YBD-0立式加工中心整机有限元分析与结构轻量化设计论文

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　　摘要：分析某公司YBD-0立式加工中心的原始设计方案，在不降低其静动态特性的前提下，研究整机结构轻量化方案。首先分析计算了满载工况所需的切削力。然后将简化处理后的整机模型导入ANSYS Workbench开展静力学和模态分析，并对几个关键大件进行拓扑结构优化。最后对优化重建的整机开展静动态分析，对比了优化前后的整机性能。结果表明，优化后的整机质量和总位移分别为3 361.66 kg和39.315μm，比优化前的3 573.60 kg和60.864μm分别减少了5.98%和35.4%，基频由优化前的47.07 Hz提高到55.23 Hz，满足设计要求。

　　关键词：立式加工中心；有限元；模态分析；拓扑结构优化；轻量化

　　Abstract:The original design scheme of YBD-0 vertical machining center of a company was studied to reduce its overall weight without reducing the static and dynamic characteristics.The cutting force required under full load condition was analyzed and calculated.Then,the simplified whole machine model was imported into the ANSYS Workbench for static and modal analysis,and several key large parts were optimized for topology.Finally,the static and dynamic analysis of the whole machine after optimization and reconstruction was carried out.The results show that the total mass and displacement of the whole machine after optimization are 3 361.66 kg and 39.315μm respectively,which are 5.98%and 35.4%less than the 3 573.60 kg and 60.864μm before optimization,and the fundamental frequency is increased from 47.07 Hz before optimization to 55.23 Hz,which can meet the design requirements.

　　Key words:vertical machining center;finite element;modal analysis;topology optimization;lightweight

　　0引言

　　加工中心的结构是由多个零部件组成的复杂动力学系统[1]，其整机性能由各零部件集成后体现。合理设计各零部件是实现整机工作性能的基本保证，对加工中心优化设计的关键在于整机的集成优化设计。

　　机床结构部件分为支撑部件和运动部件，分别承受机床切削工作载荷和在控制系统驱动下实现刀具对工件的切削加工。结构轻量化设计以重量为优化目标，在满足一定的静、动态性能约束和结构尺寸的侧面约束条件下，找出结构参数的最佳值[2]，即使用尽可能少的材料，并将材料分布到正确的位置/形状中，使每单位质量提供更多的功能。目前机床结构轻量化设计中常用方法包括：参数优化、结构拓扑优化、考虑多种约束条件的多方法综合结构设计，以及近年兴起的仿生优化设计方法[3-4]。文献[5-10]分别采用上述方法对选取了机床立柱、横梁、床身或整机进行了结构优化和整机静动态分析，取得了较好的效果。

　　本文采用有限元方法，结合长期积累的机床开发经验对公司开发的YBD-0立式加工中心原始方案进行分析，并采用拓扑结构优化方法对进行轻量化设计，在不降低原方案基本结构和静动态特性基础上，满足减少质量、降低成本的要求。原始方案见图1与表1。

　　1整机原始方案分析

　　1.1切削力计算YBD-0立式加工中心承受的外部载荷主要来自切削力和加工中心各零部件的自重。设计该加工中心使用的刀具为面铣刀，刀片材料为硬质合金，工件材料为45号碳钢。选取满负载切削工况。根据文献[11-12]，加工中心所受到的切削力可按式(1)~(2)计算：

　　(2)接触面定义[13-15]。①将立柱和主轴箱之间的滑块与导轨之间的接触定义为允许有微小位移，即定义为No separation，有极小位移和无摩擦滑动，输入滑块与导轨之间的摩擦因数；②工作台和主轴箱的滑块与导轨之间的接触定义为允许有摩擦，即定义为Rough，输入滑块与导轨之间的摩擦因数；③底座与立柱是通过螺钉固定，定义为全部面接触。上述定义适用于本文下面相关分析。

　　(3)应力与变形分析。加工中心等效应力见图3，最大应力集中在连接主轴箱和立柱的滑块上，其值为5.189 2 MPa，远小于HT250许用强度250 MPa。

　　整机最大变形位于立柱顶部和主轴箱最外端主轴电机孔，其值为60.864μm，见图3，应给予改善。

　　激励源分析。YBD-0立式加工中心设计用于铣削加工，主轴转速n=3 750~8 000 r/min。铣削切削力为间歇切削方式，是机床振动的主要激励源，激励频率为f=n·k/60，n=3 750~8 000 r/min，铣刀齿数为4，可得切削产生的激励频率为250~533 Hz。整机前6阶固有频率范围为47.07~128.93 Hz，与激励频率无重合区域。

　　2关键大件结构分析

        2.1立柱

　　(1)立柱的受力分析。主轴箱和主轴电机质量分别为mz=1 117.5 kg、md=66 kg，由主轴箱体传递的切削力在两条导轨的X、Z方向上产生的力矩可按Mx=FxLx；Mz=FzLy进行计算。其中，Mx为切屑力对X方向的弯矩，N·m；Mz为切屑力在对Z方向弯矩，N·m。计算结果为Mx=672.08 N·m，Mz=407.85 N·m。

　　此外，刀库产生的重力Gk=980 N；主轴箱产生的重力Gz=2 254 N；主轴电机产生的重力Gd=646.8 N；横向进给力Fx=1 143 N；纵向进给力Fy=3 100 N；垂直进给力Fz=1 900 N；X轴方向上产生力矩Mx=672.084 N·m；Z轴方向产生力矩Mz=401.85 N·m。

　　(2)静力学分析。划分立柱网格后，将上述分析的各种力施加在立柱上，载荷与约束见图5(a)。在设定重切削时可得立柱等效应力云图如图5(b)所示，最大应力位于立柱顶部，为3.217 5 MPa，该应力值远小于HT250的许用强度。立柱的总位移如图6(a)所示，立柱的最大位移出现在顶端，其值为20.015μm。

　　(3)立柱模态分析。立柱1阶模态见图6(b)，分析可知，大部分扭动变形集中在立柱的上部和后部，该区域存在着肋板分布不合理，可考虑进行优化。

　　(4)立柱的优化。由图7可看出，优化后立柱材料分布不规则，难以直接应用于工程实际。因此，本文根据拓扑优化图，将立柱中部壁厚由原20 mm减到15 mm，在背面增加5排孔，再结合工艺，优化重建后的模型见图8。

　　优化后的立柱总体变形为20.01μm，见图9(a)，比较优化前23.55μm减少了9.997%。立柱1阶模态见图9(b)，优化前后性能参数见表3。应力虽然增加，但分布更加均匀，远小于材料许用强度；模态分析表明固有频率有小幅降低；立柱优化后质量为937.12 kg，对比优化前的1 042.16 kg减少了约10%，效果明显。

　　2.2底座

　　底座是支撑部件，承受各部件和工件等零部件的质量。主要件立柱、主轴箱、工作台、鞍座、电机、刀库的质量和工作台最大承载质量分别为ml=1 053.44 kg，mz=230 kg，mg=288.35 kg，ma=469.54 kg，md=66 kg，mt=600 kg，mk=125 kg。

　　(1)静力学分析。底座总位移为11.034μm，见图10(a)。

　　(2)模态分析。底座1阶模态见图10(b)，其固有频率为264.45 Hz，远大于切削工作时产生的激励频率，不会引起共振。1阶振型为呼吸模态，即在中部弯曲扭动，表明中部肋板结构薄弱，需加强。

　　(3)底座的优化。根据底座拓扑优化模型(图10(c))，并参考铸造工艺，优化了出沙孔基本形状，即将底座中间出沙孔改为椭圆孔，两边仍为方形孔；增加孔数量，将底座两边改为肋板，减少导轨长度。底座重建前后的模型见图11。

　　常规防火设计方案和几个典型非常规防火设计方案。在方案上采用了主动消防和被动消防相结合的策略，主动消防是从预防和根治的角度，采取隔离和主动防御的措施；被动消防是从经济实用和简单易用的角度，选择相对合适的灭火措施。

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