建立某精密機(jī)床主軸的有限元模型,根據(jù)主軸的實(shí)際工作情況對其施加約束和載荷進(jìn)行靜、動態(tài)性能分析,以檢驗(yàn)設(shè)計的合理性。分析主軸的靜態(tài)性能,得到的主軸靜態(tài)變形和等效應(yīng)力的變化情況,均滿足主軸的強(qiáng)度和剛度設(shè)計要求。分析主軸的動態(tài)性能,確定了主軸的前六階固有頻率,得到了主軸在前四階頻率范圍內(nèi)的諧響應(yīng)位移曲線,表明主軸在工作轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi)不會發(fā)生共振。 

【文章來源】：數(shù)字制造科學(xué). 2020,18(04)

【文章頁數(shù)】：4 頁

【部分圖文】：

某精密機(jī)床主軸系統(tǒng)結(jié)構(gòu)圖

靜態(tài)性能分析的目的是為了校驗(yàn)主軸的強(qiáng)度和剛度是否符合設(shè)計要求,因而只需要分析主軸靜態(tài)變形和等效應(yīng)力的變化情況。主軸的變形和等效應(yīng)力分布情況如圖2所示。主軸后端在轉(zhuǎn)矩的作用下變形量較大,最大變形量為0.005 553 1 mm,根據(jù)主軸所受的力矩23.1 N/m可求出主軸后端所受切向力為871.7 N,徑向力為371.3 N。根據(jù)徑向力和最大變形量可計算主軸的靜剛度為567 000 N/m,故主軸剛度滿足設(shè)計要求。

諧響應(yīng)分析是指在外界激勵作用下,系統(tǒng)各部分的位移響應(yīng)。對主軸后端施加切向力871.7 N和徑向力371.3 N,由模態(tài)分析結(jié)果可知,在一、二階固有頻率時,主軸中部和尾端的變形量較大,選擇主軸中部為觀測對象,可設(shè)定頻率范圍為1 500～3 000 Hz;而在三階、四階固有頻率時,主軸尾端的變形量最大,設(shè)定頻率范圍為3 500～4 000 Hz。諧響應(yīng)分析結(jié)果如圖4所示。圖4 主軸諧響應(yīng)分析結(jié)果

【參考文獻(xiàn)】：
期刊論文
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碩士論文
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本文編號：3562757