CA6140机床床身结构设计与优化

2015-12-06何慧娟马路迅

重庆理工大学学报(自然科学) 2015年12期

何慧娟，梅军，马路迅

(1.安徽工程大学机械与汽车工程学院，安徽芜湖 241000;2.中国人民解放军92768部队，广东汕头 515828)

机床床身的结构性能对整机特性影响很大，关系到整机的加工精度和零件的加工质量，以及整机的运行稳定性与工作寿命。目前，对普通车床床身的设计缺乏有效的理论依据，床身的设计不尽合理，结构设计上存在不少缺陷。针对这些因素，有必要进行以减重为目的的床身结构优化。CA6140车床是普通车床中的主流车床之一，因此对该型号车床的床身进行优化设计有重要的实际意义［1－2］。本文利用三维建模软件UG建立床身的简化模型，导入ANSYS中进行模态分析，求得其6阶固有频率，为以防止共振为目的的结构优化提供方向和依据。以床身原结构为参考，对其腔体数量、肋板厚度及形状进行设计，得到4种优化方案，逐一导入ANSYS中进行分析，求得各方案质量、固有频率、最大振幅以及振型图等。对各优化后的方案作对比分析，综合考虑刚度、固有频率、质量、振幅与噪声等影响，选择最优方案。

1 车床床身三维模型的建立

车床零部件较多，其中对整机结构性能影响较大的零部件主要有床身、主轴箱、溜板箱、尾架等，因此可以对CA6140车床模型进行简化［1］。根据CA6140实体建立的床身UG模型如图1所示。车床模型总体长1 810 mm，宽240 mm，高397 mm。

图1 床身UG模型

2 床身结构的有限元模态分析

模态是结构的固有振动属性，每一个模态具有特定的固有频率、阻尼比和振型，模态分析在结构动态设计中不可缺少［2］。固有频率和振型是机械零部件承受动态载荷时结构设计中的重要参数，为了有效避免结构在使用中因共振等因素造成的影响，对床身进行模态分析，从而确定机床结构的模态频率、阻尼比和振型，分析结果可作为结构优化设计和结构改进的理论依据［3－4］。

将UG建立的三维实体模型导入ANSYS。设置床身材料为HT300，密度为7 850 kg/m3，泊松比μ=0.3，弹性模量 E=200 GPa，压缩屈服强度为250 MPa。

在2个床腿处施加固定约束，以约束全部自由度。网格可划分为1～10个精度等级，选6级精度对床身模型进行网格划分，共划分出149 705个节点，89 260个单元，如图2所示。在ANSYS中定义自由模态分析阶数为6阶进行有限元分析［5－7］。求解得到床身前6阶刚体模态振型如图3所示。床身结构的前6阶固有频率和振型见表1。

图2 网格划分模型

图3 床身前6阶模态振型

表1 CA6140车床床身模态分析

箱体固定在床身上，内部有齿轮传动系统。若箱体激振频率与床身的固有频率接近时将产生共振，在设计中应尽量避免。经相关计算，齿轮啮合振动频率均比床身的固有频率高，不会引起床身的共振，回转振动频率与床身固有频率相近，将影响噪声水平和稳定性。因此，需要对床身局部结构进行优化，使局部振型转化为整体振型，同时改变床身结构的固有频率，使低阶固有频率偏离传动轴回转频率，改善床身动态特性［8－9］。

3 床身结构优化方案及对比

3.1 优化方案

对CA6140车床床身进行以减重为目的的床身结构优化设计，保证减重后床身的静刚度不变，固有频率不降低。通过研究CA6140的总装图，明确与其他零件的装配方式，以及装配过程中可能出现的干涉、排屑、润滑等工作要求，提出优化方案，各方案模型见图4。

方案1 在原有结构的基础上，增加床身肋板数量和腔体数量。

方案2 在原有结构的基础上，增加肋板厚度。

方案3 在方案1基础上，改筋板结构为交叉网状结构。

方案4 在方案1基础上，改肋板结构为V字型。

对方案1进行模态分析，将其三维模型导入ANSYS中，经求解得6阶振型，如图5所示。根据方案1的模态分析，各阶固有频率、振幅等数据见表2。

图4 改进后模型

图5 方案1的前6阶模态振型

表2 方案1模态分析

对方案2进行模态分析，将其三维模型导入ANSYS中，经求解得6阶振型，如图6所示。各阶固有频率、振幅等数据见表3。

图6 方案2的前6阶模态振型

表3 方案2模态分析

对方案3进行模态分析，将其三维模型导入ANSYS中，经求解得6阶振型，如图7所示。各阶固有频率、振幅等数据见表4。

对方案4进行模态分析，将其三维模型导ANSYS中，经求解得6阶振型如图8所示。各阶固有频率、振幅等数据见表5。

3.2 各方案对比分析

对优化前后的床身模态进行对比分析，由表6中数据及表7中固有频率/质量比值可知:4种优化方案中除方案1固有频率略低外，其余各阶固有频率均有所提高，质量都有降低，振幅也有所减少。方案1由于增加了腔体的数量，质量上有明显降低，刚度却略显不足，且考虑到其3阶固有频率19.475 Hz与II轴回转振动频率19.52 Hz很接近，易发生共振，故此方案舍弃。方案2基本实现了优化的目的，减轻了床身质量，增加了床身刚度，但其1阶固有频率13.125 Hz与I轴回转振动频率13.02 Hz相接近，其3阶固有频率19.607 Hz与II轴回转振动频率19.52 Hz相接近，较易发生共振。方案3较好地实现了床身的优化，质量减轻，固有频率有较大提高，有效避开了车床的回转振动频率及啮合振动频率，不易发生共振。方案4也很好地满足了要求，但其1阶固有频率12.994 Hz与I轴回转振动频率13.02 Hz很接近，易发生共振。