本發(fā)明涉及機床主軸軸承的性能測試應用領(lǐng)域，具體為一種機床主軸軸承徑向非線性剛度的確定方法
背景技術(shù)：
：軸承剛度是主軸軸承最重要的參數(shù)之一，軸承制造廠商的產(chǎn)品目錄中通常只提供其在輕載、中載及重載條件下的靜態(tài)軸向剛度。軸承的徑向剛度對于加工質(zhì)量的保證也很重要，而且軸承徑向剛度是非線性的，隨著主軸轉(zhuǎn)速、所受外載等因素的變化而變化。機床主軸在實際切削過程中，主軸通常會受到傳動力和切削力。在很多場合下，傳動力和切削力都是作為徑向力作用在主軸上，如圖2所示。主軸在承受徑向載荷時，軸承也會受到相應的徑向支反力，軸承徑向剛度具有非線性，而且徑向剛度對加工質(zhì)量影響很大，比如在鏜孔過程中，主軸徑向剛度直接影響鏜孔的幾何尺寸及表面質(zhì)量。因此確定軸承在受載情況下的徑向剛度對于指導加工具有重要的意義。目前，確定軸承徑向剛度的方法一般是根據(jù)初始狀態(tài)下的預緊力，很少考慮軸承實際受載對軸承徑向剛度的影響。技術(shù)實現(xiàn)要素：針對現(xiàn)有技術(shù)中存在的問題，本發(fā)明提供一種機床主軸軸承徑向非線性剛度的確定方法，考慮實際受載對軸承剛度的影響，通過間接的方法來確定實際受載的主軸軸承徑向剛度。本發(fā)明是通過以下技術(shù)方案來實現(xiàn)：一種機床主軸軸承徑向非線性剛度的確定方法，包括如下步驟，步驟1，建立主軸受力模型；通過在主軸前端施加徑向載荷，對主軸系統(tǒng)進行載荷分析，計算得到主軸在不同徑向力作用下各軸承所受支反力；步驟2，建立軸承五自由度力學模型；計算出每個軸承在步驟1中對應支反力作用下的徑向剛度，從而得到各軸承在當前徑向力作用下的徑向剛度；步驟3，建立主軸動力學有限元模型，將當前徑向力作用下所有軸承的徑向剛度添加到主軸動力學有限元模型中主軸相對應的節(jié)點上；在不同轉(zhuǎn)速下，進行動剛度分析，求出主軸前端動剛度，得到當前徑向力作用下主軸前端動剛度和所有軸承徑向剛度的對應關(guān)系；步驟4，建立主軸前端動剛度和所有軸承徑向剛度的對應關(guān)系數(shù)據(jù)庫，通過變換徑向載荷，多次重復步驟1到步驟3，分析得到不同轉(zhuǎn)速下，不同徑向力作用下，主軸前端動剛度和所有軸承徑向剛度的對應關(guān)系，從而建立對應關(guān)系數(shù)據(jù)庫；步驟5，通過主軸動剛度實驗，在主軸前端施加測試徑向載荷，測試得到設(shè)定轉(zhuǎn)速下主軸前端的動剛度，將得到的動剛度輸入到步驟4中得到的對應關(guān)系數(shù)據(jù)庫中進行查詢，得到主軸在實際加工過程中考慮各軸承受載情況下所有軸承的徑向剛度。優(yōu)選的，步驟1中，對主軸系統(tǒng)進行載荷分析時，具體步驟如下，首先，對主軸系統(tǒng)進行單元劃分，以主軸前端受力處、軸徑變化處以及所有軸承支撐點處為節(jié)點，相鄰節(jié)點之間的部分為一個單元；然后，計算得到每一個單元的剛度矩陣；將所有單元的剛度矩陣疊加得到主軸系統(tǒng)的總體剛度矩陣；最后，由主軸系統(tǒng)的受力平衡方程得到每個軸承對應節(jié)點的支反力。優(yōu)選的，步驟2的具體步驟如下，首先，將預設(shè)好的轉(zhuǎn)速和步驟1中求解得到的每個軸承支反力作用在軸承五自由度力學模型中，根據(jù)Harris軸承五自由度軸承理論，建立軸承五自由度擬靜力學剛度模型；然后，根據(jù)五自由度擬靜力學剛度模型，求解得到每個軸承的五自由度剛度矩陣，由此得到軸承在相應支反力下和預設(shè)轉(zhuǎn)速下的徑向剛度。優(yōu)選的，步驟3中通過主軸動力學有限元模型對主軸的動剛度進行分析的具體步驟如下，步驟3.1，主軸預處理，將孔、槽和螺紋按實體處理，將各處倒角簡化成直角，忽略退刀槽；步驟3.2，軸承等效處理，將每個軸承等效為四個徑向分布的彈簧單元；其中，彈簧長度為軸承的內(nèi)外圈半徑之差，彈簧位置在主軸軸線和軸承法線的交點上；彈簧單元的剛度為步驟2中計算得到的軸承剛度矩陣；步驟3.3，主軸載荷施加，在主軸前端施加徑向負載并且設(shè)置主軸轉(zhuǎn)速與第二步驟中的預設(shè)轉(zhuǎn)速；在主軸前端添加偏心質(zhì)量，對主軸進行動剛度分析，得到主軸前端動剛度計算模型如下，Kd(ω)=meω2δ;]]>其中，m為偏心質(zhì)量，e為偏心質(zhì)量的重心相對于主軸回轉(zhuǎn)中心的偏心距，ω為主軸轉(zhuǎn)速，δ為主軸前端的徑向位移。進一步，步驟4的具體步驟如下，根據(jù)步驟1到步驟3中得到的主軸前端動剛度計算模型，通過設(shè)置不同的主軸轉(zhuǎn)速和彈簧單元的剛度來計算主軸前端的動剛度，從而建立起主軸前端動剛度和軸承徑向剛度的對應關(guān)系數(shù)據(jù)庫。進一步，步驟5的具體步驟如下，采用動平衡儀對主軸進行現(xiàn)場動平衡測量試驗，得到主軸的質(zhì)心偏移量，采用位移傳感器得到相應轉(zhuǎn)速下主軸前端的徑向位移，根據(jù)主軸前端動剛度計算模型得到主軸前端的動剛度，把得到的動剛度輸入到步驟4得到的對應關(guān)系數(shù)據(jù)庫中進行查詢，得到主軸在實際加工過程中考慮各軸承受載情況下所有軸承的徑向剛度。再進一步，步驟5中動平衡測量試驗時，在主軸前端安裝質(zhì)量為m的配重螺釘，配重螺釘?shù)闹匦呐c主軸回轉(zhuǎn)中心的偏心距為e；在配重螺釘前端平面為測量平面，在測量平面內(nèi)沿Y方向布置位移傳感器，位移傳感器垂直主軸軸線并與徑向外載荷施加方向一致，以測量主軸徑向位移；在主軸前端選取施加外載荷作用點，作用點處安裝有一軸承，軸承內(nèi)圈與主軸固定，外圈與液壓缸接觸，液壓缸施加徑向外載荷，作用力方向為Y方向；啟動主軸設(shè)置主軸轉(zhuǎn)速為ω，待主軸運轉(zhuǎn)穩(wěn)定后，讀取位移傳感器示數(shù)，通過信號采集儀和信號處理儀將信號輸入到計算機中，根據(jù)主軸前端動剛度計算模型得到主軸前端動剛度。與現(xiàn)有技術(shù)相比，本發(fā)明具有以下有益的技術(shù)效果：本發(fā)明首先對主軸進行載荷分析，得到主軸在不同徑向外載作用下軸承所受支反力；然后建立軸承五自由度力學模型，得到軸承在上述支反力作用力下的徑向剛度；通過動力學有限元分析，得到主軸前端動剛度和軸承徑向剛度對應關(guān)系數(shù)據(jù)庫，通過現(xiàn)場實驗測得使用狀態(tài)中存在徑向外載情況下主軸前端動剛度，將得到的動剛度在上述主軸動剛度與軸承徑向剛度的數(shù)據(jù)庫中查詢，最后求得相應的軸承徑向剛度。本發(fā)明測量軸承徑向剛度的方法考慮了機床主軸實際受載對軸承剛度的影響，測量結(jié)果準確，對機床主軸的實際加工具有指導意義。附圖說明圖1為本發(fā)明實例中所述機床主軸軸承徑向剛度的確定方法流程圖。圖2為本發(fā)明實例中所述主軸前端受徑向載荷后，軸系變形示意圖。圖3為本發(fā)明實例中所述四軸承支撐-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)。圖4為本發(fā)明實例中所述四軸承支撐-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)單元劃分圖。圖5為本發(fā)明實例中所述主軸動力學有限元模型圖。圖6為本發(fā)明實例中所述有限元模型中軸承-彈簧等效示意圖。圖7為本發(fā)明實例中所述主軸動剛度測量實驗示意圖。圖中，主軸1，液壓缸2，軸承3，配重螺釘4，位移傳感器5。具體實施方式下面結(jié)合具體的實施例對本發(fā)明做進一步的詳細說明，所述是對本發(fā)明的解釋而不是限定。本發(fā)明一種機床主軸軸承徑向非線性剛度的確定方法，如圖1所示，其包括以下步驟：建立主軸受力模型，通過在主軸前端施加一徑向載荷，對主軸系統(tǒng)進行載荷分析，基于軸系分析有限元法計算出軸承對應節(jié)點的支反力，從而得到主軸在這一徑向外載作用下各軸承所受支反力；建立軸承五自由度力學模型，計算出各軸承在上述對應的支反力作用下的徑向剛度，從而得到各軸承在這一徑向力作用下的徑向剛度；建立主軸動力學有限元模型，將上述各軸承徑向剛度添加到主軸動力學有限元模型中主軸相應節(jié)點上，在不同轉(zhuǎn)速下，進行動剛度分析，求出主軸前端動剛度，得到這一徑向力作用下主軸前端動剛度和各軸承徑向剛度的對應關(guān)系；建立主軸前端動剛度和軸承徑向剛度對應的擬合關(guān)系數(shù)據(jù)庫，變換載荷重復上述步驟，多次進行上述分析，得到在不同載荷和不同轉(zhuǎn)速下主軸前端動剛度和各軸承徑向剛度的對應關(guān)系，從而建立對應關(guān)系數(shù)據(jù)庫；通過主軸動剛度實驗，在主軸前端施加一定載荷，測試得到相應轉(zhuǎn)速下主軸前端的動剛度，從而確定存在徑向外載情況下主軸前端的動剛度，把得到的動剛度輸入到上述對應關(guān)系數(shù)據(jù)庫中進行查詢，得到在主軸實際加工過程中考慮各軸承受載情況下所有軸承的徑向剛度。具體步驟如下所述。第一，建立主軸受力模型，在主軸前端施加徑向負載，基于軸系分析有限元法，確定軸系各節(jié)點的剛度矩陣，求解主軸前端所受載荷在各軸承上的支反力。如圖3所示，該系統(tǒng)結(jié)構(gòu)屬于超靜定結(jié)構(gòu)，很多情況下的主軸轉(zhuǎn)子系統(tǒng)都屬于這種結(jié)構(gòu)。首先對其進行單元劃分，共分為4個單元，5個節(jié)點，單元和節(jié)點分別用①、②、③、④和1、2、3、4、5表示，5個節(jié)點分別為前端受力點和設(shè)置四個軸承處的支撐點。如圖4所示，對于其中任一個單元，對應的剛度矩陣為：Ki=EIiLi12Li2-6Li-12Li2-6Li-6Li46Li2-12Li26Li12Li26Li-6Li26Li4;]]>式中，E是材料的彈性模量，I是梁截面的慣性矩，對于圓形截面，當直徑為D時，有：I=πD464;]]>系統(tǒng)的總體剛度矩陣由所有單元的剛度矩陣疊加而成。由此列出系統(tǒng)受力平衡方程：KU＝P；式中，U是位移向量，P是載荷向量，K是主軸軸承系統(tǒng)的總體剛度矩陣。由系統(tǒng)受力平衡方程求出位移向量U，然后在軸承所對應的單元中利用下式，KbUb＝Pb；求得各軸承對應節(jié)點的支反力。式中，Kb為軸承所在單元的剛度矩陣，Ub為軸承所在單元的位移向量，Pb為軸承所在單元的載荷向量；第二，建立軸承五自由度力學模型，將上述求解得到的各軸承支反力和預設(shè)好的轉(zhuǎn)速作用在軸承五自由度力學模型中，根據(jù)Harris軸承五自由度軸承理論，建立接觸球軸承五自由度擬靜力學剛度模型。在五自由度空間中，可用[Δx,Δy,Δz,Δθy,Δθz]來表示軸承軸向x、徑向y、徑向z的位移以及繞y軸和z軸的轉(zhuǎn)角。與位移相對應的，用[Fx,Fy,Fz,My,Mz]來表示軸承軸向x、徑向y、徑向z的受力以及繞y軸和z軸的轉(zhuǎn)矩。根據(jù)五自由度擬靜力學剛度計算模型解出[Δx,Δy,Δz,Δθy,Δθz]，對各個方向力分別求偏導，得到軸承五自由度剛度矩陣Kz。Kz=∂Fx/∂x∂Fx/∂y∂Fx/∂z∂Fx/∂θy∂Fx/∂θz∂Fy/∂x∂Fy/∂y∂Fy/∂z∂Fy/∂θy∂Fy/∂θz∂Fz/∂x∂Fz/∂y∂Fz/∂z∂Fz/∂θy∂Fz/∂θz∂My/∂x∂My/∂y∂My/∂z∂My/∂θy∂My/∂θz∂Mz/∂x∂Mz/∂y∂Mz/∂z∂Mz/∂θy∂Mz/∂θz;]]>由此得到軸承在相應支反力下和預設(shè)轉(zhuǎn)速下的徑向剛度。第三，建立主軸動力學有限元模型，在主軸模型前端添加偏心質(zhì)量。將第二步計算得到的軸承徑向剛度添加到主軸動力學有限元模型中，在不同轉(zhuǎn)速下進行動剛度分析，確定不同轉(zhuǎn)速下，主軸前端動剛度和軸承徑向剛度的對應關(guān)系；在主軸動力學有限元模型中計算的具體步驟如下：步驟3.1，主軸預處理，圖5所示，將孔、槽、螺紋等按實體處理，將各處倒角簡化成直角，忽略退刀槽。這樣可以在不影響計算結(jié)果的前提下，提高求解速度。步驟3.2，軸承等效處理，將軸承等效為4個徑向分布的彈簧單元，如圖6所示。彈簧長度為軸承的內(nèi)外圈半徑之差，彈簧位置在主軸軸線和軸承法線的交點上。彈簧單元的剛度為第二步中計算得到的軸承徑向剛度，Kr=∂Fy∂y]]>步驟3.3，主軸載荷施加，在主軸前端施加徑向負載Fs并且設(shè)置主軸轉(zhuǎn)速與第二步中的轉(zhuǎn)速相對應。在軸端添加偏心質(zhì)量m，對主軸進行動剛度分析，得到主軸前端動剛度如下，Kd(ω)=meω2δ;]]>其中e為偏心質(zhì)量的重心相對于主軸回轉(zhuǎn)中心的偏心距，ω為主軸轉(zhuǎn)速，δ為主軸前端的徑向位移。第四，在動剛度計算模型中，通過設(shè)置不同的轉(zhuǎn)速和彈簧剛度值來計算主軸前端的動剛度值；在多組主軸徑向載荷下，確定相應的各軸承剛度，將多組的各軸承剛度分別添加到主軸動力學有限元模型中，計算得到對應的主軸前端動剛度，從而建立起主軸前端動剛度和軸承徑向剛度的對應關(guān)系數(shù)據(jù)庫。第五，進行主軸動剛度實驗，采用動平衡儀對主軸進行現(xiàn)場動平衡測量試驗，得到主軸的質(zhì)心偏移量，設(shè)置主軸轉(zhuǎn)速，采用位移傳感器得到相應轉(zhuǎn)速下主軸前端的徑向位移，根據(jù)步驟3.3中動剛度定義關(guān)系式計算主軸前端的動剛度，把得到的動剛度輸入到第四步中的主軸前端動剛度和軸承徑向剛度的對應關(guān)系數(shù)據(jù)庫中，得到軸承在承受負載情況下的徑向剛度。具體操作時，如圖7所示，在主軸前端適當位置安裝質(zhì)量為m的配重螺釘4，配重螺釘4的重心與主軸1回轉(zhuǎn)中心的偏心距為e。在配重螺釘4前部適當位置選取測量平面，本優(yōu)選實例中以配重螺釘前端平面為測量平面。在測量平面內(nèi)沿Y方向布置位移傳感器5，位移傳感器5垂直主軸1軸線并固定于支架上以測量主軸1徑向位移，在主軸1前端適當位置選取施加外載荷作用點；作用點出安裝有一軸承3，軸承3內(nèi)圈與主軸1固定，外圈與液壓缸2接觸，以保證在主軸轉(zhuǎn)動時，徑向力加載力穩(wěn)定可靠。液壓缸2作為加載裝置來施加外載荷，作用力方向為Y方向；加載位置位于主軸前端正下方，加載過程應緩慢，待加載的液壓缸系統(tǒng)穩(wěn)定后再進行測量。啟動主軸1設(shè)置主軸轉(zhuǎn)速為ω，待主軸1運轉(zhuǎn)穩(wěn)定后，讀取位移傳感器5示數(shù)，通過信號采集儀6和信號處理儀7將信號輸入到計算機8中，得到主軸前端動剛度。把主軸前端動剛度輸入到主軸動剛度和軸承徑向剛度對應關(guān)系數(shù)據(jù)庫中查詢，得到軸承徑向剛度。其中，位移傳感器5與徑向外載方向相同且垂直于主軸軸線。本優(yōu)選實例中采用以下主要部件：位移傳感器：AS-500美國MTI公司；動平衡儀：KMbalancer美國KMPDM公司；液壓缸：RD-41液壓缸。以上所述僅為本發(fā)明的一種實施方式，不是全部或唯一的實施方式，本領(lǐng)域普通技術(shù)人員通過閱讀本發(fā)明說明書而對本發(fā)明技術(shù)方案采取的任何等效的變換，均為本發(fā)明的權(quán)利要求所涵蓋。當前第1頁1 2 3