当前位置：首页 > 实用文档 > 论文> 利用ANSVS的数控车床尾座箱体分析及优化论文

利用ANSVS的数控车床尾座箱体分析及优化论文

时间：2023-09-25 07:34:09 论文收藏本文下载本文

利用ANSVS的数控车床尾座箱体分析及优化论文（精选2篇）由网友“陪妳失眠”投稿提供，下面小编给大家整理利用ANSVS的数控车床尾座箱体分析及优化论文，希望大家喜欢！

篇1：利用ANSVS的数控车床尾座箱体分析及优化论文

利用ANSVS的数控车床尾座箱体分析及优化论文

引言

数控车床尾座是机床的重要组成部分，起到夹紧定位工件的作用，它的静动态特性对机床加工精度及稳定性有直接影响。一般采取结构优化的方式来提高尾座的静态及动态特性，以提升尾座工作性能和稳定性。重型数控车床加工不同零件时，尾座需要来回运动完成夹紧、定位工件的任务，这就要求尾座质量适中，以便加大机构的灵活性。本文以HTC100型数控车床尾座箱体为例，通过UG建立精确的实体模型，利用ANSYSWorkbench软件对其进行有限元特性分析，根据分析结果进行拓扑优化，为尾座箱体的合理设计提供一种可行性的参考。

1 在ANSYSWorkbench中设置材料属性、划分网格

HTC100卧式数控车床尾座由灰铸铁HT300铸造而成，在ANSYS软件中进行有限元分析之前必须设置材料属性，HT300的弹性模量为143GPa，泊松比为0.27，密度为7340kg/m3。划分网格是有限元分析中关键环节，本文选用ANSYS12.0Workbench中提供的四面体网格划分法(Tetrahedrons中的PatchConforming法)对尾座箱体模型进行网格划分。选该方法最主要的两点理由：1)网格划分快速，适用于形状复杂的几何体。2)在关键区域能适应近似尺寸进行细化。网格划分后得到的有限元模型如图2所示，模型的节点数为56793，单元总数为33014。

2 施加边界条件

对尾座箱体进行静、动力学分析必须在ANSYSWorkbench中对箱体施加边界条件，包括箱体受到的力及转矩，以及确定箱体的支承表面。尾座箱体内部受力主要来自零件自身重力，其中顶尖、套筒、轴、齿轮等主要零件重力通过在UG软件自身“质量特征”功能获得。尾座箱体除受到内部零件重力外，还有加工过程中通过顶尖传递的切削力及力矩。现以加工长轴零件为例，根据厂家给出的经验数据，尾座对工件的夹紧力为5.28kN，车床所能提供的最大切削力为60kN，通过计算主切削力Fc=53.4kN，背向力Fp=18.6kN，进给力Ff=20.4kN。受力分析后得到箱体受到顶尖传来的.力及力矩分别为：Fx=560N、Fy=1572350N、Fz=15120N、M=8811N·m，方向为绕Z轴逆时针方向。将这些力及力矩施加到箱体各个表面。尾座箱体整体固定在机床床身上，因此箱体底部接触表面受到固定约束。

4 有限元分析

4.1 静力学分析

尾座箱体的静力学分析是计算在固定不变的载荷作用下，箱体的位移与应力，它不考虑阻尼与惯性的影响。其分析结果对箱体的结构优化有重要参考价值。对尾座箱体进行静力学分析，箱体的最大位移为1.23×10-4m，最大应力为4.44×107Pa。由计算结果可以看出箱体的最大位移数值较小，能满足加工精度需求。HT300的极限应力为300MPa，尾座箱体的最大应力远远小于材料的极限应力值，箱体刚度满足要求，因此有进一步进行优化的可能。

4.2 模态分析

机床在加工过程中，受到噪声与振动相互作用，产生周期性变化的激振力。这种激振力的频率与结构的固有频率相同或成整数倍时，容易引起共振，降低机床加工精度及稳定性。由于重型数控车床存在振动、噪声大等问题，因此很有必要对尾座箱体进行模态分析。在ANSYS中对箱体进行模态分析后得出箱体的前6阶模态如表1所示。HTC100型数控车床的主轴设计最高转速为200r/min，频率为3.33Hz。数据可以看出作用在尾座的激振力频率远远小于尾座箱体自身前6阶频率。不会发生共振现象，对工件加工精度影响不大。

5 优化

5.1 运用Workbench进行优化

拓扑优化实质上是指在结构受到给定约束情况下，为了使目标量(总体刚度、自振频率等)稳定而寻求结构材料使用的最佳方案。利用ANSYSWorkbench中“ShapeOptimization”功能对尾座箱体进行拓扑优化。施加边界条件后，优化目标设置为5%，进行求解运算。

5.2 根据分析结果进行优化设计

由于分析结果中可切除区域分布不规则，在实际加工中必须考虑应力分布及工艺的复杂程度。因此不能把可切除区域全部切除。在SolidWorks中以规则几何形状大致切除可切除区域，质量减少1250.4kg，对优化方案进行有限元分析，其位移、应力可以看出优化后箱体的最大位移是1.2×10-4m，最大应力是4.65×107Pa。材料的极限应力仍然远远大于箱体的局部最大应力，位移数值也相对较小，对加工精度影响不大。

6 结论

1)利用有限元软件对产品进行分析可以节省厂家制造样机、实验测试的成本。在软件环境里运算得到产品的主要性能，为产品设计提供优化的结构及尺寸，这种新型的优化设计将会在未来机械设计加工过程中逐渐成为主流。

2)利用Workbench对尾座箱体进行优化，优化设计后的尾座箱体最大位移、最大应力、低阶频率基本保持不变，在满足设计要求的基础上，质量减少了5%，使得尾座运动更加灵活，为产品设计更加优秀提供了一个可行的方案。

篇2：利用ANSVS的断带抓捕装置机架的仿真分析论文

利用ANSVS的断带抓捕装置机架的仿真分析论文

引言

带式输送机主要用于煤矿井下物料的连续运输，而其在高负载、高转速、大倾角等特殊工况下，存在发生断带事故的可能性，进而造成不必要的人员和财产损失。断带抓捕装置是保障带式输送机安全运行的重要设备之一，山于输送带断带时的回弹力巨大，对断带抓捕装置形成较大载荷，而机架是承担该回弹力的主体，因此有必要对其进行仿真分析，以确保抓捕器装置的可靠性。

1 断带抓捕装置的工作原理

本文所设计的带式输送机断带抓捕装置的结构如图1所不，其主要山楔形自锁抓捕机构、延迟触发结构、液压动力机构和机架等构成。

楔形自锁抓捕机构山滑轨、上下动夹板、上下定夹板、液压系统组成。延迟触发机构山摩擦轮、泵、复位缸组成。构，结构简单且动作灵活。断带抓捕装置是通过液压缸驱动上、下动夹板，将上输送带挑起、下输送带下压，与固定在机架上的楔形自锁块相互作用，对断裂的输送带进行面接触摩擦制动。

2 仿真模型的建立

断带抓捕装置的机架主要山普通碳钢组成，横梁部分需要与抓捕机构配合，故采用铸钢。这样既能够保证结构强度和抓捕效果，又能够保证整个液压抓捕系统的经济性。板材之间主要采用螺栓连接及焊接。根据上述条件，本文采用以下步骤建立机架的仿真模型:

1)导入模型。通过Pro/E软件与ANSYS软件间的接口，将所建立的机架模型导入ANSYS中。

2)指定模型各部分的材料。在本文的设计中，断带抓捕装置的机架主要山型钢组成。

3)对模型的各个部分进行接触关系的'定义。山于液压抓捕系统的机架主要山型钢组成，故所有的零件之间接触关系都定义为接合接触，且机架各部分按照壳单元处理。

4)对模型进行约束定义。应在模型底端的螺栓孔定义固定的儿何约束，以模拟真实工况中螺栓将液压抓捕系统的机架直接固定在地基上的安装方式。

5)对模型进行约束定义。在机架模型上部中间处的横梁上添加作用力，这个作用力为方向向左的500 kN载荷，并与竖直参考面成200夹角，且均布在中间横梁的下表面，用来模拟带式输送机断带后，液压抓捕系统的抓捕机构提供的抓捕力;同时，为机架的右边两根竖直杆添加作用于两根竖直杆中心且分别垂直两根竖直杆的250 kN的载荷，用来模拟带式输送机断带后，液压抓捕系统的液压缸施加给机架的支座反力。采用自动网格划分方式后，得到机架的有限元模型。

3 仿真结果分析

经ANSYS软件计算求解后，得到断带抓捕装置机架的等效应力分布云图及总变形位移云图。

机架的最大应力值发生在右竖直杆上。此处存在螺栓连接，且液压缸施加了一定的支座反力，但是此处的最大应力值为87MPa，而带式输送机断带抓捕装置机架所选材料屈服极限为235 MPa，因此依然在强度允许范围之内;带式输送机断带抓捕装置机架的位移最大值出现在施加载荷的中间横梁上，为21.4 mm，此处是楔形自锁机构通过螺栓安装在横梁上的位置，位移是沿着载荷施加的方向，故对螺栓连接的配合没有影响，结构可以安全工作。通过静力学分析可知，本论文中的带式输送机断带抓捕装置机架设计合理。

4 结语

针对矿用带式输送机设计研发了一种新型断带抓捕装置;2)指出断带抓捕装置中机架为受力主体，并对其进行有限元仿真分析，通过仿真结果可以看出，其最大应力和变形值均在其材料允许范围内，验证了所设计的断带抓捕装置的合理可行性。