基于UG的主轴箱底座有限元分析设计

王伟顺，董学哲

（齐重数控装备股份有限公司，黑龙江 齐齐哈尔 161005）

0 引 言

主轴箱底座是机床重要的支承部件。起着承受力和容纳各种零部件的作用，它的动态性能直接影响机床加工精度和生产效率，所以要求其具有足够的动、静态刚度。该主轴箱底座是筋板式结构，本计算方案为铸件、结构件和薄结构件三种方案。为了保证机床具有良好的动、静态性能，并尽可能减轻其重量，必须进行有限元分析计算，以寻求既满足机床精度，又能具有高性价比的最佳结构设计方案［1］。

现利用UG 的结构分析模块，对该主轴箱底座模块铸件、结构件以及外壁减薄的结构件进行有限元分析，计算该零件的固有频率、静态刚度，为设计修改和实际生产应用提供一定的理论依据［2－3］。

1 主轴箱底座结构方案计算分析

1）建立几何模型。这里分析的是重型卧车主轴箱底座，用于重大专项项目数控重型卧式镗车床，由于该零件结构复杂，所以用UG 软件进行三维实体建模。利用UG软件建立的主轴箱底座几何模型、铸件、结构件、外壁减薄结构件如图1 所示。

2）有限元网格划分。选用UG 软件结构分析模块提供的四面体单元对主轴箱底座进行网格划分，得到有限元模型。

2 定义材料属性

主轴箱底座是支承件中的重要部件，其在工作时承受主轴箱、花盘及工件的巨大压力，必须具有较高的强度，所以铸件材料选为灰铸铁HT250。根据相关资料，HT250 的质量密度为7.3×103kg/m3；弹性模量为110 GPa；泊松比为0.28。结构件材料选为铸钢。根据相关资料，铸钢的质量密度为7.8×103/m3；弹性模量为155 GPa；泊松比为0.28。

2.1 定义约束

主轴箱底座通过地脚螺栓与地面连接，约束了主轴箱底座X、Y、Z方向的移动以及绕X、Y、Z 轴的转动，为了模拟实际工况，边界处理时，将主轴箱底座与螺栓结合面进行全约束［4］。

2.2 主轴箱底座的受力状态

已知：花盘质量为18.5 t，最大工件质量为200 t，主轴箱质量为53.5 t，工作状态以及主轴箱底座的受力简图见图2。

图1 主轴箱底座几何模型

图中主轴箱底座承受的均布载荷P=P1+P2，P1为承受主轴箱重量的均布载荷，大小为53.5 t，P2为承受花盘与工件重量的均布载荷，大小为67.5 t；除此之外，花盘与工件分别对主轴箱底座具有弯矩的作用，由于UG 的scenario 模块的四面体单元只支持平面自由度，力矩载荷不能应用于三维单元，所以将力矩转化为等效力偶加载在主轴箱底座的前后沿上，经计算力的大小为F1=F2=31 t。

图2 主轴箱底座的受力简图

3 主轴箱底座结构方案有限元分析数据

3.1 机床主轴箱底座静态分析

机床工作时，主轴箱底座受到工件和花盘的压力作用以及分别对主轴箱的弯距，主轴箱底座上表面承载主轴箱质量53.5 t 的均布载荷以及花盘和工件作用于它的均布载荷127.5 t，将弯矩转化为等效力偶之后，大小为31 t 的力加载在主轴箱底座的前后沿上［5］，计算结果如表1 所示。

机床主轴箱底座的总位移云图、承受主轴箱以及花盘和工件的均布载荷的变形云图如图3 所示。通过有限元分析，铸件Z 方向最大变形量约为0.092 58 mm，MAG最大变形量约为0.098 49 mm，结构件Z 方向最大变形量约为0.102 6 mm，比铸件大10.8%，MAG 最大变形量约为0.119 4 mm，比铸件大21.2%。薄壁结构件Z 方向最大变形量约为0.107 8 mm，比铸件大16.4%，比厚壁结构件大1.5%，MAG 最大变形量约为0.134 mm，比铸件大36%，比厚壁结构件大12.2%。

表1 主轴箱底座自身刚度计算结果表

由分析数据和变形云图可以看出,无论是铸件、结构件还是薄壁结构件，变形量最大的位置基本一致，在上表面，X 负方向的第二条和第三条筋板之间与Y 负方向第一条筋板的交汇处附近（见图3），可知该处为最薄弱的环节，由模型可知该处清砂孔较大，即两筋板间跨距较大，建议加筋［6］。

图3 主轴箱底座的总位移云图

3.2 机床主轴箱底座模态分析

机床主轴箱底座模态分析主要分析主轴箱底座的固有频率和振型，其作用为：避免床身受载后发生共振现象，同时也是进行其他动力学（响应谱）分析的起点。由于低阶模态对振动系统的影响较大，因此现分别计算了主轴箱底座铸件、结构件、薄壁结构件的前三阶模态，经模态分析，振型图如图4、图5、图6 所示。主轴箱底座模态分析后的结果见表2。

表2 主轴箱底座模态计算结果表

由以上振型图可以看出铸件、结构件、薄壁结构件的振型相似，第一阶振型为弯曲振型，第二阶振型为弯曲振型，第三阶振型为扭转振型［7－8］；最大变形量的位置相似。图4 为铸件主轴箱底座前三阶振型图，第一阶频率为111.4 Hz，在该振型下主轴箱底座的最大变形为0.208 4 mm；第二阶频率为130.6 Hz，在该振型下主轴箱底座的最大变形为0.205 1 mm；第三阶频率为169.4 Hz，在该振型下主轴箱底座的最大变形为0.147 6 mm。图5 为结构件主轴箱底座前三阶振型图，第一阶频率为119.8 Hz，在该振型下主轴箱底座的最大变形为0.182 5 mm；第二阶频率为149.1 Hz，在该振型下主轴箱底座的最大变形为0.182 4 mm；第三阶频率为191.2 Hz，在该振型下主轴箱底座的最大变形为0.203 3 mm。图6 为薄壁结构件主轴箱底座前三阶振型图，第一阶频率为124 Hz，在该振型下主轴箱底座的最大变形为0.214 3 mm；第二阶频率为146.8 Hz，在该振型下主轴箱底座的最大变形为0.203 8 mm；第三阶频率为191.5 Hz，在该振型下主轴箱底座的最大变形为0.131 5 mm。

图4 铸件主轴箱底座前三阶振型云图

图5 结构件主轴箱底座前三阶振型云图

图6 薄壁结构件主轴箱底座前三阶振型云图

由计算数据可知，结构件主轴箱底座固有频率大于铸件主轴箱底座，与薄壁主轴箱底座相差不大。

4 结 论

1）铸件主轴箱底座的计算质量为34.5 t。结构件主轴箱底座的计算质量为27.5 t。薄壁结构件主轴箱底座的计算质量为20.2 t。

2）由静态分析计算数据可知，铸件主轴箱底座的变形量最小，自身静态刚度最好；结构件主轴箱底座（壁厚为40 mm）的变形量较铸件主轴箱底座（壁厚为40 mm）大，结构件主轴箱底座（壁厚为20 mm）的变形量较结构件主轴箱底座（壁厚为40 mm）大，刚度较铸件主轴箱底座与焊接件主轴箱底座差。

［1］ 王伟顺，朱立祥.基于UG 与实验相结合的立车横梁前下导轨基面反变形加工［J］.机械工程师，2013（6）：122-123.

［2］ 许昆平，张力，余光怀.大型数控回转工作台台面拼接技术［J］.制造技术与机床，2013（8）：86-88.

［3］ 汪俊国，方正德.数控回转工作台结构设计［J］.机械工程师，2012（10）：155-157.

［4］ 刘晓玲，江崇民.重型立式车铣复合机床回转工作台研究［J］.机械工程师，2014（1）：172-173.

［5］ 孙德洲.采用双楔环-钢球定位的新型回转工作台［J］.组合机床与自动化加工技术，2005（4）：82-84.

［6］ 许昆平，余光怀，罗永俊.回转工作台静压导轨设计［J］.机床与液压，2013（1）：80-83.

［7］ 赵群.加工中心回转工作台部件的结构分析［J］.现代制造工程，2002（5）：35-36.

［8］ Wang Weishun.Design and FEM analysis of a large turning table［J］.Applied Mechanics and Materials，2014，494-495：606-610.