基于ANSYSWorkbench的木工四面刨床下刀轴设计

第39卷第3期2014年5月

林业科技

FOＲESTＲYSCIENCE＆TECHNOLOGY

Vol.39May

No.3

2014

文章编号：1001－9499（2014）03－0047－03

基于ANSYSWorkbench的木工四面刨床下刀轴设计

任长清

马超男

哈尔滨150040）

（东北林业大学，黑龙江

*

摘要：对木工四面刨床下刀轴整体结构进行设计；利用Solidworks2010软件建立了三维模型，并对刀轴结构进行载荷分析计算。在此基础上，借助Ansys12.0中Workbench模块进行有限元静力学分析，分析结果能够提供四面刨床下刀轴应力及变形的参考数据，为后续轴结构的优化设计提供理论依据。关键词：四面刨床；下刀轴；ANSYSWorkbench；有限元分析中图分类号：TS664.04

文献标识码：A

四面刨床用于一次将工件按照需要的表面形状从四个面进行加工，通过机械进给使被刨削的木料如板材、方材等成一定的厚度，在切削过程中，依靠装在刀轴上的压刨刀做旋转运动和木材的直线运动进行平面加工。下刀轴是木工四面刨床的关键部件，它的强度和寿命对于整台机器的加工性能和安全可靠性都有很大的影响，因此对木工四面刨床下刀轴的设计与研究是十分必要的。

使压刀条将刀片压紧在刀轴上；沿刀轴长度方向共排列9个螺钉，保证刀片装夹牢固；松开这9个螺钉，刀片即可退出，进行更换和修磨。刀片与刀体之间由压刀螺栓通过压刀条固定，既使刀片牢固，刀轴整体外形又光滑平顺，旋转时不会产生气流冲击；刀片在刀辊上间隔90°布置，刀

［2］

片长度为470mm，满足450mm的加工范围。刀轴装配整体结构见图3。电动机通过皮带带动

刀轴旋转，刀辊的高速旋转实现刨削。

1

1.1

下刀轴整体结构设计

结构设计

本研究中的木工四面刨床下刀轴，动力由电机通过皮带轮传动，配有快速换刀机构（图1）：在其一端，有一个锁紧销轴3，用于锁紧它与下刀轴座组合9、10；卸刀时，松开锁紧销轴3，通过拉动手柄1，将下刀轴座10拉出，下刀轴座与下刀轴座板9通过导轨连接，轴座沿着燕尾导轨滑出，装卸刀时，皮带轮不随刀轴抽出，无需卸皮带。下刀轴座左端盖4与下刀轴座用2个螺栓

［1］

连接，下刀轴承盖7用于密封下刨刀轴6。

刀辊采用装配式结构（图2）。刀辊上安装有

图1下刀轴整体结构

1.手柄；2.换刀拉手；3.销轴；4.轴承盖；5.刀片；6.下刨刀轴；7.下刀轴座上盖；8.轴皮带轮；9.下刀轴座板；10.下刀轴座

4把刀片，目的是在切削过程中主轴每转一圈，就能对板材进行4次切削，整个结构由刨刀调节器1、刀片2、压刀条3、压刀螺栓4、刀轴5组成。通过紧定螺钉将刨刀调节器调整到一定的深度，将刀片插入到与刨刀调节器接触，拧紧螺栓

*

图2刀棍结构

1.刨刀调节器；2.刀片；3.压刀条；4.压刀螺栓；5.刀轴

林业公益性行业科研专项（201204715）、国家自然科学基金项目（31070500）和（31170517）共同资助

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林业科技第39卷

2基于ANSYSWorkbench的有限元分析

图3

1.2

刀轴装配结构

刀轴载荷分析计算

（1）刀轴载荷P计算公式

P=

KV0

kW1000

作为木材刨削主要部件的下刀轴，其强度是影响木材刨削的主要因素，为保证下刀轴工作的可靠性，对其强度进行了有限元分析。为了得到比较精确的动静态力学特性分析结果，选择SOLID186作为有限元分析的单元类型，该模型既能够保证对三维复杂模型的计算精度，又减少了每个单元的节点数量，提高了求解效率2.1三维模型的建立与网格划分

［3］

式中，K为单位切削力，MPa；V0为单位时

3

间内切下的切屑体积，cm/s。

。

在铣削的情况下，V0可由下式求得

V0=buhxcm3/s

故

P=

Kbhxu

kW1000

首先运用三维建模软件Solidworks2010建立刀轴的实体模型，再作为单元类型导入ANSYS中的Workbench模块，把整体模型作为分析对象，进行网格划分（图4）。在“开始”菜单中执行所有程序/ANSYS/Workbench命令，启动ANSYSWorkbench界面，选择StaticStructural模块，然后导入通过Solidworks建立的轴的三维实体模型。定义材料属性时采用的是StructuralSteel对应的参

#2

数，材料为45钢，弹性模量111009.2N/m，泊

3

松比μ=0.269，密度31089.7kg/m，屈服强度为355MPa。ANSYS中没有单位，统一即可，该

式中，b为铣削宽度，430mm；hx为铣削深度，15mm；u为进给速度，14.5m/s。

厚切削（e≥0.1mm）时

K=9.807awaqq+

w

q

aaH

(e)

aaH

=9.807(aaq+=0.16

usinθ)

w

hpw

hz

p

由以上公式求得P=15kW

平均切削力Fx由切削功率求得，即

Fx=

1000Pv

模型采用的是mm·N·s工程单位制，以便于数

［4］

据查询与对比。

为了提高分析精度，刀轴采用整体模型进行网格划分，网格划分采用在四面体与扫掠型划分之间自动切换的自动划分法，划分单元为20节点的六面体单元（SOLID186），节点总数为15494，单元总数为8647。

πDnv=

6×104

D=135mm，n=4800r/min经计算，Fx=442N

（2）V带对轴的压轴力FQ，根据公式

FQ=2ZF0sinF0=

α12

500Pc2.5

－1+qv2KαZv()

Pc=KAP

式中，v为铣削速度，26m/s；Kα为包角修正系数，0.98；α1为小带轮包角，174°；q为传动带单位长度质量，0.06kg/m；KA为工作系数，

1.2；P为15；Z为带的根数，6根。

经计算得：FQ=1557N（3）根据轴的受力分析结果可计算得出，左侧轴承的支撑力F1=243N，右侧轴承的支撑力F2=1835N。

图4

2.2

网格划分

添加载荷及约束

在ANSYSWorkbench模块中，可以将刀轴的载荷简化为作用于带轮以及轴承的中点。根据轴的受力分析结果（图5）可计算出，左侧轴承的支

第3期任长清等：基于ANSYSWorkbench的木工四面刨床下刀轴设计

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撑力F1=243N，右侧轴承的支撑力F2=1835N，且这2个力的作用方向相反；皮带的压轴力FQ=1557N；刀轴传递的转矩T=2.98×103N·mm；由于刀轴有惯性力的作用，需要加载重力加速度9.8m/s2。

0.92945MPa，轴的材料为45#调质钢，远远小于其屈服极限60MPa；最大变形为0.00049mm，这一数值远小于刀轴的需用变形量，说明刀轴的强度满足要求，在变形的允许范围之内，设计合理。

3

3.1

结束语

本文设计的木工四面刨床下刀轴机构，能够实现未工作状态下装卸下刨刀，方便换刀、维修。现有的重型四面刨中缺少这种装卸机构，因而此设计具有实用价值。

图5

2.3

求解与结果分析

载荷及约束

3.2

通过求解分析得出木工四面刨床下刀轴所受应力图以及总体变形图，由分析结果（图6、图7）可知，最大等效应力（MAXVon－MisesStress）为

通过ANSYSWorkbench对木工四面刨床下刀轴进行有限元分析，真实地反映了轴的危险截面及变形情况，分析结果表明，刀轴的强度和刚度都满足要求，其结构设计合理。此结果可对轴结构的优化设计提供理论依据。

参考文献

．木工机床，［1］马岩．国际木工刨床设计新技术综述［J］

2005（4）：1－4．

．林 …… 此处隐藏：2337字，全部文档内容请下载后查看。喜欢就下载吧 ……