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作者:王樹根(2001-10-08);推薦:徐業良(2001-10-12)
附註:本文發表於中國機械工程學會第十八屆學術研討會。

動態模擬輔助設計在CNC四軸切削中心機之應用

摘要

本文敘述一CNC四軸臥式切削中心機系統之高階機構動態模擬、結構分析、模態量測之整合電腦輔助設計案例。文中先敘述立體機構動態系統之建構、不同應用軟体轉檔、模型運動界面及限制條件設定;而在關鍵設計審查階段,應用機構動態模擬來描述機能極限、驗證動態滿意度,包括以刀具運動軌跡之動畫,模擬高速工具機系統之機構控制,確認動態立體空間邊界與預防干涉設計;接著再輔以結構分析、模態量測來驗證機械結構參考性指標;最後由伺服控制實驗獲得改善定位精密度的方法。後續並將配合界面量測數據及工具機經驗數據,從機構實值動態模擬以獲取各組件於額定規格運動時,所產生的動態歷程和最大作用力量,作為進行後續機構結構優化或強健化設計的依據。

關鍵字模擬輔助設計,機構動態模擬,工具機,干涉預測。

1. 前言

機構動態模擬分析在國外已有廣泛應用,如BaumRamakrishnan[1997]針對船體立體模型之模擬技巧,很忠實且熟慮地展示出使用環境可能遭遇狀況,事先在設計過程耦合結構動態分析、干涉偵測、製程模擬、和工程料表;ZhangChen[1993]發表NC車床切削動畫模擬專家系統程式,檢測機構初步設計之運動干涉Luck[1994]發表四連桿機構運動分析演算法,同時以動畫技巧表現運動過程。Ichikawa等人[1991]應用CAE套裝軟體ADAMS,模擬分析卡車底盤與板彈簧大變形的動態控制性和穩定性。Tang[1994]整合CAE套裝軟體環境,以統計實際動態模擬適應性,預估變動趨勢,不經實驗即可作決策判斷。

使用機構動態模擬的優點可避免人為設計錯誤、增加結構安全性和易於檢視性、縮短研發時程。本文敘述切削中心機系統研發之機構動態模擬、結構分析、模態量測之整合電腦輔助設計過程,並且以一CNC三軸向四軸同動臥式切削中心機為例穿插於本文中。文中先敘述立體機構動態系統之建構、應用不同軟体轉檔、模型運動界面及限制條件設定;在關鍵設計審查階段,應用機構動態模擬來描述機能極限、驗證動態滿意度,包括以刀具運動軌跡之動畫,模擬高速工具機系統之機構控制,確認動態空間邊境干涉與設計修訂;接著再輔以結構分析、模態量測來驗證機械結構參考性指標;最後說明經由伺服控制實驗獲得改善定位精密度的心得。後續並將配合界面量測數據及工具機經驗數據,從機構實值動態模擬以獲取各組件於額定規格運動時,所產生的動態歷程和最大作用力量,作為進行後續機構結構優化或強健化設計的依據。

案例CNC三軸向四軸同動臥式切削中心機初期先完成其主軸刀具二維試驗機動態模擬、結構分析與模態量測等進度,中期先完成建立三維四軸同動系統動態模擬案例模擬應付突發失控動態事件中,尋得改善受衝擊時最佳機構強度設計方式。後期將利用動態模擬分析界面作用力,對各主要結構元件執行動態應力和變形量分析之強健化設計,並將深入探討結構在重切削、高速運動過程中真實的變化情況。

2. 應用軟體設備

選用繪圖和模擬軟体之前,應分析現有軟体使用功能限制,如Pro/Mechanism不能作動力分析、Pro/Motion動力分析需要計算“Redundancy”自由度、Pro/E轉換為ADAMScmdadm檔案需要加掛介面檔“protk.dat““mechpro.env”、考慮後續將配合結構分析如現有的ANSYSPro/Mechanica等軟体檔案的轉換、操作軟体是否易學易用、軟体技術服務是否快速健全。本研究為能適用現有的ANSYSPro/Mechanica分析軟体,故採用現有的立體繪圖軟体Pro/E建構模型檔,本模型建構前,先設定採用直角座標系統,並統一使用N-mm-S-C單位。接著採用Pro/Mechanism依實況設定固定件模組(“Ground Part”)、活動件模組(此處採用“Rigid Bodies”)、材質、及接合介面類別。經轉檔至ADAMS軟體再設定活動件模組驅動方程式、限制條件、量測項目、及執行機構動態模擬。同步採用ANSYS軟體進行結構剛性、振動頻率、及振動模態分析,並借助模態量測設備於試驗機完成製作組裝後驗證結構振動頻率及模態,最後搭配Tektronix 2550彩繪印表機作圖形輸出。

本研究主要動態模擬分析是在ADAMS軟體上執行,實體幾何形態、特徵,從外部Pro/E CAD軟體建構模型轉檔完成後,再從ADAMS匯入(Import)該檔案。ADAMS(Automatic Dynamic Analysis of Mechanical System)軟体是由美國Mechanical Dynamics公司開發,適用於機械系統的二維和三維機構運動學、動力學、動態歷程模擬分析。架構系統模型經描述結構接觸界面、運動特性、和材料物理特性後,ADAMS自動建立一系列非線性微分和代數方程式,然後解此系統機構運動和動力特性之未知參數值。

模擬須使用量測輸出功能設定以觀測模擬過程,如角度、距離、速度、加速度、反作用力、以及自行指定的量測項目等。若要偵測在模擬過程中當達到所設定的特定值時,就啟動執行某特定的動作,則需在軟體上設定“感應器(Sensors)”來啟動。模擬分析完成後,用ADAMS的交談式圖形顯示後處理器展現機構模凝過程,量測項目的動態曲線圖形,例如以時域(Time Domain)來表示機具主軸之位移、速度、加速度、連結軸或緩衝器力量等參數變化歷程,以及機構模擬顯現的即時動畫(Real Time Animation)

3. CNC四軸同動切削中心試驗機二維動態模擬

本文首先以Pro/E軟体建構CNC四軸臥式切削中心試驗機的立体模型,如圖1所示。其主軸僅作二維剛體運動,運動機構可分為五個分組合,如表1所示。

1. 試驗機立体模型二維運動機構分組合

分組合名稱

組合零件名稱

立柱模組

直立柱、緩衝器、線性馬達調整承座、橫動向線性滑軌、橫動向煞車桿、光學尺

橫動向模組

平衡氣壓缸、緩衝器、線性馬達、垂直動向線性滑軌、線性馬達調整承座、橫動向煞車裝置、光學尺

垂直動向模組

平衡重力功效的氣壓缸伸縮桿高速主軸、線性馬達、主軸承座

固定床台模組

床台底座

主軸

主軸、刀具

 

1. 切削中心試驗機主軸二維運動實體模型

以實體模型模擬此切削中心試驗機額定規格機能時,我們依規格選擇設定各軸向之位移、速度、加速度、或馬達出力對時間的運動方程式函數,再對機構的系統初始條件、限制條件、和負載作設定後,即可模擬檢驗機構在給定的時間內極限作動。

觀測此切削中心試驗機機構二維動態歷程,其xy軸向動態模擬項目有:

(1)   額定位置空間方程式作動,驗證xy二軸向運動極限空間是否產生干涉,作為整體結構組合之設計修訂依據,如圖2驗證主軸承座之xy二軸向運動極限空間。

(2)   變化主軸xy二軸向位置方程式參數,確認主軸刀具加工運動軌跡變化,驗證主軸機構在使用空間內受運動方程式參數變化的影響,如圖3為刀具模擬操控橢圓形軌跡。

(3)   機台垂直和橫向各設有兩個緩衝器,以主軸承座作動於額定的速度限例如90公尺/秒,碰撞緩衝器動態模擬如極限開關失控等突發事故,量測承座最大承受作用力量,如圖4和圖5,預測主軸減速停止行程和研判所選用緩衝器性能是否符合設計需要。

2. 模擬運動極限空間

3. 刀具模擬操控橢圓形軌跡

4. 左緩衝器碰撞模擬

5. 下緩衝器碰撞模擬

4. CNC四軸同動切削中心機三維動態模擬

完成二為動態模擬後,接著再以Pro/E軟体擴展切削中心試驗機主軸二維運動實體模型,建構為CNC四軸同動臥式切削中心機的主軸三維運動之立体模型,如圖6所示。整體架構包含九個分組合,如表2所示。

6. 臥式切削三維運動與換刀系統立體模型

2. 試驗機立体模型三維運動機構分組合

分組合名稱

組合零件名稱

立柱模組

底座、直立柱、緩衝器、線性馬達調整承座、橫動向線性滑軌、橫動向煞車桿、光學尺

橫動向模組

平衡氣壓缸、緩衝器、線性馬達、垂直動向線性滑軌、線性馬達調整承座、橫動向煞車裝置、光學尺

垂直動向模組

平衡重力功效的氣壓缸伸縮桿、高速主軸、線性馬達、主軸承座

前後動向模組

前後動向床台、線性馬達、前後動向線性滑軌、線性馬達調整承座、前後動向煞車裝置

固定床台模組

底座、緩衝器、線性馬達、前後動向線性滑軌、線性馬達承座、前後動向煞車裝置、光學尺、刀具庫承座模組

工件迴轉床台

工件迴轉床台、工件、工件夾持工具

主軸

主軸、刀具

迴轉刀具庫

30把刀具、刀具承座、迴轉承座機構模組

換刀架機構

換刀架和迴轉軸

觀測此切削中心試驗機機構三維動態歷程,其xyz軸向動態模擬項目有:

(1)    驗證三維運動極限空間是否產生干涉,與適當換刀架架設位置,作為整體結構組合設計之修訂依據。

(2)    工件迴轉床台承座與主軸失控等突發事故之動態模擬,如圖7為換刀事故之動態模擬,預測破壞狀況和研判防患於未然的設計方式。

7. 換刀事故之動態模擬

5. CNC四軸同動臥式切削中心機結構驗證

CNC四軸同動臥式切削中心機新機種之開發,除對機構動態進行模擬外,機構主要組件的結構分析也扮演重要的角色。藉由ANSYS結構模態分析可研判切削中心機實體模型結構之共振頻率、振動形態、和伺服頻寬設定等;而模態量測可驗證結構之共振頻率和振動形態。本切削中心機新機種經由實際量測顯示二維運動實體模型結構自然頻率約為110Hz(如圖8),而結構模態分析數據顯示其自然頻率約為106Hz(如9)。結構模態分析數據顯示三維運動實體模型結構自然頻率約為83Hz(如10)。

8. 結構模態分析第一自然頻率109.8Hz

9. 模態量測結構第一自然頻率106Hz

10. 結構模態分析第一自然頻率83Hz

6. 結論與未來展望

試驗機主軸運動模擬得知除橫向佈置的兩個第二道機械式緩衝器需要往外各移動20mm夾緊位置並無其他運動干涉產生。而且主軸自由落体時下方緩衝器不能單獨承擋該衝擊力,必須靠氣壓缸反向平衡此軸向自由落体運動。試驗時暴衝事故顯示緩衝器承座結構強度較弱已經修訂該承座結構設計

試驗機經由伺服控制初步實驗,從數據獲知各軸向裝置雙光學尺可改善位置精度至0.01mm以下;從模態量測及模態分析數據顯示自然頻率約108±2Hz依工程經驗將伺服控制之速度和位置頻寬分別訂為54Hz27Hz。又由結構分析數據得知整機靜剛性xyz三軸各為75.375143.8 N/μm比較工具機測試與分析之參考性指標說明,銑床整機靜剛性至少應為16.7(N/μm),整機靜剛性若小於10(N/μm)將產生振動。本研製雛型機種計算所得結構靜態指標遠大於參考性指標最小值,故此設計機種靜態性結構符合規格需求

針對未來工具機高速化、重切削性、重覆性等性能需求,於設計過程規劃模擬分析是為確保能圓滿達成快速開發高品質產品、精進設計與驗證設計的最佳輔證利器。在過程中,輔以機構動態分析軟體、有限元素分析軟體來驗證設計;事後配合實體動態量測資料,調整模擬所設定的參數實值後,再由模擬找得機構動態產生的確實界面資料,經傳送此實值界面資料至結構分析軟体,分析各機構組件承受動態的實際最大應變值、應力值。此結果將與機構剛性度、承受單位作用力之穩定度作探討與比較。

參考資料

Baum, S. J., and Ramakrishnan, R., “Applying 3D product modeling technology to shipbuilding,” Journal of Marine Technology v34 n1, Jan 1997, p56-65.

Zhang, D.-T., and Chen, J.-G., “NC lathe simulator for part programming and machine operation training,” Computer in Industry, v21 n2, Feb 1993 p139-148.

Luck, K., “Computer-aided mechanism synthesis based on Burmester theory,” Mechanism & Machine theory v29 n6, Aug 1994.

Ichikawa, A., Shinjo, H.; Shima, T.; and Susuki, Y., “Practical applications of CAE for truck controllability and stability analysis,” Proceeding of the 6th International Pacific Conference on Automotive Engineering, Seoul, South Korea, 1991, p673-682.

Tang, J., “Strategy of integrating a CAE environment for simulation-based design of mechanical systems,” Proceeding of the 1994 Pressure vessel and Piping Conference, Part 5 of 19, p113-125.