摘 要：本文以VMC1000L立式加工中心主軸箱為例，運用有限元方法和ANSYS軟件，從機理研究入手對主軸箱進行仿真分析，通過分析結果找出零件的薄弱環節，并結合企業生產的實際需求對零件的薄弱位置進行設計改進，最終獲得最大變形減小9.1%，且前四階模態固有頻率均有改善的設計改進方案，在實現零件的結構改進的同時，也為類似零件的設計改進提供了相應的理論依據和技術途徑段。
1 、前言
隨著科學技術的不斷進步，數值模擬技術被廣泛應用到土木、機械、電子等諸多領域，并對這些領域產生了深遠的影響。有限元方法是數值計算方法中的一種，自1943年Courant首先嘗試用定義在三角形區域的分片連續函數和最小勢能原理求解St.Venant扭轉問題以來，如今有限元方法已經成為現代機械產品研發、設計、優化的重要參考依據之一，對縮短現新產品的研發周期、提高產品質量有重要影響。
主軸箱是立式加工中心的關鍵零部件之一（本文以VMC1000L立式加工中心的主軸箱為例，該主軸箱簡化三維實體模型如圖1所示），主要起安裝、支承主軸系統的作用，其靜動態性能直接影響到機床的加工精度、精度穩定性和抗振性。鑒于在現實生產中主軸箱受重力和切削力的影響，導致其各部分發生變形，從而會在一定程度上降低機床整機的剛性和加工精度，并影響到機床整機的靜動態性能。因此，本文運用有限元方法和ANSYS軟件，從機理研究入手對主軸箱進行仿真分析，通過分析結果找出零件的薄弱環節，并結合企業生產的實際需求對零件的薄弱位置進行設計改進，以實現主軸箱的結構優化，并為穩定、提升機床整機的動靜態性能提供保障。
2、 靜力結構分析
對立式加工中心主軸箱的靜力學分析，主要是求解重力、 切削力等靜力載荷下引起的結構位移和應變，即通過在ANSYS Workbench軟件中對該主軸箱的三維實體模型進行仿真分析來求解穩定外載荷（固定載荷和約束）所引起的系統或零部件的位移、應力、應變和作用力。經分析，主軸箱的應力和變形分布云圖如圖2所示（材料為HT250，各向同性、介質均勻；密度為7300kg/ m3，彈性模量1.3e11Pa；泊松比0.25；采用自動生成默認網格的方式將網格劃分為10節點的四面體單元solid187和20節點的六面體單元solid186）。
圖1 VMC1000L 立式加工中心主軸箱
圖2 主軸箱應力和變形分布云圖
圖3 主軸箱振型圖
從應力分布云圖可見，該主軸箱最大應力集中點位于主軸箱背面與線軌滑塊連接的螺栓孔處，最大應力為4.13MPa（圖2應力分布云圖中的紅色位置）；其余的應力主要集中在主軸箱兩側面皮帶觀察孔和主軸箱下底面與斜面型體輪廓銜接處等位置。
從變形分布云圖可見，該主軸箱的最大變形位于箱體右前方兩加強筋的端頭位置，最大變形量為0.0132mm（圖2變形分布云圖中的中紅色位置），變形方式為向下彎曲，主要是受箱體自身重量、主軸機構附屬零件的折算重力、主軸重量和結構形式（頭部凸出）等的影響，會降低整機的靜態性能（如主軸軸線和機床坐標Z軸線運動間的平行度，主軸錐孔的徑向跳動等）和零件的加工、裝配效率，需要對主軸箱的筋腔結構進行加強。
3 、模態分析
模態分析主要是通過研究結構或機器部件的振動特性，從而得到結構的固有頻率和振型，以避免在實際工況中因共振因素造成結構的損壞 。經分析，該立式加工中心主軸箱一至四階模態的固有頻率分別為269.11Hz（箱體頭部沿X方向左右擺動）、306.32Hz（箱體頭部沿Y方向上下擺動）、547.24Hz（箱體頭部繞Z軸扭轉）、818.4Hz（頭部右側兩筋板沿Y方向對角上下翹動），對應的振型圖如圖3所示。
從一到四階振型圖可見，該主軸箱的端頭部分振動最大（圖3一階振型圖中紅色位置），主軸箱箱體與頭部型腔銜接處（圖3一階振型圖中藍色與青色相連接的顏色漸變位置）、皮帶觀察口（圖3二階振型圖中的大方孔）等為薄弱環節，振型主要表現為頭部的擺動和扭轉，主要是箱體懸臂梁結構和內腔“井”字型布筋、皮帶觀察孔過大導致主軸箱局部剛性不足等因素造成的。
同時，雖然該主軸箱自身的一階模態的固有頻率有269.11Hz，但是由于它靠近振源（主軸、主電機），所以仍需對其薄弱環節進行適當的結構優化和設計改進，以進一步提高機床的剛性。
4 、結構改進
結構改進包括很多方面，若構件本身的形狀允許改變，可以選擇構件的最好形狀；若幾何形狀已定，可以通過優化尋找最合適的結構尺寸。根據該立式加工中心主軸箱結構靜力學和模態分析的結論，以不改變主軸箱與其周邊零部件的接口尺寸為原則，將原始主軸箱上的“方形”皮帶觀察口由大方孔改為較小的圓孔，并在箱體頭部的內腔兩側各增加一組“太陽”筋，在箱體根部的內腔兩側各增加一組“交叉筋”，設計改進后的主軸箱結構如圖4所示。
圖4 新主軸箱結構圖
圖5 改進后的新主軸箱應力和變形分布云圖
圖6 改進后的新主軸箱振型圖
經分析，改進后的立式加工中心新主軸箱的最大應力為5.208MPa（最大應力集中點的位置均與舊主軸箱一致），最大變形為0.0120mm（最大變形的位置和方向均與舊主軸箱一致），應力和變形分布云圖如圖5所示。改進后的新主軸箱一至四階模態的固有頻率分別為290.27Hz（箱體頭部沿X方向左右擺動）、318.92Hz（箱體頭部沿Y方向上下擺動）、575.21Hz（箱體頭部繞Z軸扭轉）、841.12Hz（頭部右側兩筋板沿Y方向對角上下翹動），其對應振型圖如圖6所示。
綜上，雖然經設計改進后的立式加工中心新主軸箱較之舊主軸箱最大應力值略有增大（數值增大26.1%，但仍遠小于材料的許用應力），但是在抗彎曲變形的能力（最大變形減小9.1%）和前四階模態固有頻率上均有提升，設計改進的效果明顯。
結語
本文在對立式加工中心主軸箱結構分析與改進課題的研究工作中，主要取得了如下成果：
（ 1 ） 運用有限元方法和A N S Y SWorkbench軟件，以VMC1000L立式加工中心主軸箱為例，對該機床的主軸箱進行仿真分析，并根據分析結果明確零件的薄弱環節和結構改進的方向。
（2）根據仿真分析結論，結合企業生產的實際需求對零件進行設計改進，從而建立了主軸箱結構改進后的新模型。
（3）通過對結構改進后的新主軸箱
進行仿真分析，驗證了結構設計改進的正確性，為類似零件的結構分析與設計改進提供了有效的方法和手段。
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