CA6140机床床身结构设计与优化.docx

1、CA6140机床床身结构设计与优化CA6140机床床身结构设计与优化机床床身的结构性能对整机特性影响很大， 关系到整机的加工精度和零件的加工质量， 以及整机的运行稳定性与工作寿命。目前，对普通车床床身的设计缺乏有效的理论依据，床身的设计不尽合理，结 构设计上存在不少缺陷。针对这些因素，有必要进行以减重为目的的床身结构优化。CA6140车床是普通车床中的主流车床之一，因此对该型号车床的床身进行优化设计有重要的实际意 义。本文利用三维建模软件 UG建立床身的简化模型，导入 ANSYS中进行模态分析，求得其6阶固 有频率，为以防止共振为目的的结构优化提供方向和依据。以床身原结构为参考，对其腔体数量、

2、肋 板厚度及形状进行设计，得到 4种优化方案，逐一导入 ANSYS中进行分析，求得各方案质量、固有 频率、最大振幅以及振型图等。对各优化后的方案作对比分析，综合考虑刚度、固有频率、质量、振 幅与噪声等影响，选择最优方案。1、车床床身三维模型的建立车床零部件较多，其中对整机结构性能影响较大的零部件主要有床身、主轴箱、溜板箱、尾架等，因此可以对CA6140车床模型进行简化。根据 CA6140实体建立的床身UG模型如图1所示。车床模型总体长 1810mm，宽 240mm，高 397mm。图1床身UG模型2、床身结构的有限元模态分析模态是结构的固有振动属性，每一个模态具有特定的固有频率、阻尼比和振型，

3、模态分析在结构动态 设计中不可缺少。固有频率和振型是机械零部件承受动态载荷时结构设计中的重要参数， 为了有效避免结构在使用中因共振等因素造成的影响，对床身进行模态分析，从而确定机床结构的模态频率、阻 尼比和振型，分析结果可作为结构优化设计和结构改进的理论依据。将UG建立的三维实体模型导入 ANSYS。设置床身材料为 HT300，密度为7850kg/m3 ，泊松比卩=0 . 3,弹性模量E=200GPa，压缩屈服强度为250MPa。在2个床腿处施加固定约束，以约束全部自由度。网格可划分为 110个精度等级，选6级精度对床身模型进行网格划分，共划分岀 149705个节点，89260个单元，如图2所

4、示。在ANSYS中定义 自由模态分析阶数为6阶进行有限元分析。求解得到床身前 6阶刚体模态振型如图3所示。床身结 构的前6阶固有频率和振型见表1。图2网格划分模型i.-Bi- 叫上h ian Mt-H- 0, -Iacj 一* - Plniq：1XO I.(m床身第I阶模态f4 c311.- (b)床身第2阶模态(c)床身第3阶模态(小床身第斗阶模态(釘床身第5阶棋态床身第6阶模态图3床身前6阶模态振型阶数频率/Hz振幅/mill振型114. OtIS0. 126 6绕）轴方向摆振12 230(I. 08S 9绕/轴方向振动320. ()62(h 127 0局部沿方向振动42丄 634(k 1

5、05 1绕方向振动526.8410. 129 I绕）轴方向振动627.394(K 175 2绕7轴方向振动表1CA6140车床床身模态分析3、床身结构优化方案及对比3.1优化方案对CA6140车床床身进行以减重为目的的床身结构优化设计，保证减重后床身的静刚度不变，固有 频率不降低。通过研究 CA6140的总装图，明确与其他零件的装配方式，以及装配过程中可能岀现 的干涉、排屑、润滑等工作要求，提出优化方案，各方案模型见图 4。方案1在原有结构的基础上，增加床身肋板数量和腔体数量。方案2在原有结构的基础上，增加肋板厚度。方案3在方案1基础上，改筋板结构为交叉网状结构。方案4在方案1基础上，改肋板结

6、构为 V字型。对方案1进行模态分析，将其三维模型导入 ANSYS中，经求解得6阶振型，如图5所示。根据方案(e)方案3(t)方実2图4改进后模型(町床身第1阶模态(b)床身第2阶模态(c)廉身第3阶模态(d)床身第4阶模态代)床身第5阶模态床身第6阶模态阶数频率/Hz振幅/nun振型1阶10.2300. US 6绕1轴方向摆振2阶0. 089 0绕W/.面上摆振3阶19. 475(L 121 3局部沿）方向振动4阶22. 59()(k 165 6绕面上摆振5阶23. 563(h 105 2绕、轴方向摆振6阶24. 720(k 152 2绕轴方向摆振表2方案1模态分析对方案2进行模态分析，将其三

7、维模型导入 ANSYS中，经求解得6阶振型，如图6所示。各阶固有频率、振幅等数据见表3床身第1阶模态(b)床身第2阶模态(c)床身第3阶模态 (d)床身第斗阶模态心床身第5阶模态 庆身第6阶模态阶数频率/缶振幅/ mm振型1阶13. 1250.113 8绕轴方向摆振2阶IS. 425(L ()86 1沿方向振动3阶19. 607().128 2在面上振动4阶22.9060. ()97 6沿.Y方向摆振5阶24.782(k 169 2绕/轴方向扭振6阶2& 492(k 128 1在MW面上摆振表3方案2模态分析对方案3进行模态分析，将其三维模型导入 ANSYS中，经求解得6阶振型，如图7所示。各

8、阶固有 频率、振幅等数据见表4。对方案4进行模态分析，将其三维模型导ANSYS中，经求解得6阶振型如图8所示。各阶固有频率、 振幅等数据见表5。3 . 2各方案对比分析对优化前后的床身模态进行对比分析，由表 6中数据及表7中固有频率/质量比值可知:4种优化方案中除方案1固有频率略低外，其余各阶固有频率均有所提高，质量都有降低，振幅也有所减少。方案1由于增加了腔体的数量，质量上有明显降低，刚度却略显不足，且考虑到其3阶固有频率19.475Hz 与II轴回转振动频率19 . 52Hz很接近，易发生共振，故此方案舍弃。方案 2基本实现了优化的目的，减轻了床身质量，增加了床身刚度，但其1阶固有频率13

9、 . 125Hz与I轴回转振动频率13 .02Hz 相接近，其3阶固有频率19 . 607Hz与II轴回转振动频率19 . 52Hz相接近，较易发生共振。方案 3较好地实现了床身的优化，质量减轻，固有频率有较大提高，有效避开了车床的回转振动频率及啮合振动频率，不易发生共振。方案 4也很好地满足了要求，但其1阶固有频率12. 994Hz与I轴回转振动频率13 . 02Hz很接近，易发生共振共 E 1 an(a)床身第1炸模态 (b)床身第2阶模态:吨祯(c床身第3阶模态(d)床身第4阶模态(可床身第5阶模态床身策&阶模态阶数频率/Hz振幅/ mm振型1阶13. 4260. 109 9绕）轴方向摆

10、振2阶1 & 5054 ()X7 8在（必面上振动3阶19, 6320. 12S 5局部绕1轴振动4卩介22. 9870. 097 ()沿方向摆振5阶24. 4600, 169 S绕/轴方向扭振6阶3(k 576(L 126 5在（必面上摆振表4方案3模态分析阶数频率/Hz振幅/ mm振型1阶12. 994(1 107 3绕）轴方向摆振2阶IS. 3910 085 2在102面上振动3阶19. 640 128 7局部沿轴振动4阶22. 8670. ()98 2绕）方向摆振5阶24.348(X 166 9在面上扭振6阶3L587(X 129 2在（）z面上摆振表5方案4模态分析心）床身第阶模态

11、（b）床釦第2阶模态（e）床身第3阶模态 （d）床身第4阶模态（e）床身第5阶模态 床身第6阶模态图8方案4的前6阶模态振型项目原方案方案1方案2方案3方案4I阶固有频率/出14.008KL23013.12513.42612.9942阶固有频率/山19-23018.85618.42518.5051K3913阶固有频率/出2(106219.47519,60719.63219. M4阶固有频率/Hz24.63422,5902=90622.98722.8675阶固有频率/山26.8423.56324 78224,46024.3486阶固有频率27.39424.7203(15763L587质量丿k呂4

12、96/70463.11457.56453.71454.89表6优化前后各阶固有频率及质量对比阶数原方案方案1方案2方案3方案41阶(L028 20.022 0(1028 70.029 60.028 62阶0.038 70.（冲）70 (M0 30 (M0 80. MO 43阶0JU0 4(k()42 0(1()42 9(L23 30JU3 24阶0449 60. ()48 8(10? 0 00. 05() 70 05() 35阶05)54 0山()50 9OJI54 2(L 054 0().053 5&阶0.055 10.053 40()62 30,067 40.069 4表7各方案固有频率质量比4、结论综上分析，方案3在减轻床身总质量的同时，提高了系统刚度，降低了振动与噪声，有效避开了传动 轴回转振动频率和齿轮啮合振动频率，使系统更安全、可靠。本文针对 CA6140 型号车床的结构优 化设计，可为同类机床的研发设计提供理论参考。