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科技信息工程技术

应用ANSYS的相床主轴箱静力分析

常州轻工职业技术学院机械工程系缪小吉

[摘要]本文讨论了利用ANSYS对机床主轴箱进行静力分析。采用PROE建立主轴箱的实体模型，通过ANSYS软件提供的数据
接口程序将其导入ANSYS中，计算出静态应力、应力偏差和刚度，为动态分析、优化设计提供理论依据。

机床主轴箱是机床的关键部件，也是机床设计过程中T作量最大
的部件。主轴箱是采}j一根动力轴带动多根主轴的工作方式，各传动轴
必须在有限的标准箱体空间中找到适宜的分布位置并避免干涉，而各
轴的设计又必须保证其转速、旋向、强度和刚度，凶此难度较大。用有限
元法对主轴箱进行静态结构分析，计算出箱体的应力情况、固有频率和
振型，为主轴箱的动态分析和优化设计提供理论依据。
1．建立有限元模型
1．1建立简化的实体模型
根据主轴箱的二维工程图，利用Pro／E可以方便地建立主轴箱的三
维实体模型。为保证ANSYS分析结果的准确性，在Pro／E里定义模型的
尺寸单位为国际制(米千克秒)。以通用的IGES格式保存并导入AN—图4单元应力偏差分布图
SYS中。也可以采用PRO／MECHANICA进行二：次转换，然后再用AN—3．2应力分析
SYS进行分析。由于实体模型含有诸如螺纹孔、小圆角及倒角等小结图5为主轴箱节点等效应力分布网，从节点等效应力分布云图可
构，在建立主轴箱有限元模型时不可能使模型的质量矩阵和刚度矩阵以看出，主轴箱大部分区域的等效应力值在0～O．005MPa之间，最大值为
与实际情况保持一致，而且以上诸多小结构在网格划分以及求解的时15．447MPa，位于轴孔下边缘处。主轴箱应力分布不均匀；主轴箱大部分
候会耗用大量的资源和时间，所以在导人ANSYS建立有限元模型以区域的安全系数n=如在20以上，其设计的安全系数较大，从应力分
前，可根据等效原理对以上小结构进行简化，简化模型如图1所乐。析的角度，材料抵抗破坏的能力还有很大的潜力。应力值远远低于材料
的强度极限，其应力集中不会影响主轴箱体的刚度。而HT200的强度假
◆限为200MPa，所以远远满足强度要求，说明主轴箱有进一步优化的可能。
图1主轴箱的简化模型罔2主轴箱有限元模型
1．2定义单元类型材料属性
主轴箱材料使．L}J灰铸铁HP200，其密度7340kg／m；弹性模量
1．3E11Pa；泊松比0．25，由于主轴箱结构为空间不规则儿何体，故选川
有中间节点的solid92四面体单元；在materialmodels中依次输入密度、
弹性模量和泊松比。图5主轴箱节点等效应力分布图
13有限元网格的划分3．3刚度分析

一般轴承座的圆柱面只有1／2处承受载简，所以在网格划分之前网6为合位移场等值线分布图，从结构总变彤USUM分布网可以
要将受载面分割出来。在轴承的中心线上建立丁作平面(WP)，使x看出，主轴箱大部分的总变形值在0～0．004ram晟大值为0．009029mm，
轴与中心线保持一致，旋转Y轴到适当位置，按命令一divide—Areaby分别位J主轴箱孔施加载荷处和上箱盖边缘。主轴箱整体变形较小，能
WP，_}=}jY轴分割该圆柱面。每个单元大小为20mm进行自由网格划分。保证在最大承载条件下加工出高精度的产品。但整体来讲，i个方向的
节点数为11300个，单元数为9000个。箱体有限兀模型如图2所示。刚度分布不太均匀，如果可能，可以改进主轴箱结构，以提岛主轴箱刚
2．施加约束载荷及求解度，确保加工产品的精度。
主轴箱在工作条件下，三角形导轨而存Y，z方向运动均受到限制，
故对导轨而进行Y，z方向零位移约束，即UZ=UY=0；又矩形导轨z方向
运动受到限制，故对导轨面Z方向进干f零位移约束，即UZ=0。由于载荷
的特殊性，作如下处理：各个孔中心所受集中力等效成孔颈表面的均布
压力，Y，z方向压力覆盖范罔均为90。，如图3所示。P~z=4．16MPa，P

：3．12MPa；PBz=3．46MPa，Pl{Y=2．60MI’a

网6合位移场等值线分布网
4．结论
(1)由于精确地将轴承座圆柱面的承载而分割出来，所以施l』J『I的载
荷真实地反映了实际受载情况，主轴箱的网格划分密度良好，保证r汁
算结果的精度。
(2)应力分析和刚度分析结果表明，主轴箱体具有较高的抵抗破坏
和变形的能力，箱体的刚性较好。
图3找荷及边界条件施』JJ1
3．计算结果与分析参考文献
3．1误差分析[1]邵蕴秋ANSYS8．()有限元分析实例分析导航[M]北京：中国铁
选择通用后处理模块画单元』、力偏筹分布网如图4，从单元应力道出版社，2004
偏差分布图可以看出，大部分的麻力偏差SDSG值住0～O．001MPa，局[2]郑翔基于FEM的箱体结构分析及优化设计[I)]南京：东南大