的峰值 。由此可知

,

前端集中质量为

21 kg

左右时

,

主轴部件具

有较好的动特性 。

(a)

主轴静态变形对前轴前端 　　　

(b)

主轴

y

向响应峰值对前轴

质量的变化曲线

前端质量的变化曲线

图

5

3. 4

　主轴轴向尺寸变化对主轴静 、

动特性的影响分析

以上分别讨论了主轴跨距 、

前轴承刚度 、

主轴前端集中质

量等参数对主轴部件静 、

动特性的影响

,

没有涉及到主轴本身

结构尺寸的改变 。由于原主轴的轴向尺寸较大

,

因此

,

通过减

小主轴轴向尺寸的措施来改善主轴部件的静 、

动态特性 。图

6a ,b

分别为主轴前端静变形 、

主轴前端

y

向谐响应峰值对主轴

轴向长度减小量的变化曲线

;

轴向尺寸减小量范围为

0

～

100

mm

。

根据图

6

变化曲线不难得出如下结论

:

(1)

随着主轴轴向长度的减少

,

主轴静变形在达到一个最

低峰值后呈现上升的变化趋势

,

说明随着主轴轴向长度的减

小

,

主轴前端静变形变大 。

(2)

主轴第

3

阶模态频率随轴向长度的减少

,

基本上呈现增

加的变化趋势 。第

3

阶模态在

y

方向的谐响应峰值随轴向长

度减小而明显下降

,

且峰值差值在

100 mm

处达到最小

,

即振动

时能量分布更趋合理 。

(3)

由上述

(2)

可知

,

在主轴部件结构的改进设计中

,

通过减

少主轴轴向长度来提高主轴部件的动态特性是可行的 。

　　

(a)

主轴静变形对轴向长度 　　　

(b)

主轴

y

向响应峰值对轴向

减少量的变化曲线

长度减少量的变化曲线

图

6

3. 5

　主轴径向尺寸变化对主轴静 、

动特性的影响分析

由上述分析可知

,

减小主轴轴向长度

,

主轴的

y

向各阶动

柔度分布趋与平均

,

且第

3

阶模态柔度明显降低

,

即主轴动特

性得到提高

,

但同时主轴前端的静变形增大

,

即主轴静刚度降

低 。因此

,

应通过增大主轴径向尺寸来保持或提高原主轴的静

刚度

,

使主轴部件的静 、

动特性均得到改善 。因此

,

选择

y

向特

性最好的一个轴向长度减少量

100 mm ,

在此基础上增加主轴径

向尺寸

,

以达到在保持或改善原主轴静特性前提下

,

提高主轴

部件动特性的目的 。径向尺寸增量为

5 mm

～

10 mm

。图

7a , b

为主轴前端静变形 、

主轴前端

y

向响应峰值对主轴径向尺寸减

小量的变化曲线 。

(a)

主轴静变形对主轴外圆 　　　

(b)

y

向响应峰值对主轴外圆

直径增加的变化曲线

直径增加的变化曲线

图

7

根据图

7

变化曲线不难得出如下结论

:

(1)

由静变形曲线可知

,

在不改变主轴内孔径

,

仅增加主轴

外径尺寸为

5 mm

时

,

主轴的静变形明显减小

,

说明不改变主轴

内孔径

,

仅将主轴外径增加

5 mm ,

就能够明显提高主轴静刚度 。

(2)

主轴外径增大的同时

,

主轴部件原来

y

向动柔度峰值

更趋平均

,

而

z

向动柔度峰值变化不大

(

图略

)

。

(3)

由上述两点可知

,

采用主轴轴向尺寸减小

100 mm ,

不改

变主轴内孔径

,

仅增加主轴外径尺寸的措施

,

能够同时提高主

轴静 、

动特性 。

4

　结论

由上述主轴部件动力修改的特性曲线分析来看

,

通过设计

合理的主轴轴向和径向尺寸

,

以及匹配合理的前端质量 、

轴承

刚度等参数

,

可以使主轴部件的静 、

动特性得到改善和提高 。

由此

,

综合考虑静 、

动特性后可确定如下设计方案

:

主轴轴向尺寸减小

100 mm ,

主轴外径增大为

85 mm ,

主轴内

孔径不变

,

主轴前端质量保持

21 kg

不变

,

主轴轴承根据主轴外

径重新选择

NSK7217A5

向心角接触球轴承

,

接触角

25

°。

重新对改进后方案进行有限元静 、

动特性计算

,

并与原始

结构加以比较

,

可以得出

:

(1)

改进与优化后的主轴结构质量减轻了

0. 46 kg ,

比原始

结构质量下降了

4 % ,

主轴

y

向静变形下降了

36 %

。

(2)

与原始结构相比

,

改进后结构

y

向最大动力响应峰值

下降了

37 % ,

第

3

阶模态动力响应峰值与第

2

阶模态动力响应

峰值的比值下降了

73 % , y

向最大负实部绝对值下降了

37 %

。

(3)

改进后结构

z

向最大动力响应峰值下降了

54 % ,

第

1

阶

模态响应峰值与第

3

阶模态响应峰值的比值下降了

47 % , z

向

最大负实部绝对值下降了

59 %

。

由分析结果可知

,

经过改进后的机床主轴部件的静 、

动态

特性均得到了明显的改善

,

说明了所进行的主轴部件动态改进

和广义优化设计达到了预期的目标 。

参考文献

[1 ]

　托贝斯

S A .

机床振动学

[ M ] .

北京

:

机械工业出版社

, 1977 :

135 - 257.

[2 ]

　王佳民

.

导弹惯性平台结构的动态分析与优化设计

[ D ] .

西安

:

西

安交通大学

,1997 :6 - 54.

[3 ]

　

Brandon J A ,Al - Shareef K J H. On the validity of sereral common as

2

sumptions in the design of machine tool spindlebearing system[J ] . Int . J .

Mach. Tools Manufact . 1991 ,31 (2) :235 - 248.

5

3

2004

年

5

月

张波

,

等

:

数控机床主轴部件动态优化设计