 由 負 責 編 制 車 床 設 計 手 冊 的團 隊 編 輯 ， 北 京 ， 中國機械出版社，1979[2] 畢 承 恩 ， 現(xiàn) 代 數(shù) 控 車 床 ， 北 京 ， 中 國 機 械 出 版 社 ，1993[3] 郭 志 權 ， 許 延 申 ， 張 雪 玲 ， 等 基 于 加 工 中 心 柱 有 限 元分 析 的 結 構 靜 力 學 與 動 力 學 設 計 研 究 ， 機 械 強 度 雜 志 ，2006,28（ 2） ： 289? 291[4] 唐 國 興 ， 殷 飛 紅 ， 機 床 加 工 中 心 XH715機 床 優(yōu) 化 設 計 研究 ， 制 造 技 術 與 機 床 ， 2008， 2： 94? 97[5] 趙 寶 生 ， CNC32數(shù) 控 車 床 設 計 ， 機 械 管 理 與 開 發(fā) ，2004,4[6] 朱 伯 芳 ， 有 限 元 分 析 的 基 本 原 理 與 應 用 ，北 京 ， 中 國 水 利 出 版 社 ， 1998年[7] 張 繼 春 等 ， Pro / ENGINEER Wildfire結 構 分 析 ， 北 京 ，中 國 機 械 出 版 社 ， 2004[8] 理 查 德 道 金 斯 。 自 私 的 基 因 。 牛 津 大 學 出 版 社 ，1976： 76。872[9] 材 料 力 學 劉 宏 文 ， 北 京 ， 高 等 教 育 出 版 社 ，1983： 15? 59[10] Toogood R.Pro/MECHANICA教 程 結 構 ， 阿 爾 伯 達 省 ：阿 爾 伯 塔 大 學 ， 2000年