论文导读：讨论了利用ANSYS对机床主轴箱进行静力分析。采用PROE建立主轴箱的实体模型，通过ANSYS 软件提供的数据接口程序将其导入ANSYS 中，计算出静态应力、应力偏差和刚度，为动态分析、优化设计提供理论依据。
关键词：ANSYS，主轴箱，静力分析
机床主轴箱是机床的关键部件，也是机床设计过程中工作量最大的部件。主轴箱是采用一根动力轴带动多根主轴的工作方式，各传动轴必须在有限的标准箱体空间中找到适宜的分布位置并避免干涉，而各轴的设计又必须保证其转速、旋向、强度和刚度，因此难度较大。用有限元法对主轴箱进行静态结构分析，计算出箱体的应力情况、固有频率和振型，为主轴箱的动态分析和优化设计提供理论依据。
1 建立有限元模型
1.1 建立简化的实体模型
图1 主轴箱的简化模型图2 主轴箱有限元模型
1.2 定义单元类型材料属性
主轴箱材料使用灰铸铁HT200 ， 其密度7340kg/m3；弹性模量1.3E11Pa；泊松比0.25；由于主轴箱结构为空间不规则几何体，故选用有中间节点的solid92四面体单元；在material models 中依次输入密度、弹性模量和泊松比。
1.3 有限元网格的划分
一般轴承座的圆柱面只有1/2 处承受载荷，所以在网格划分之前要将受载面分割出来。在轴承座的中心线上建立工作平面（WP），使x 轴与中心线保持一致，旋转y 轴到适当位置，按命-divide-Area by WP，用y 轴分割该圆柱面。每个单元大小为20mm进行自由网格划分。论文参考网。节点数为11300个，单元数为9000个。箱体有限元模型如图2所示。
2 施加约束载荷及求解
主轴箱在工作条件下，三角形导轨面在y，z方向运动均受到限制，故对导轨面进行y，z方向零位移约束，即UZ=UY=0；又矩形导轨z方向运动受到限制，故对导轨面z方向进行零位移约束，即UZ =0。论文参考网。由于载荷的特殊性，作如下处理：各个孔中心所受集中力等效成孔颈表面的均布压力，Y，Z方向压力覆盖范围均为90°，如图3所示。论文参考网。PAZ=4.16MPa , PAY =3.12 MPa ;PBZ =3.46MPa, PBY =2.60 MPa
图3 载荷及边界条件施加
3 计算结果与分析
3.1误差分析
选择通用后处理模块画出单元应力偏差分布图如图4，从单元应力偏差分布图可以看出，大部分的应力偏差SDSG值在0～0.001MPa, 局部区域的单元应力偏差值在4MPa左右，说明主轴箱的网格划分密度良好，能保证计算结果的精度。由图可以看出最高应力偏差值为20.408 MPa，这是由于主轴箱与导轨接触处存在尖角导致应力集中现象。这种应力集中是由于几何构造或载荷引起弹性理论计算应力值较大，它不会影响整个结构的分析。
图4 单元应力偏差分布图
3.2应力分析
图5 主轴箱节点等效应力分布图
3.3刚度分析：
图6为合位移场等值线分布图，从结构总变形USUM分布图可以看出，主轴箱大部分的总变形值在0～0.004mm,最大值为0.009029mm，分别位于主轴箱孔施加载荷处和上箱盖边缘。主轴箱整体变形较小，能保证在最大承载条件下加工出高精度的产品。但整体来讲，三个方向的刚度分布不太均匀，如果可能，可以改进主轴箱结构，以提高主轴箱刚度，确保加工产品的精度。
图6 合位移场等值线分布图
4 结论
（1）由于精确地将轴承座圆柱面的承载面分割出来，所以施加的载荷真实地反映了实际受载情况，主轴箱的网格划分密度良好，保证了计算结果的精度。
（2）应力分析和刚度分析结果表明，主轴箱体具有较高的抵抗破坏和变形的能力箱体的刚性较好。
参考文献：
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