基于ABAQUS的加工中心主轴组件静态刚度特性分析

贾永军 刘金娃

【摘 要】主轴作为机床的核心功能部件，其性能好坏直接影响工件的加工精度。而主轴静态刚度特性是评价主轴性能的一项很重要的技术指标。通过分析T5V型加工中心某一切削加工实际工况，理论计算得出主轴工作载荷及轴承刚度。结合工况条件，建立了主轴静态刚度计算有限元模型，利用ABAQUS有限元模拟仿真，计算得出主轴的最大变形量及主轴的静态刚度值。进一步通过改变轴承预紧力大小，分析得出了轴承预紧力大小对主轴静态刚度特性的影响规律。

【关键词】静态刚度；机床主轴；有限元；轴承刚度；预紧力

中图分类号：TH133.2 文献标识码： A 文章编号： 2095-2457（2018）32-0244-003

DOI：10.19694/j.cnki.issn2095-2457.2018.32.113

【Abstract】As the core components of machine tool， the performance of spindle can directly affects the machining precision， and the static stiffness is a very important technical index to evaluate spindle performance. By analyzing the working condition in a certain cutting process of T5V machining center， the working load and bearing stiffness of the spindle are calculated theoretically. The static stiffness of the spindle is established according to the working conditions for calculating the finite element model， and the maximum deformation and the static stiffness of the spindle are calculated by applying ABAQUS finite element simulation. Moreover， by changing the size of pretightening load， it，s influence law on static stiffness characteristics of spindle is obtained.

【Key words】Static stiffness； Machine tool spindle； Finite element； Bearing stiffness； Preload

0 引言

主轴作为数控机床中的核心功能部件，其性能的好坏对数控机床的加工精度有直接影响。主轴静态刚度特性是主轴性能评价的一项重要指标，是衡量主轴受到外界载荷作用时抵抗变形的能力，对保证机床的加工精度至关重要[1]。因此，对主轴组件静态刚度特性进行研究有很重要的意义。而有限元仿真计算是一种非常有效、经济可靠的实验验证手段，这一方法普遍应用在主轴刚度研究中。

国内外专家学者很早就开始对机床主轴进行了研究。如Bollinger采用有限差分模型分析了车床主轴的特性[2]；Reddy和Sharna应用有限元模型研究车床主轴的动态特性及其设计[3]；Velagala R利用有限元法对车床主轴建模，并以轴承间隙、轴承刚度以及工件直径大小为设计参数，对其进行静、动态分析[4]；付华应用试验模态分析与有限元计算相结合的方法，对传统主轴部件进行了动力特性分析，并对主轴进行了动力修改[5]；肖曙红对主轴组件静、动态特性分析并编制了相关的有限元软件[6]；刘素华利用有限元分析软件电主轴的动静态特性进行了分析[7]。

以上分析发现，目前对主轴系统的研究主要是以理论研究分析为主，针对工程实际的研究并不多。本文以T5V型加工中心某一切削实际工況下，利用ABAQUS有限元仿真分析讨论，对机床主轴系统静态刚度特性进行分析。

1 主轴力学模型的建立

1.1 主轴载荷的确定

2 有限元计算

2.1 材料属性定义

主轴材料为20CrMnTi，密度ρ为3.26×103kg/m3，屈服强度σs为700MPa，弹性模量E为3.14×105MPa，泊松比ν为0.25。

2.2 主轴有限元模型

ABAQUS有限元计算时，需对主轴结构模型进行简化。轴承组件简化成弹性支撑，因轴向刚度和角度刚度影响较小可不考虑，只分析径向刚度。有限元计算中选取C3D8R网格单元，划分的网格单元数为90190，节点数为160759。简化后的主轴网格模型如图3所示。

2.3 有限元计算

由于主轴刚度受径向切削力的影响较大，所有在计算中将（2）式求出的径向力加载到主轴上，将（5）式求出的轴承刚度值加载到弹性支撑上，计算结果如图4所示。

从图中可得出，最大变形区域位于主轴前端，最大位移量δ为9μm，则主轴的静刚度为61.67N/μm。

3 仿真分析与讨论

轴承刚度会随预紧力的改变而变化，主轴刚度也随之变化。在其余参数不变的情况下，通过调整预紧力，研究预紧力变化对主轴静态刚度特性的影响规律，进一步探究前、后轴承对主轴刚度的影响。

查手册得到，前轴承组的预紧力为120N～760N，后轴承组的预紧力为90N～520N。取前轴承组的预紧力Gm1=160N，且其余参数不变，调整后轴承组预紧力并进行有限元仿真计算，得到主轴静刚度曲线变化曲线如图5所示。

从图5可看出，在前承预紧力不变的情况下，增大后轴承的预紧力，轴承刚度随着急速增大，当预紧力增加至400N之后，轴承刚度趋于平缓，但刚度值变化幅度并不是很大。从图中得出，增大后轴承的预紧力对主轴静态刚度的影响不大。

取后轴承组的预紧力Gm2=120N，且其余参数不变，调整前轴承组预紧力并进行有限元仿真计算，得到主轴静刚度曲线变化曲线如图6所示。

从图6可看出，在后承预紧力不变的情况下，增大前轴承的预紧力，轴承刚度随着急速增大，当预紧力增加至600N之后，轴承刚度趋于平缓，但刚度值变化幅度并不是很大。从图中得出，增大前轴承的预紧力对主轴静态刚度的影响不大。

4 结论

本文针对某一切削加工实际工况下，利用有限元模拟仿真的方法，对T5V型加工中心主轴的静态刚度特性及影响规律进行分析，得出以下结论：

（1）对主轴某一特定工况进行受力分析，理论计算得出主轴工作载荷及轴承刚度。结合工况条件，建立了主轴刚度计算有限元模型，利用ABAQUS有限元模拟仿真，计算出了主轴的最大变形量，并得出了主轴的静态刚度。

（2）在保持前主轴轴承预紧力不变的情况下，改变后轴承预紧力，有限元模拟仿真计算出了后轴承预紧力变化对主轴静态刚度的影响规律。

（3）在保持后主轴轴承预紧力不变的情况下，改变前轴承预紧力，有限元模拟仿真计算出了前轴承预紧力变化对主轴静态刚度的影响规律。

【参考文献】

[1]陈连，刘晓萍.机床主轴静刚度的优化设计[J].机械强度，1989（01）：6-9.

[2]Bollinger. J. Grand Geiger. G. Analysis of the Static and Dynamic Behavior of Lathe Spindles [J]， J. Mach. Tool Use. Rest， Vol. 3， 1994： 193-209

[3]Reddy. V. R. and Shoran. A. M. The finite-Element Modeled design of Lathe Spindle： The static and Dynamic Analysis [J]. ASMI： Journal of Vibrations， Acoustics， Stress and Reliability in design， Vol. 109. 1987

[4]Bollinger J Grand， Geiger G， Analysis of the state and Dynamic Behave of Lathe Spindles， Journal of Maehine Tool & Manufacture.1994， 3： 193-209

[5]付華.主轴部件的动态特性及动力修改[D].江苏工学院，1992

[6]肖曙红.前支承为三联角接触球轴承主轴组件的性能分析和简化计算.大连理工大学，1994

[7]刘素华.加工中心用电主轴的研究与设计[DJ].北京理工大学， 2000

[8]成大先.机械设计手册-第5版[M].北京：化学工业出版社， 2008.