基于ANSYS的十排鉆床身精度分析及優化

陳敬敬，袁清珂，臧含書，畢 慶

（1.廣東工業大學機電工程學院，廣東廣州 510006；2.大連理工大學機械工程學院，遼寧大連 116024）

基于ANSYS的十排鉆床身精度分析及優化

陳敬敬1，袁清珂1，臧含書2，畢 慶1

（1.廣東工業大學機電工程學院，廣東廣州 510006；2.大連理工大學機械工程學院，遼寧大連 116024）

為了提高板式家具鉆孔作業效率，對十排鉆床身在加工過程中的不穩定問題進行研究，分析危險工況下鉆床床身結構的應力與應變值，提出改變床身結構與厚度的優化方案。利用有限元軟件ANSYS作為分析工具，以最小床身位移為目標函數，遴選最優改進方案。結果表明該方案在滿足剛度與強度的前提下，明顯提高了鉆床床身的工作穩定性及加工精度。

床身；有限元；改進方案；加工精度

0 引言

十排鉆機床作為木工機械裝備的重要組成部分，廣泛應用于木材和非金屬材料的多孔鉆削工作，其加工參數及床身參數如表1所示。床身作為受壓及受彎的關鍵零部件，其在工作過程中穩定性直接關系到整個機床鉆孔的精度。如果結構設計不合理，很容易發生變形，造成結構不穩定進而影響加工質量[1-2]。

目前，企業對十排鉆床身結構設計多采用傳統材料力學簡化計算與經驗設計相結合的方法，該方法雖具有一定的可靠性，卻不能體現應力集中的位置與大小，也就無法確定該結構的薄弱環節。本文利用有限元軟件ANSYS對某型號十排鉆床身進行靜力學分析，將初始結構參數作為設計變量，以最小位移量為目標進行優化設計，為十排鉆機床在加工精度方面提供理論與技術支撐[3-4]。

表1 十排鉆加工參數及床身參數

1 有限元模型構建

1.1 受力情況分析

十排鉆床身是安裝主軸箱的支撐部件，也是關系鉆床精度的關鍵部件，結構如圖1所示，鉆床床身左右兩端固定，床身上安裝有導軌，導軌上安裝左、右兩側排及底部五排主軸箱部件[5]（另外三排懸掛于機床上橫梁）。主軸箱對床身的影響歸為兩種極限工況，一是主軸箱均勻分布在床身上，二是主軸箱集中于床身一端，本文針對兩個極限工況位置對床身進行靜態特性分析，研究床身的變形情況。

圖1 十排鉆床身結構示意圖（a為矩形管壁厚）

1.2 構建有限元分析模型

床身選用材料Q235A，其楊氏模量為205 GPa，密度為7800kg/m3，泊松比為0.3，屈服極限為235 MPa。由于鉆床對精度要求比較高，因此選用高精度的shell181單元進行網格劃分，在建立模型過程中，對于焊接處理采用節點合并技術，最終將床身結構離散化為44731個單元，節點數為328 329，其有限元模型如圖2所示。

圖2 床身有限元模型網格劃分

1.3 確定邊界條件

依據本十排鉆機床設計要求，床身左、右兩端采用螺栓固聯在排鉆機架上，因此可在床身左右兩端施加固定約束。床身的自重按均勻載荷施加至床身，中間五排主軸箱重力為每排700 N，床身兩側主軸箱重力為每排1 400 N，載荷施加如圖3所示。

圖3 床身載荷加載

2 床身靜態特性分析結果

在強度計算過程中，床身左右兩端的邊界約束限制了床身的剛體位移，從而可求在載荷作用下結構變形的精確解。

2.1 對稱載荷工況

在鉆床實際加工過程中，可將床身自重及主軸箱的重量均勻施加在導軌上，經計算得到床身在該工況下的床身應力及位移云圖，如圖4和圖5所示[6]。

圖4 對稱載荷工況下床身應力云圖

2.2 非對稱載荷工況

十排鉆機床的另一極限工況為主軸箱集中移到一端，此時可將主軸箱的重力作為集中載荷施加在床身的導軌上，經計算，得到非對稱載荷工況下的應力及位移云圖如圖6和圖7所示。

圖5 對稱載荷工況下床身位移云圖

圖6 非對稱載荷工況下床身應力云圖

圖7 非對稱載荷工況下床身位移云圖

由圖4-圖7可知，鉆床床身主要以彎扭組合為主，對稱工況下床身最大等效應力為15.254 MPa，最大變形量為0.27 mm；非對稱工況下最大等效應力為35.256 MPa，其最大變形量為0.57 mm。

通過以上分析可得：影響鉆床精度的主要因素為十排鉆床身的剛度，床身的應力符合設計要求。在非對稱載荷工況下，床身位移量大于對稱載荷工況下，故非對稱載荷工況為十排鉆床身的危險工況，也是精度最差的工況。該床身結構在非對稱載荷工況下，位移量過大，不能滿足十排鉆機床的加工精度要求，故需要對其結構進行改進，以提高床身的強度與剛度[7]。

3 結構優化

3.1a=10 mm時位移隨軸向位置的變化趨勢

以a=10 mm無筋板結構的床身為基準，對一字型筋板結構及X字型筋板結構的位移變化分別進行分析，取向下位移為正，結果如圖8所示。

圖8顯示：1）曲線前部分出現負向位移，分析其原因主要為床身兩端固定約束，中間位移量過大，導致床身左端出現向上的位移，而右端施加有載荷，故負向位移并不大；2）床身的右體位移明顯大于左體，主要原因為床身左右兩部分導軌的位置不同所致，床身右體導軌的位置偏外，引起床身發生扭轉變形，導致床身位移量過大；3）一字型及X字型最大位移量明顯減小。

圖8 床身厚度為10 mm時不同結構位移圖

3.2 不同矩形管壁厚的靜態特性分析

以矩形管壁厚a為變量，針對一字型及X字型結構的床身進行分析，分別取a=8 mm、a= 9 mm、a=10 mm與無筋板結構的床身a=10 mm進行對比，分析結果如表2所示[8]。

從表2可以看出，十排鉆實際工況下X型結構的床身變形量最小，在此結構中，床身矩形管厚度為9 mm和10 mm的變形量符合設計要求，針對該情況，從輕量化的角度遴選出a=9 mm的X型結構為最優設計方案。

Precision Analysis and Optimization about the Bed of Ten-Rows Drilling Machine Based on ANSYS

CHEN Jing-jing1，YUAN Qing-ke1，ZANG Han-shu2，BI Qing1
（1.School of Mechanical and Electrical Engineering，Guangdong University of Technology，Guangzhou 510006，China；2.School of Mechanical Engineering，Dalian University of Technology，Dalian 116024，China）

In order to improve boring process efficiency in panel furniture production，the problem that the bed of ten-rows drilling machine was unstable during the work was studied detailedly.By analyzing the bed structure's stress and strain values which was in the dangerous working condition，then proposed the structure improvement scheme of changing the thickness.The FEA software was used as an analysis tool，the optimal improvement solutions which used the minimum displacement of lathe bed as the objective function was selected.The results showed that the proposed improvement program could not only meet the requirements of stiffness and strength，but also increase the working stability of the bed and machining precision greatly.

bed；FEA；optimal improvement solutions；machining precision

TG52

A

1009－9492(2014)03－0070－03

10.3969/j.issn.1009-9492.2014.03.021

2013－09－03