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卡盘离心力计算公式_大规格重型四爪单动卡盘

日期:2020-09-22 16:19 作者:365真人游戏

  大规格重型四爪单动卡盘 结构分析与 优化 姓 名 : 宋 昱 班 级: Z0902124 学 号: 1090212095 导 师 Ⅰ : 王 石 刚 导 师 Ⅱ : 刘 世 德 目 录 第一章 概述 第一章概述 1. 1 课题背景 随着我国经济的不断发展, 制造行业对于母机, 也就是制造装备行业的要求迅速提高, 与之配套的机床附件行业也随之面对更高的要求。 而新能源产业的发展, 特别是风电、 水电等新兴行业对于制造设备的需求, 为大规格机械装备制造行业带来了 发展的契机。 此类设备通常用于大型、 重载工件...

  大规格重型四爪单动卡盘 结构分析与 优化 姓 名 : 宋 昱 班 级: Z0902124 学 号: 1090212095 导 师 Ⅰ : 王 石 刚 导 师 Ⅱ : 刘 世 德 目 录 第一章 概述 第一章概述 1. 1 课题背景 随着我国经济的不断发展, 制造行业对于母机, 也就是制造装备行业的要求迅速提高, 与之配套的机床附件行业也随之面对更高的要求。 而新能源产业的发展, 特别是风电、 水电等新兴行业对于制造设备的需求, 为大规格机械装备制造行业带来了 发展的契机。 此类设备通常用于大型、 重载工件类的加工, 且加工精度要求较高, 因此, 迫切需要与之相适应的重载类机床附件提供相应的功能与加工精度。 目 前我国生产的数控机床用附件产品的水平较 20 年前比已经有了 很大的提高。 经过近 20 年的发展, 产品品种不断完善, 主要性能指标也有了 较大的提高。 基本上满足了 我国生产的中低档数控机床的配套需求, 但与为高档数控机床配套的要求还有比较差距较大。 现有的车床用四爪单动卡盘, 虽然结构简单、 便于生产, 但是其所用的普通丝杠传递扭矩的方身和与卡爪连接的螺纹部分都整合在一起, 不同部位的热处理要求不同, 导致卡盘整体材料性能不佳, 易磨损, 夹紧力不够大, 特别是夹持大规格重型工件时, 由于夹紧力不够大, 易造成工件夹不牢, 加工精度差, 且可能会发生工件因自 重过大而滑脱的危险。而且夹持工件时, 由于扭矩传递为刚性连接, 存在不易夹紧工件的问题, 需要使用加力长扳手, 带来野蛮装夹, 导致零件坏损的问题。 因此, 迫切需要研制一种夹紧力大、 加工精度高, 易操作的重型卡盘来 满足此类需求。 1. 2 国内外卡盘的研究现状 由于我国整体工业水平的关系, 机床工业的发展与国外先进国家相比, 存在一定的差距。 作为机床主要附件的卡盘, 它的设计与制造也存在同样的情况。 长期以来, 卡盘的生产企业通常是作为机床厂的配套厂家, 所以由于机床的技术水平关系, 在一定程度上决定了 卡盘的技术水平。 1. 2. 1 手动普通卡盘的研究现状 由于手动卡盘在国外的市场份额日 趋缩小, 国外许多著名 的卡盘生产企业已经很少生产此类产品, 特别是小规格盘丝结构的卡盘, 绝大多数已经被动力卡盘取代。 而在国内, 由于机床产业发展的不均衡,手动卡盘还存在一定的市场, 如我公司盘丝类卡盘年产销近十万台。 由于盘丝结构卡盘自 身结构造成的夹持精度低, 使用寿命短且夹紧力小的缺点, 在国外此类卡盘几乎不用于车床, 只是用于简易镗床和铣床。 德国著名 的卡盘生产厂家 Forkardt 公司推出了 采用斜齿条传动的手动卡盘, 此类卡盘在动力传递时为斜齿条间的面接触式传动, 传递效率比之盘丝类卡盘大大提高。 盘丝卡盘与 斜齿条卡盘性能比较( 以 250 为例) 如表 1 所示。 项 目 盘 丝 斜齿条 夹持精度 0. 10mm 0. 04mm 以下 最大夹紧力( 静态) 46000N 94000N 安全转速 1800rpm 2500rpm 使用寿命 2 年以下 10 年以上 表 1 1. 2. 2 动力卡盘的研究现状 这种卡盘在国外特别是在欧洲已被大量采用, 主要应用在加工中心、 高精度数控机床, 普通机床应用的比例也在不断提高。 以德国卡盘厂家 Forkardt 为例, 该公司已经设计生产了 13 大类不同结构形式,15 多种不同系列规格的动力卡盘; 日 本的北川公司( Kitagawa), 美国的 Cushman 公司等也有和 Forkardt 公司类似的情况, 这些公司的拳头产品都是动力卡盘。 我公司作为国内卡盘行业的龙头企业之一,已经设计和制造了 7 个大类近百种规格的动力卡盘产品。 动力卡盘的 ISO 标准和德国 DIN 标准规定的参数基本相同, 性能与结构上大多具有大通孔、 高转速、 大油压和大的活塞行程等特点。以德国 Forkardt 公司的 3KTHS 与我公司的 K55 系列为例, 相关性能比较如表 2。 项 目 3KTHS K55 系列 最大夹紧力 150000N 110000N 最高转速 4500rpm 4200rpm 最大推动力 60000N 4200N 滑座有效位移量 4mm 8. 7mm 内控直径 91mm 72mm 高速油缸油压 4Mpa 3. 5Mpa 表 2 针对动力卡盘的高速特性, 国外已经研制了 一种带有离心力补偿块的卡盘结构, 极大的提高了 卡盘的最高转速和稳定性。 1. 2. 3 重型重载卡盘的现状及存在的问题 随着大型机械制造业的不断发展, 大型设备的需求不断增大, 机械制造装备行业不断开发出 更大规格、 更高精度的机械制造装备主机。 而国内现有的机床附件卡盘产品, 尤其是重型重载卡盘已经不能适应这种行业发展的要求, 其相对于国外先进产品的落后之处主要有以下几点: ①盘体承载能力不强。 一些国内主机厂商已经开发出承载 30T-80T 的机床主机, 而现有卡盘产品不能满足承载要求。 即便是特殊定制的能够承载较大重量的卡盘盘体, 其通过盲目 加大盘体壁厚的手段达到承载要求, 而没有经过相应实验、 计算, 造成卡盘自 重偏大, 机床主轴有效负 载降低, 在一定程度上影响了 机床主机的设计参数及整体质量。 ②卡盘夹紧力不足。 现有卡盘采用的普通丝杠, 其用于传递扭矩的方身和与卡爪连接的螺纹部分都整合在一起。 虽然结构简单、 便于生产,但是不同部位的热处理要求不同, 导致零件整体材料性能不佳, 易磨 损, 而且夹持工件时, 由于扭矩传递为刚性连接, 存在夹紧力小, 不易夹紧工件的问题。 ③卡盘夹持精度不够。 现有普通大规格卡盘夹持重型工件时, 由于工件自 身重量较大, 且卡盘本身结构不合理, 在多种扭矩影响下卡盘盘体及卡爪夹持部位发生变形。 虽然这种变形对于普通加工来说尚处在可接受范围内, 但是远远不能满足高精度加工, 特别是高精度数控加工的需求。 ④大规格卡盘装夹困难, 劳动强度偏大。 大规格卡盘夹持工件时, 因其使用普通丝杠, 所以夹持时需要工人旋动丝杠完成装夹。 而夹持大规格重型工件时, 由于工件重量太大, 工人劳动强度过高, 且常常需要使用加力长扳手, 带来野蛮装夹, 导致零件坏损的问题。 ⑤卡盘易磨损。 现有大规格卡盘采用整体式盘体设计, 承重的工作面就在盘体之上。 承载重型工件时难免会出现磨损、 损坏的情况。 一旦承重面坏损, 往往很难维修, 甚至只能整体报废。 ⑥卡盘相关技术参数不详, 主机厂商采购、 维修困难。 目 前, 四爪卡盘, 特别是大型重载四爪卡盘相关技术参数各大生产厂商都没有详细的计算, 如最大承重、 最高转速等, 在大规格重载卡盘上都没有相关的详细论证, 主机厂商无法把握相适应的设计参数, 造成采购困难。 1. 3 本课题的研究内容 自 2001 年中国加入世界贸易组织以来, 我国经济发展迅速进入快车道阶段, 其中制造业的发展更为迅速。 卡盘作为机械工业中的基本工作母机的一个重要零部件, 在工业生产中占有极其重要的地位。 随着对加工的精度要求越来越高, 对卡盘部件的要求也越来越高。 卡盘在加工过程中起着重要的作用, 在于工件在加工过程中的定位夹紧都是通过卡盘来实现的。 卡盘在夹紧工件时, 由于受到离心力和工件的重力作用, 常常会导致变形的发生, 变形直接造成了 加工的精度的降低, 尤其是对大型的卡盘, 它们通常工作在重载条件下, 承受的外力很大, 因而更容易引 起变形。 目 前我国卡盘的设计至今大多沿用经验、 类比的传统设计方法,设计出的盘体不仅结构不合理, 强度达不到国外同样重量的卡盘的强度, 而且设计周期长, 制造成本高, 更新换代慢, 这些问题使得国内卡盘的领域无法与国外卡盘相抗衡。 为增加竞争力, 就需要保证卡盘在加工过程中具有足够的刚度质量比, 以便能够很好地抵抗加工过程中的变形, 保证达到加工精度的要求, 在保证强度和刚度的条件下尽量减少卡盘的重量是改善性能的有效途径。 随着现代科学技术的发展, CAD/CAM/CAE 技术的日 益普及, 有限元方法等现代结构分析方法己为工程技术人员 所广泛认识和使用, 有限元方法与技术已经在航空、 航天, 机械、 建筑、 电子等许多领域取得许多成果, 上述卡盘的难题也可以使用有限元方法解决。 有限元的方法广泛应用取得了 显著的技术经济效益, 利用 CAE 技术进行产品的动静态分析、 验证、 调整和优化产品结构, 已成为提升我国制造业整体实力的当务之急。 这样才能进一步缩短设计周期, 降低制造成本, 提高产品的质量和可靠性, 更好地适应市场的变化, 增强企业的实力。 本课题针对无锡建华机床厂的大型卡盘改造项目 , 采用有限元分析模拟 的方法对卡盘进行了 静、 动力学性能的研究, 为产品的设计提供了 分析依据和帮助。 主要研究内容如下: 1、 有限元方法与分析软件简介; 2、 建立结构的有限元模型; 3、 卡盘结构的应力、 应变特性分析; 4、 卡盘工作过程中的强度和刚度分析与结构修改建议; 5、 盘体尺寸对机身性能的影响分析及其优化; 第二章 卡盘分析 以下部分为对型号 K72 1000 进行的分析步骤, 其它各个型号的分析计算与此分析步骤相同。 2. 1 卡盘在某工况下的受力分析 假设卡盘的卡爪在不超过盘体的情况下, 反爪夹持工件。 卡盘在工作过程中主要受到工件的重力和切削力的作用。 2. 1. 1 材料属性 盘体采用铸钢 45#钢, 查《简明机械实用手册》, 此材料的屈服为 290MPa。 卡柱进行 HRC48-53 的热处理, 屈服强度查表为 450MPA。 2. 1. 2 工件质量 假设卡盘单端夹持 5 吨( T) 的工件。 2. 1. 3 切削 力c F 假设加工的工件为 45#钢, 根据切削力的公式 c F =c FCFcxp aFcyf 2-1 c FC ------切削力影响系数, 与 工件材料切削条件有关, 可由实验得出或查表得出 c F ------背吃刀量p a 对c F 的影响指数 Fcyf------进给量 F 对c F 影响指数 假设转速为 100r/min, 查《简明机械实用手册》 得出, c FC =1885,c Fx =1. 0,c Fy =0. 75。 取 f=0. 3mm/r, p a =6mm 带入公式 2-1 得到c F =4584N 2. 1. 4 防止工件转动所需夹紧力 由于切削 力的作用, 会产生使工件转动的力矩, 卡盘通过卡爪夹紧力的作用, 使得力矩平衡。 查《机床夹具设计》 得到卡爪与工件之间的摩擦系数 =0. 7。 i F =c F / =4584/0. 7=6549 N 由于理论的计算是建立在对象是刚体的基础上的, 而实际上的工艺系统不是绝对的刚体, 切削过程也不稳定, 切削参数又不断的变化,所以为保证可靠夹紧, 应将计算的夹紧力增大 K 倍, 作为实际的夹紧力 F。 即 F=K i F 式中 K----安全系数。 安全系数应考虑多方面的因素, 通常可按下式计算: K= 1K *2K *3K *4K 式中 1K ----基本安全系数。 它是考虑工件材料的不均匀性、 毛胚余量的不均匀性的影响, 为使夹紧可靠而引 进的系数, 通常取1. 21. 5。 2K ----加工状态系数。 是考虑加工的特点而引 进的系数。 通常对粗加工取 1. 2, 对精加工取 1. 0。 3K ----刀 具的钝化系 数。 是考虑刀具的磨损而引 进的安全系数。 通常取 1. 11. 3。 4K ----切削特点系数。 是考虑切削情况而引进的安全系数。 通常多断续切削取 1. 2, 对连续切削取 1. 0。 本课题取 K= 1K *2K *3K *4K =1. 2*1. 2*1. 1*1. 0=1. 584 F=Ki F =1. 584*6594=10374N 2. 1. 5 夹紧工件所需要的夹紧力 卡爪处于水平位置, 处于最底端的卡爪不受到工件重力作用时,卡爪的夹紧力最大, 即工件的重力与夹紧力产生的摩擦力平衡。 工件的重 5 吨, F 为单个卡爪的夹紧力。 F单 =G/( 2 ) =49000/1. 4=35000N F总=4* F单=4*35000=140000N 2. 1. 6 卡爪所需要总的夹紧力 F=140000+10374=150374N 取 F=150KN, 每个卡爪的夹紧力 F单=37. 5KN 2. 1. 7 建模方法的选择 在进行有限元分析之前, 建立分析对象结构的有限元模型是有限元分析的第一步, 模型生成的目 的是建立能够真实反映实际工程原型行为特征的数学模型。 在 ANSYS 有限元分析软件中建立结构的有限元模型一般有以下几种方法: 直接使用分析软件提供的建模模块采用自 顶向下或自 底向上的方法建模; 或者通过这些分析软件提供的接口 , 把专业 CAD 软件生成的三维实体模型转换为结构有限元模型; 在专业的前处理软件中生成结构有限元模型, 通过前处理软件与该分析软件的接口 , 把结构 的有限元模型直接导入。 ANSYS 软件虽然本身具有建模及网格划分功能, 但其功能与专业的 CAD 软件和前处理软件下相比相对简单。 对一些简单实体而言, 可以直接建立有限元模型, 但对于卡盘这样复杂的结构, 建模时操作十分繁琐, 必须进行大量的简化才能够进行, 且网格的质量无法预料,模型能否反映实际结构难以保证。 由于 CAD 系统有很强的建模功能,操作更为方便、 灵活。 该种方法适用于一些复杂的三维实体模型。 因此对于像压力机这类问题, 一般采用第二种方法, 这里采用 CAD 软件 SolidWorks2006 建立机身的零、 部件和机身的三维实体模型, 然后运用 ANSYS 进行网格的划分, 最后利用求解器进行计算。 2. 2 盘体实体模型的建立 采用 SolidWorks2006 软件建立零、 部件和盘体的 CAD 三维实体模型。 CAD 模型是几何模型, 要对它进行动、 静力学模拟仿真计算,必须将其先转换为 CAE 模型。 原来的三维造型为: 图 2-1 原卡盘造型 2. 3 COSMOS/Works 介绍 COSMOS 是 SRAC( Structural Research Analysis Corporation)推出的一套强大的有限元分析软件。 SRAC 位于美国加州的洛杉矶,从 1982 年成立至今, SRAC 一直至力于有限元 CAE 技术的研究和发展。早期的有限元技术高高在上, 只有一些国家的部门如宇航, 军事部门可以使用, 而此后的一些有限元分析软件也都存在界面不友好、 难学难用的缺点, 且要求的设备昂贵。 虽然用的范围大了一些, 但也都是集中在大学和一些研究机构, 只有少数专业人员 才能有机会接触, 普通的工程师可望而不可及。 然而自 COSMOS 出现后, 有限元分析的大门终于向普通工程师敞开了 , 把高高在上的有限元技术平民化, 它易学易用, 简洁直观, 能够在普通的 PC 机上运行, 不需要专业的有限元经验。 普通的工程师都可以进行工程分析, 迅速得到分析结果, 从 而最大限度地缩短设计周期, 降低测试成本, 提高产品质量, 加大利润空间。 作为 世界上最快的有限元分析软件, COSMOS 采用 FFE( Fast finite Element) 技术使得复杂耗时的工程分析时间大大缩短, 传统的方法在分析装配体时是先把零件拆散, 然后一个个分别处理, 耗时耗力, 又存在计算结果不精确的缺点。 COSMOS 提供了 多场/多组件的复杂装配分析, 从而大大简化工程师的劳动, 使得分析能够更好地模拟真实情况, 结果也就更精确。 COSMOS/Works 是完全整合在 SolidWorks 中设计分析系统的, 提供压力、 频率、 约束、 热量, 和优化分析。 为设计工程师在 SolidWorks的环境下, 提供比较完整的分析手段。 凭借先进的快速有限元技术(FFE) , 工程师能非常迅速地实现对大规模的复杂设计的分析和验证,并且获得修正和优化设计所需的必要信息。 分析的模型和结果和SolidWorks 共享一个数据库, 这意味着设计与 分析数据将没有繁琐的双向转换操作, 分析也因而与计量单位无关。 在几何模型上, 可以直接定义载荷和边界条件, 如同生成几何特征, 设计的数据库也会相应地自 动更新。 计算结果也可以直观地显示在 SolidWorks 精确的设计模型上。 这样的环境操作简单、 节省时间, 且硬盘空间资源要求很小。 2. 4 COSMOS 结构优化 利用 SOLIDWORKS 里面的 COSMOS 的 FFE( FAST FINITE ELEMENT)功能进行优化设计, 不断改进结构。 采用的方法是在盘体的某个区域 加载一定的载荷, 如果优化的结构运用 COSMOS 计算的结果与原来的位移和应力应变相差不多或者是在许用强度范围内, 则论为优化是合理的, 符合要求的。 假设在图示的区域上加水平方向 40000N 的载荷来进行水平方向的刚度的测定, 所加载荷区域如下图所示: 图 2-2 COSMOS 计算结果比较如下: 优化前 优化后 最大应力 最大应力位置 最大位移 最大位移位置 质量 竖直方向加一个 20000N 的载荷进行卡盘盘体的竖直方向的刚度的测定, 所加的载荷区域如下图所示: 图 2-3 COSMOS 计算的结果如下所示: 优化前 优化后 最大应力 最大应力位置 最大位移 最大位移位置 质量 进行比较计算的结果得到的最终优化的 CAD 模型为: 图 2-4 主要的优化数据: 盘体高度降为 145mm 盘底的厚度降为 22 mm 加强筋的尺寸为 65*28( 长*高) 盘体外壁厚 22. 5 mm 卡柱由于是在工作过程中是受弯矩作用, 所以把卡柱的扁头缩短 2mm,扁头部分倒角增加到 5mm。 由于 COSMOS 一个简单的有限元计算插件, 在计算的时候误差会比专业的有限元软件 ANSYS 误差大, 不能用来作为最终的强度计算。 所以还要用专业的有限元软件 ANSYS 来进行分析。 2. 5 有限元模型的建立 目 前将专业 CAD软件生成的三维实体模型转换为 CAE模型还存在很多问题, 许多复杂模型的直接传递会产生 CAE 模型无法生成的问题, 因此必须对建立的结构 CAD 模型进行适当简化和修改, 其基本原则为: 1) 在 CAD 造型时力求精确, 以真实反映结构的动、 静态特性; 2) 对于明显不会影响盘体整体强度、 刚度的部位, 如倒角、 倒圆、 螺钉孔以及凸台等予以简化; 3) 对 CAD 模型中的小锥度、 小曲率曲面进行直线) 不考虑对盘体动、 静态特性影响小的零、 部件结构。 这些简化和修改的目 的是为了 避免小特征和小结构件在进行有限元划分时, 产生大量的有限元单元, 加大计算机的计算时间; 并且小特征的会造成网格质量下降, 影响结构的分析精度。 由于卡盘是一个对称的结构, 进行分析只要分析其中一部分, 所以选取其中的一部分进行计算分析, 其他部分造型成利于划分网格的造型, 根据以上原则建立的卡盘盘体 CAD 模型如图所示: 图 2-5 简化后有限元分析造型 2. 6 有限元网格的划分 自 由网格划分是 ANSYS 中自 动化程度最高的网格划分技术之一,它在面上( 平面、 曲面) 可以自 动生成三角形或四边形网格, 在体上自 动生成四面体网格。 通常情况下, 可利用 ANSYS 的智能尺寸控制技术( SMARTSIZE 命令) 来自 动控制网格的大小和疏密分布, 也可进行人工设置网格的大小( AESIZE、 LESIZE、 KESIZE、 ESIZE 等系列命令)并控制疏密分布以及选择分网算法等( MOPT 命令)。 对于复杂几何模型而言, 这种分网方法省时省力, 但缺点是单元数量通常会很大, 计算效率降低。 同时, 由于这种方法对于三维复杂模型只能生成四面体单元, 为了 获得较好的计算精度, 建议采用二次四面体单元( 92 号单元)。 如果选用的是六面体单元, 则此方法自 动将六面体单元退化为阶次一致的四面体单元, 因此, 最好不要选用线性的六面体单元 ( 没 有中间节点, 比如 45 号单元), 因为该单元退化后为线性的四面体单元, 具有过刚的刚度, 计算精度较差; 如果选用二次的六面体单元 ( 比如 95 号单元), 由于其是退化形式, 节点数与其六面体原型单元一致,只是有多个节点在同一位置而已, 因此, 可以利用 TCHG 命令将模型中的退化形式的四面体单元变化为非退化的四面体单元, 减少每个单元的节点数量, 提高求解效率。 该盘体主要部件是有铸造 45#钢铸造而成的整体结构, 可采用六面体单元划分, 它有 8 个节点, 其每一节点有 X、 Y 和 Z 方向三个移动自 由度, 六面体单元位移函数是双线性函数, 其应力和应变是坐标的线性函数; 也可采用四面体单元, 四面体单元有很好的曲线边界适应性, 对边界形状复杂实体应用起来非常方便, 其位移函数是线性的, 其单元应力和应变是常数, 相对应用六面体单元而言, 计算精度相对较低些。 本文在 ANSYS 中计算时采用的是实体单元 SOLID92。 由于卡盘的盘体跟丝杠和卡爪存在接触, 所以有限元划分网格的时候要用到接触单元。 接触单元的目 的就是为了 让零件在结合面的建模中, 将接触表面中的间隙处理为虚拟的接触单元, 把两个物体之间的接触系统就可以看作一个整体, 有限元模型网格划分为: 图 2-6 网格划分 2. 7 边界条件的施加 约束条件: 约束的施加, 既要保证消除结构的刚性位移, 又不能影响盘体的自 由变形, 按此原则在盘体的螺栓处施加适当的约束。 又由于卡盘必然跟车床的主轴相连, 所以把盘体的螺栓处 8 个方向的自由度全部约束, 并且把盘体反面与主轴相连处的 Z 方向位移约束。 载荷情况: 本课题研究的卡盘预计加工的工件重量为 5T, 单端夹持工件。 第三章 盘体分析结果 在建立了 以上的有限元模型、 网格划分和边界条件之后, 就能使用有限元软件 ANSYS 进行求解分析。 3. 1 反爪夹持工件分析 卡盘卡爪反爪夹持工件, 卡爪不超过盘体, 夹紧的工件质量为 5T。 3. 1. 1 盘体的整体位移分析 盘体总体变形情况如下: 图 3-1 由 上图 可 见 , 盘 体的 最 大位移 为 0. 0563mm, 卡爪 的 最大 位移 为0. 101mm。 3. 1. 2 卡柱危险截面的分析研究: ANSYS 的分析如下图所示: 图 3-2 由上面的分析结果得出: 卡柱的危险截面的最大应力 246MPa。 此处的安全系数 N=450/246=1. 82 3. 1. 3 盘体与卡柱连接的危险截面分析: 盘 体 与 卡 柱 的 连 接 面 ,可 以 简 化 为 下 图 所 示 : 图 3-3 ANSYS 分析结果 图 3-4 危险点为孔的边缘处, 此处的最大应力为 102MPa。 此处的安全系数 N=290/102=2. 84 3. 1. 4 盘体与卡爪连接的危险截面分析 ANSYS 分析结果如下图所示: 图 3-5 图 3-6 图 3-7 图 3-8 图 3-9 盘体上翘处的最大应力值为 36MPa。 盘体的下压处的最大应力值为 54MPa。 卡爪最大应力为 61. 7 MPa。 根据第三强度理论许用剪切应力为屈服强度( 290MPa) 的一半, 盘体许用剪切应力为 145MPa, 卡爪的许用应力为 225 MPa。 盘体与卡爪接触面( 盘体上) 的安全系数 N=145/54=2. 68。 卡爪的安全系数 N=225/61. 7=3. 64。 3. 2 正爪夹持工件分析 卡盘卡爪正爪夹持工件, 卡爪第一个台阶超出盘体, 夹紧的工件质量为 5T。 3. 2. 1 盘体与卡爪的接触面分析 ANSYS 分析结果 图 3-11 图 3-12 盘体整体位移 图 3-13 卡爪应力图 图 3-14 盘体应力图 根据 ANSYS 有限元分析, 盘体与 卡爪的危险截面的最大应力为 61. 7MPa。 由于正爪与反爪夹持的工件都为 5T, 所以卡柱和盘体与卡柱接触面的安全系数都跟反爪夹持工件的安全系数相同。 卡柱安全系数 N=1. 82。 卡柱与盘体接触面安全系数 N=2. 84 卡爪与盘体接触面( 盘体) 的安全系 N=145/61. 7=2. 35 卡爪的安全系数 N=225/76. 6=2. 93 3. 2. 2 丝杠的螺纹受力分析 丝杆螺纹分析 丝杆在与 卡爪连接配合时, 第一圈螺纹变形最大, 因而受力也最大, 以后各圈递减。 旋合圈数越多, 受力不均匀程度也越显著, 到第8 , 10 圈以后, 螺纹牙几乎不受力。 在用 ANSYS 计算的时候, 按照螺纹有 10 圈是受力的, 由于第一圈是受力最大的地方, 取 10 圈平均受力的的两倍来计算螺纹的安全系数。 载荷为 5 吨时的 ANSYS 分析结果如下图所示: 图 2-5 此时螺纹牙的最大应力为 140MPa, 安全系数为 N=450/66. 3/2=3. 39。 3. 3 极限转速 当卡盘在工作状态时, 由于卡爪和丝杠的离心力与夹紧力方向相反, 转速越高, 夹紧力的的损失就越大, 这在加工过程是相当危险的。并且工件并不是完全和卡盘的同轴的, 会有一定的偏心, 由于偏心很好, 可以忽略不计。 为了 确保高转速下卡盘对工件仍有足够的夹紧力,就必须确定卡盘的极限转速。 由于本卡盘的加工的过程中, 夹紧力主要是用来夹紧工件的, 而工件的质量又相对比较的大, 所以取动态夹紧力等于静态夹紧力的 70%计算极限转速。 F=70%*140000N=98KN 则在极限转速下产生的离心力为 F=42KN 根据公式: F= 212()60nrm 1m ----丝杠, 卡爪的总质量 100Kg 带入数据求出极限转速 n=300r/min, 根据在此转速下所损失的夹紧力计算, 动态的夹紧力只有 108KN, 所能加工的工件质量为 3. 4吨。 3. 4 扳手长度 假设人所能提供的力为 500N, 在总夹紧力为 150KN 的情况下,卡爪与丝杠作用时, 夹块与丝杠受力平衡, 丝杠与卡爪的受力简图如下所示: 图 3-16 tF ----水平向左的力, 人所提供的力 QF ----竖直向下的力, 卡爪的夹紧力,QF 取 150/4KN L----扳手的长度 D----螺纹的分度圆直径, D=0. 051M ----螺纹升角, 大小为 artan(8/50Pi) 1 ϕ ----摩擦角, 查《机械工程师手册》 得到摩擦系 数为 0. 2, 则摩擦角的大小为 artan(0. 2) 根据受力平衡列出方程如下: FQ = tF L/[ D2tg(+1 ϕ) /2] 得到: L=0. 486M 考虑到人在使用的时候, 手在抓扳手的时候并不是作用在扳手的最外端, 建议使用 0. 7M 的扳手。 第四章 卡盘盘体的动力学分析 4. 1 动力学分析简介 在实际工程结构的设计工作中, 动力学设计和分析是必不可少的一部分。 几乎现代的所有工程结构都面临着动力问题。 在航空航天、船舶、 汽车、 机床等行业, 动力学问题更加突出, 在这些行业中将会接触大量的旋转结构例如: 轴、 轮盘等结构, 较容易受到周期作用力的影响。 机构部分的损坏大部分都是由于共振引 起较大振动应力而引起的。 因此, 在设计过程中要求对这些关键部件进行完整的动力设计和分析, 避免共振现象的发生[40]。 通常动力分析的工作主要有系 统的动力 特性分析(即求解结构的固有频率和振型) , 和系统在受到一定载荷时的动力响应分析两部分构成。 根据系 统的特性可分为线性动力分析和非线性动力分析两类。 根据载荷随时间变化的关系可以分为稳态动力分析和瞬态动力分析。 谐响应分析是用于确定线性结构在承受随时间按正弦(简谐) 规律变化的载荷时稳态响应的一种技术。 可以用瞬态动力学分析确定结构在静载荷, 瞬态载荷, 和简谐载荷的随意组合作用下的随时间变化的位移, 应变, 应力及力。 而谱分析主要用于确定结构对随机载荷或随时间变化载荷的动力响应情况。 ANSYS 提供了 强大的动力分析工具, 可以很方便地进行各类动力分析问题: 模态分析、 谐响应分析、 瞬态动力分析和谱分析。 本文也将利用 ANSYS 进行冲床的动力学特性的分析。 4. 2 盘体的模态分析 近二十年来, 随着机床工作速度的提高, 其动态特性和振动问题的分析越来越重要。 单纯的静态设计和经验设计已经不能完全满足工程实际的要求。 在进行结构设计时, 必须考虑到各种动态因素的影响, 对结构进行详细动力分析, 以达到抗振、 安全、 可靠的目 的。 60年代发展起来的模态分析技术解决了 静态分析难以解决的结构动力特性、 模态参数识别问题。 模态分析通过确定多自 由度系统的固有频率、 固有振型、 模态质量、 模态刚度和模态阻尼比等模态参数, 可以预估它在工作状态下的振动情况, 并且能够发现过大的振动、 过高的噪声等一些不正常的响应。 通过模态分析, 可识别载荷的谱别和来源,找出有害的振型和节点位置, 在此基础上通过改变系统的局部结构,使系统按所要求的方法改变其动态特性, 从而达到符合要求的动态强度、 动态刚度的要求。 模态分析是确定结构的振动特性。 结构的振动特性, 即结构的固有频率和振型, 是用于确定结构承受动态载荷设计中的重要参数,也是其它更详细的动力学分析- 瞬态分析、 谐响应分析和谱分析等的基础。 确立结构的模态参数是模态分析的一个重要内容, 它是评价结构设计的重要参数, 也是分析结构产生振动和噪声的依据, 通过监视系统模态参数变化已经常委分析系统故障的重要手段。 对于单自 由度的机械系统, 可以用 频率响应函数进行分析。 机身是一个质量发布连续的弹性体, 具有无限多个自 由度。 将其离散成若干个集中质量, 简化成一个具有有限个自 由度的振动系统, 然后列出运动微分方程组并求解。 得出多个自 由度系统振动特性参数即模态 参数, 如模态振型、 模态质量、 模态刚度、 模态频率。 4. 2. 1 模态分析理论介绍 根据振动理论, 多自 由度系统以某个固定频率振动时所呈现出的振动形态称模态, 此时系统各点位移存在一定的比例关系, 称为固有振型。 不论何种阻尼情况, 机械结构上的各点对外力的响应都可以表示成由固有频率、 阻尼比和振型等模态参数组成的各阶振动模态的叠加[40], 模态分析的核心内容是确定描述结构系统动态特性的模态参数, 根据 D Alembert 原理引 入相应的惯性力, 就将弹性体的动力问题简化为相应的静力问题, 其动力有限元的基本方程为: ....( )MCKF t++= (5. 1) 其中 M 为质量矩阵, C 是阻尼, K 是刚度矩阵, 是位移向量,F( ) t 是作用力向量, t 是时间, 当 F( ) t = 0 时, 忽略阻尼 C 的影响, 方程变为: ..( )MKF t+= (5. 2) 此时为自 由振动, 节点上各点作简谐振动, 各节点的位移表示成为: j te= (5. 3) 则有 2()0KM= (5. 4) 求出特征值2 和特征向量 , 进一步求得系统各阶固有频率即模态频率, 固有振型即模态振型。 模态频率和模态振型的求法有很多种, 大致分为两类: 一类是 基于矢量迭代的求解方法, 包括幂法、 反幂法和子空间迭代法等, 近年又发展出了 Ritz 向量直接叠加法和 Lanczos 方法等, 迭代法是利用某种极限过程求矩阵特征值, 它可以保持矩阵的原来特性, 因而比较适用 于求解高阶稀疏矩阵的特征值问题。 另 一类方法是相似变形法, 包括 Jacobi 方法、 Househloder 方法, 它利用相似变换逐步将原矩阵相似化成较简单的形式, 大多数相似变化适用 于求全部特征值。 ANSYS 提供了 7 种模态提取方法: 它们分别是子空间 ( Subspace)法、 分块兰索斯( Block Lanczos) 法、 Power Dynamics 法、 缩减( Reduced/Householder)法 、 非对 称 ( Unsymmetric)法 、 阻尼( Damp)法和 QR 阻尼法。 其中, 分块兰索斯法特征值求解器采用 Lanczos 算法, Lanczos算法是用一组向量来实现 Lanczos 递归计算。 这种方法和子空间法一样精确, 但计算速度更快。 分块兰索斯自 动采用稀疏矩阵方程求解器。当计算某系统特征值谱所包含一定范围的固有频率时, 采用分块兰索斯法提取模态特别有效。 计算时, 求解从频率谱中间位置到高频端范围内的固有频率时的求解收敛速度和求解低阶频率时基本上是一样快, 分块兰索斯( Block Lanczos) 法特别适用 于大型对称特征值求解问题。 在本章中, 主要通过有限元分析软件 ANSYS, 采用 分块兰索斯( Block Lanczos) 法对机身进行模态分析, 求出冲床的前 10 阶固有频率和振型。 4. 2. 2 盘体各阶频率和振型 将 Solidworks 中建立的机身模型转化为 Parasolid 格式导入ANSYS 中, 设定单元类型为 SOLID92, 划分网格后模型如图 4-1 所示: 图 4-1 划分网格后模型 在盘体 8 个孔处施加位移约束后, 采用 Lanczos 方法求出冲床的前 10 阶固有频率和振型, 得到优化后的般体的固有频率如下表: 模态阶数 频率( HZ) 1 439. 39 2 442. 09 3 442. 15 4 486. 15 5 658. 23 6 760. 07 7 846. 48 8 846. 78 9 1043. 9 10 1044. 4 由上表可知, 优化后盘体低频部分的频率为 439. 39Hz, 该型号的 卡盘 的 转 速最 高 为 300r/min, 而 第 一 阶 固 有 频 率 的 转 速 在25000r/min 以上, 卡盘转动频率远远小于第一阶固有频率, 从而有效的避免了 共振现象的发生。 4. 2. 3 盘体各阶模态振型分析 经过计算, 盘体前十阶模态振型如下所示: 图 4-2 一阶模态( 439. 39HZ) 图 4-3 二阶模态( 442. 09HZ) 图 4-4 三阶模态( 442. 15HZ) 图 4-5 四阶模态( 486. 15HZ) 图 4-6 五阶模态( 658. 230HZ) 图 4-7 六阶模态( 760. 07HZ) 图 4-8 七阶模态( 846. 48HZ) 图 4-9 八阶模态( 846. 78HZ) 图 4-10 九阶模态 ( 1043. 9HZ) 图 4-11 十阶模态 ( 1044. 4HZ) 第五章 结论 5. 1 卡爪( 反爪夹持) 不超过盘体 单端夹持 5T 的工件, 安全系数为: 卡柱安全系数 N=1. 82 盘体与卡柱接触面的安全系数 N=2. 84 盘体与卡爪接触面( 盘体上) 的安全系数 N=2. 68 卡爪的安全系数 N=3. 64 总体安全系数 N=1. 82 5. 2 卡爪( 正爪夹持) 第一个台阶超过盘体 单端夹持 5T 的工件, 安全系数为: 卡柱安全系数 N=1. 82 盘体与卡柱接触面的安全系数 N=2. 84 盘体与卡爪接触面( 盘体上) 的安全系数 N=2. 35 卡爪的安全系数 N=2. 93 丝杠螺纹安全系数 N=3. 39 总体安全系数 N=1. 82 5. 3 极限速度 卡盘 在 反 爪 夹 持的 状态 , 工 件质 量 为 3. 4 吨 , 极限速度为n=300r/min 5. 4 夹紧力与工件质量关系 工件质量 1T 2T 3T 4T 5T 夹紧力 38 KN 67 KN 95 KN 125 KN 150KN 第六章 各种型号总结 经过一年多的研究, 在此期间取得了 一定的成果, 为企业降低了生产成本, 提高了 企业的市场竞争力。 本合作计划主要是对机床卡盘的结构进行分析, 然后根据分析的结果进行局部的改进, 在不改变原来结构强度、 动态性能的条件下,尽量减轻机床卡盘的重量。 并且详细的给出了机床卡盘的不同的工况条件下的性能参数, 如卡盘的极限转速、 卡盘的夹紧力、 扳手的长度等等。 本课题主要利用有限元方法、 SolidWorks 以及 SolidWorks 插件COSMOS 来进行分析计算。 首先运用 SolidWorks 来对卡盘进行三维的实体模型的实体造型, 然后运用 COSMOS 计算改进的结构, 与原来的结构进行比较, 验证改进是否合理、 有效。 由于 COSMOS 的计算精度存在一些问题, 所以我们要采用精度更高的专业有限元软件 ANSYS 来进行最终性能参数的计算, 但 COSMOS 的计算效率比较高, 所以用来快速检验改进的结构是否合理有效。 最后就要利用有限元软件 ANSYS来计算机床卡盘的各个方面的性能的参数。 运用有限元进行计算是本课题的关键, 它直接关系的卡盘的性能的准确度。 在进行计算时侯,要注意有限元模型的建立、 模型的简化、 动态等效力等一些非常重要的问题, 这里不再详细介绍。 通过以上的分析计算, 在保证卡盘盘体性能的基础上, 重量最少减轻了 8%, 并且给出 了 卡盘的性能参数, 以下为合作期间, 不同型号所进行分析的结果: 6. 1 K72 630 6. 1. 1 卡盘工况说明 卡盘的卡爪在反爪夹工件时不超过卡爪座的情况下, 正爪夹持工件时, 卡爪第一个台阶在盘体外面, 卡盘加工的工件质量为 3 吨, 加工零件时卡盘的转速为 100r/min。 6. 1. 2 材料属性 盘体材料采用 HT350, 查《简明机械实用手册》, 此材料的屈服为290MPa。 45 钢进行热处理后, 屈服强度查表为 450MPA。 6. 1. 3 切削 力 假设加工的工件为 45#钢, 根据切削力的公式 c F =c FCFcxp aFcyf 1-1 c FC ------切削力影响系数, 与 工件材料切削条件有关, 可由实验得出或查表得出 c F ------背吃刀量p a 对c F 的影响指数 Fcyf------进给量 F 对c F 影响指数 假设转速为 100r/min, 查《简明机械实用手册》 得出, c FC =1885,c Fx =1. 0,c Fy =0. 75。 取 f=0. 3mm/r, p a =6mm 带入公式 2-1 得到c F =4584N 6. 1. 4 夹紧力 防止工件转动所需夹紧力 由于切削 力的作用, 会产生使工件转动的力矩, 卡盘通过卡爪夹紧力的作用, 使得力矩平衡。 查《机床夹具设计》 得到卡爪与工件之间的摩擦系数 =0. 7。 i F =c F / =4584/0. 7=6549 N 由于理论的计算是建立在对象是刚体的基础上的, 而实际上的工艺系统不是绝对的刚体, 切削过程也不稳定, 切削参数又不断的变化,所以为保证可靠夹紧, 应将计算的夹紧力增大 K 倍, 作为实际的夹紧力 F。 即 F=K i F 式中 K----安全系数。 安全系数应考虑多方面的因素, 通常可按下式计算: K= 1K *2K *3K *4K 式中 1K ----基本安全系数。 它是考虑工件材料的不均匀性、 毛胚余量的不均匀性的影响, 为使夹紧可靠而引 进的系数, 通常取1. 21. 5。 2K ----加工状态系数。 是考虑加工的特点而引 进的系数。 通常对粗加工取 1. 2, 对精加工取 1. 0。 3K ----刀 具的钝化系 数。 是考虑刀具的磨损而引 进的安全系数。 通常取 1. 11. 3。 4K ----切削特点系数。 是考虑切削情况而引进的安全系数。 通常多断续切削取 1. 2, 对连续切削取 1. 0。 本课题取 K= 1K *2K *3K *4K =1. 2*1. 2*1. 1*1. 0=1. 584 F=Ki F =1. 584*6594=10374N 夹紧工件所需要的夹紧力 卡爪处于水平位置, 处于最底端的卡爪不受到工件重力作用时,卡爪的夹紧力最大, 即工件的重力与夹紧力产生的摩擦力平衡。 工件的重 3 吨, F 为单个卡爪的夹紧力。 F单 =G/( 2 ) =3000*9. 8/1. 4=21000N F总=4* F单=4*24500=84000N 卡爪所需要总的夹紧力 F=84000+10374=94374N 取 F=94KN, 每个卡爪的夹紧力 F单=23. 5KN 6. 1. 5 主要优化尺寸 图 6-1-1 改动的尺寸如下: 盘体的壁厚降为 16mm 盘体的厚度降为 16mm 盘体的高度下降为 110mm 加强筋的尺寸为 24*55mm( 高*宽) 小加强筋尺寸为 15*20mm( 高*宽) 其它的改动如图所示。 总体减少了 21Kg. 6. 1. 6 在建立了 有限元模型、 网格划分和边界条件之后, 就能使用有限元软件 ANSYS 进行求解分析。 反爪夹持工件分析 ANSYS 的分析如下图所示: 图 6-1-2 图 6-1-3 图 6-1-4 由上面的分析结果得出: 盘体的最大应力 48MPa, 卡爪的最大应力为 118MPa, 此处的安全系数分别为 N=290/48=6. 04, N=225/118=1. 90。 正爪夹持工件分析 卡爪座通过螺栓与盘体相连, 如下图所示: 图 6-1-5 ANSYS 的分析如下图所示: 图 6-1-6 图 6-1-6 盘体的最大应力为 98MPa, 卡爪的最大应力为 141MPa, 安全系数分别 为 N=290/98=2. 95, N=225/141=1. 59。 卡柱分析 ANSYS 分析如下所示 图 6-1-7 最大应力为 214MPA, 安全系数为 N=450/214=2. 10。 6. 1. 7 丝杆螺纹分析 丝杆在与 卡爪连接配合时, 第一圈螺纹变形最大, 因而受力也最大, 以后各圈递减。 旋合圈数越多, 受力不均匀程度也越显著, 到第8 , 10 圈以后, 螺纹牙几乎不受力。 在用 ANSYS 计算的时候, 按照螺纹有 10 圈是受力的, 由于第一圈是受力最大的地方, 取 10 圈平均受力的的两倍来计算螺纹的安全系数。 ANSYS 分析结果如下图所示: 图 6-1-8 此时螺纹牙的最大应力为 119MPa, 安全系数为 N=450/119=3. 78。 6. 1. 8 极限转速 卡盘的相关标准中未对极限转速数值作明确的规定, 按照卡盘在工作状态时, 卡爪、 丝杠由于产生离心力从而使得夹紧力损失这一原理, 现给出在加工规则的工件时, 在最大夹紧力即 122KN 的情况下的几组极限转速: 6. 1. 9 扳手长度 假设人所能提供的力为 500N, 加工的工件质量为 4T 时, 总夹紧力为 122KN 的情况下, 卡爪与丝杠作用时, 夹块与丝杠受力平衡, 丝杠与卡爪的受力简图如下所示: 图 6-1-8 tF ----水平向左的力, 人所提供的力 QF ----竖直向下的力, 卡爪的夹紧力,QF 取 122/4KN L----扳手的长度 D----螺纹的分度圆直径, D=0. 0365M ----螺纹升角, 大小为 arctan(8/50Pi) 1 ϕ ----摩擦角, 查《机械工程师手册》 得到摩擦系 数为 0. 2, 则摩擦角的大小为 arctan(0. 2) 根据受力平衡列出方程如下: FQ = tF L/[ tan(+1 ϕ) D/2] 得到: L=0. 29M 考虑到人在使用的时候, 手在抓扳手的时候并不是作用在扳手的最外端, 建议使用总长 0. 5M 的扳手。 6. 1. 10 结论 安全系 数单端反爪夹持 3T 的工件, 安全系数为: 盘体与卡爪接触部分的安全系数 N=4. 73 卡柱安全系数 N=2. 10 卡爪安全系数 N=1. 90 丝杆螺纹安全系数 N=3. 78 总体安全系数 N=1. 90 单端正爪夹持 3T 的工件, 安全系数为: 盘体与卡爪接触部分的安全系数 N=2. 95 卡柱安全系数 N=2. 10 卡爪安全系数 N=1. 59 丝杆螺纹安全系数 N=3. 78 总体安全系数 N=1. 59 极限速度 扳手的长度 在加工的零件质量为 3 吨的时候, 扳手所需的长度为 0. 5 米。 夹紧力与工件质量关系 6. 2 K72 800 6. 2. 1 卡盘工况说明 卡盘的卡爪在反爪夹工件时不超过卡爪座的情况下, 正爪夹持工件时, 卡爪第一个台阶在盘体外面, 卡盘加工的工件质量为 3. 5 吨,加工零件时卡盘的转速为 100r/min。 6. 2. 2 材料属性 盘体材料采用 HT350, 查《简明机械实用手册》, 此材料的屈服为290MPa。 零件进行热处理后, 屈服强度查表为 450MPA。 6. 2. 3 切削 力 假设加工的工件为 45#钢, 根据切削力的公式 c F =c FCFcxp aFcyf 1-1 c FC ------切削力影响系数, 与 工件材料切削条件有关, 可由实验得出或查表得出 c F ------背吃刀量p a 对c F 的影响指数 Fcyf------进给量 F 对c F 影响指数 假设转速为 100r/min, 查《简明机械实用手册》 得出, c FC =1885,c Fx =1. 0,c Fy =0. 75。 取 f=0. 3mm/r, p a =6mm 带入公式 2-1 得到c F =4584N 6. 2. 4 夹紧力 防止工件转动所需夹紧力 由于切削 力的作用, 会产生使工件转动的力矩, 卡盘通过卡爪夹紧力的作用, 使得力矩平衡。 查《机床夹具设计》 得到卡爪与工件之间的摩擦系数 =0. 7。 i F =c F / =4584/0. 7=6549 N 由于理论的计算是建立在对象是刚体的基础上的, 而实际上的工艺系统不是绝对的刚体, 切削过程也不稳定, 切削参数又不断的变化,所以为保证可靠夹紧, 应将计算的夹紧力增大 K 倍, 作为实际的夹紧力 F。 即 F=K i F 式中 K----安全系数。 安全系数应考虑多方面的因素, 通常可按下式计算: K= 1K *2K *3K *4K 式中 1K ----基本安全系数。 它是考虑工件材料的不均匀性、 毛胚余量的不均匀性的影响, 为使夹紧可靠而引 进的系数, 通常取1. 21. 5。 2K ----加工状态系数。 是考虑加工的特点而引 进的系数。 通常对粗加工取 1. 2, 对精加工取 1. 0。 3K ----刀 具的钝化系 数。 是考虑刀具的磨损而引 进的安全系数。 通常取 1. 11. 3。 4K ----切削特点系数。 是考虑切削情况而引进的安全系数。 通常多断续切削取 1. 2, 对连续切削取 1. 0。 本课题取 K= 1K *2K *3K *4K =1. 2*1. 2*1. 1*1. 0=1. 584 F=Ki F =1. 584*6594=10374N 夹紧工件所需要的...

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