基于ANSYS的分級(jí)機(jī)主軸冷卻系統(tǒng)的設(shè)計(jì)與分析

夏爾冬 ，吳 龍，王春榮 ,晉芳偉

（1.三明學(xué)院 機(jī)電工程學(xué)院，福建 三明 365004；2.三明機(jī)械CAD工程研究中心，福建 三明 365000）

目前常用的氣流粉碎工質(zhì)有：惰性氣體、壓縮空氣以及過(guò)熱蒸汽[1-2]3種，其中過(guò)熱蒸汽氣流磨的粉碎力比空氣氣流磨大得多，能耗也小于空氣氣流磨，加工成本比空氣氣流磨低且可以加工粒度分布要求較高的產(chǎn)品，但由于高溫的過(guò)熱蒸汽對(duì)與其配套的分級(jí)機(jī)軸承要求更高。因此，必須在分級(jí)機(jī)軸承外置冷卻裝置，軸承才能正常運(yùn)行；過(guò)熱蒸汽氣流磨是一種干法制備超細(xì)粉體的設(shè)備，內(nèi)部不允許有冷凝水出現(xiàn)，所以對(duì)其密封性的要求較高。設(shè)計(jì)的冷卻裝置，應(yīng)將軸承冷卻至75°C以下而且不能使分級(jí)腔中的主軸軸段的溫度低于過(guò)熱蒸汽在對(duì)應(yīng)壓力下的飽和溫度[3]。

本文以某型號(hào)的過(guò)熱分級(jí)機(jī)為原型建模，設(shè)計(jì)了分級(jí)機(jī)主軸的冷卻系統(tǒng)，研究轉(zhuǎn)速在5000 r/min時(shí)，利用ANSYS有限元分析軟件分別對(duì)自然冷卻狀態(tài)下與本設(shè)計(jì)的水冷卻狀態(tài)下，對(duì)主軸系統(tǒng)的溫度場(chǎng)分布進(jìn)行了熱態(tài)性的瞬態(tài)與穩(wěn)態(tài)分析，表明了本文所設(shè)計(jì)冷卻系統(tǒng)的有效性。

1 分級(jí)機(jī)水冷系統(tǒng)的設(shè)計(jì)

分級(jí)機(jī)水冷系統(tǒng)是在其軸承套筒外加上一圈水槽，讓水槽中的水循環(huán)流動(dòng)以確保進(jìn)水的溫度為25°C左右，帶走上下軸承的熱量，達(dá)到降溫的作用,如圖1。

2 分級(jí)機(jī)主軸的熱源分析

在分級(jí)機(jī)運(yùn)行過(guò)程中，分級(jí)系統(tǒng)中是不能出現(xiàn)冷凝現(xiàn)象的。針對(duì)這一要求以及運(yùn)行過(guò)程中安全的考慮，系統(tǒng)的外壁進(jìn)行了保溫隔離處理。然而經(jīng)過(guò)處理后的系統(tǒng)，熱量更不易散去，會(huì)在很大程度上影響軸承的正常運(yùn)行。過(guò)熱蒸汽氣流磨中引起軸承溫度上升[4-5]主要來(lái)自于兩個(gè)方面的熱量：一個(gè)是粉碎腔中的過(guò)熱蒸汽的熱量由分級(jí)機(jī)軸傳遞到軸承；另一個(gè)是由軸承自身旋轉(zhuǎn)摩擦所產(chǎn)生的熱量。

2.1 粉碎腔中過(guò)熱蒸汽傳遞熱量的計(jì)算

在假設(shè)過(guò)熱蒸汽進(jìn)口壓力為0.5 Pa,進(jìn)口溫度為570 K，出口壓力為的條件下-5000 Pa，對(duì)過(guò)熱蒸汽下的氣流磨內(nèi)部流場(chǎng)進(jìn)行了數(shù)值模擬，模擬結(jié)果如圖2所示。

圖1 水冷式分級(jí)機(jī)結(jié)構(gòu)圖

圖2 過(guò)熱蒸汽條件下的粉碎機(jī)內(nèi)溫度云圖

由模擬結(jié)果可知，粉碎腔體中心的溫度在570 K左右。粉碎腔中氣流流場(chǎng)復(fù)雜且分級(jí)輪的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，故假設(shè)粉碎腔中的氣流是繞著旋轉(zhuǎn)軸向上流動(dòng)。

在粉碎腔中的氣壓一般為-5000 Pa,溫度為300℃的過(guò)熱蒸汽性質(zhì)為：飽和溫度為99℃，普朗特?cái)?shù) Pr=0.94，運(yùn)動(dòng)粘度 v=5.56×10-5m2/s，導(dǎo)熱系數(shù) λ=4.3×10-2W/（m·℃)。 且分級(jí)機(jī)外腔內(nèi)徑為0.44 m，在粉碎腔中的分級(jí)機(jī)軸段長(zhǎng)度為0.345 m,直徑為0.04 m。

初始溫度為20℃，可得tm=(tw+tf)/2=(20+300)/2=160℃。在此溫度下，過(guò)熱蒸汽的物理性質(zhì)為：普朗特?cái)?shù) Pr=0.97，運(yùn)動(dòng)粘度 v=3.01×10-5m2/s，導(dǎo)熱系數(shù) λ=2.97×10-2W/（m·℃)。

轉(zhuǎn)子端部速度為 μ=nπD/60=9.42 m/s，故雷諾數(shù)為 Re=u∞d/v=9.42×0.04/3.01×10-5=12518.3。

由于Re＜105，此時(shí)流態(tài)為層流。應(yīng)采用外掠平板強(qiáng)迫對(duì)流換熱公式進(jìn)行計(jì)算：

對(duì)流換熱系數(shù)為：

2.2 軸承自身旋轉(zhuǎn)摩擦所產(chǎn)生的熱量

軸承內(nèi)部的摩擦發(fā)熱會(huì)隨著主軸轉(zhuǎn)速的提高而逐漸嚴(yán)重。研究軸承內(nèi)部的發(fā)熱以及溫度分布，是一個(gè)復(fù)雜的問題，故對(duì)軸承內(nèi)部的傳熱現(xiàn)象作如下假設(shè)：①穩(wěn)態(tài)熱傳遞；②一維溫度分布；③接觸區(qū)的發(fā)熱與時(shí)間無(wú)關(guān)。針對(duì)滾動(dòng)軸承，一般采用摩擦力矩表示法和摩擦系數(shù)表示法來(lái)評(píng)價(jià)摩擦。因此估算在一定負(fù)荷和轉(zhuǎn)速的條件下，軸承的摩擦力矩和由此產(chǎn)生的熱量將采用的是摩擦力矩表示法。根據(jù)帕姆林公式可知，首先要計(jì)算出軸承力矩摩擦，其次才可以算出軸承的自身摩擦生熱量[23]。軸承的自身摩擦力矩可由下式計(jì)算得到：

除軸承的自身摩擦力矩之外，球與溝道接觸區(qū)的自旋摩擦力矩也是產(chǎn)生熱量的主要原因。根據(jù)軸承套圈溝道控制理論，滾動(dòng)體與內(nèi)套圈存在自旋運(yùn)動(dòng)，與外圈滾道接觸處為純滾動(dòng)。軸承自旋摩擦力矩由下式可得：

綜上，軸承因摩擦產(chǎn)生的總熱量為：

只有求解出滾動(dòng)體的自旋角速度，才可計(jì)算出軸承的自旋摩擦力矩，計(jì)算公式如下所示：

根據(jù)以上的公式以及分級(jí)機(jī)軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)，軸承的發(fā)熱量可大致計(jì)算出。在軸的轉(zhuǎn)速為5000 r/min的條件下，計(jì)算數(shù)據(jù)如表1所示。且可估算出在軸的不同轉(zhuǎn)速下軸承的發(fā)熱量，轉(zhuǎn)速與自身發(fā)熱量之間的關(guān)系如圖3所示。

其中：

表1 軸承熱量計(jì)算相關(guān)數(shù)據(jù)

圖3 軸承自身發(fā)熱量與轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系

因此可以推出軸承在不同轉(zhuǎn)速下的自身發(fā)熱量，而且隨著轉(zhuǎn)速的提高，軸承的自身發(fā)熱量就越大。

3 ANSYS有限元建模分析

在對(duì)分級(jí)機(jī)進(jìn)行建模[6]時(shí)，可以將其作為一個(gè)軸對(duì)稱結(jié)構(gòu)，因此在建立有限元分析時(shí)可以采用軸為剖面的一半為模型。因?yàn)檩S承的高速旋轉(zhuǎn)，因此將滾珠視為一個(gè)圓環(huán)體，其截面積與滾動(dòng)體的截面積相等。將滾珠與溝道之間視為完全接觸并且忽略所用螺栓、螺孔結(jié)構(gòu)，采用Plane55單元，將尺寸設(shè)置為0.002，在劃分有限元平面圖形時(shí)，為了要提高軸承和軸的計(jì)算精度，對(duì)該局部的網(wǎng)絡(luò)進(jìn)行細(xì)化，得到單元個(gè)數(shù)為6043，節(jié)點(diǎn)個(gè)數(shù)為6621。

4 實(shí)驗(yàn)分析

4.1 自然冷卻的溫度場(chǎng)分析

在環(huán)境溫度為25℃，主軸轉(zhuǎn)速為條件下進(jìn)行自然冷卻穩(wěn)態(tài)熱分析的。有限元分析所需的載荷和邊界條件如表2所示。將表2中的載荷和邊界條件施加于分級(jí)機(jī)的有限元模型上，可得到在自然冷卻的條件下，分級(jí)機(jī)主軸系統(tǒng)溫度場(chǎng)分布如圖4所示。

表2 載荷與邊界條件

圖4 自然冷卻時(shí)分級(jí)機(jī)主軸系統(tǒng)溫度場(chǎng)分布

由圖4可得出，整個(gè)軸的溫度從左至右呈現(xiàn)逐漸升高的變化。其中主軸系統(tǒng)的最高溫度出現(xiàn)在軸的右端處，達(dá)到了299.364℃，與過(guò)熱蒸汽的溫度幾乎相同；主軸系統(tǒng)的最低溫度出現(xiàn)在靠近皮帶輪端，溫度為122.86℃。產(chǎn)生這種現(xiàn)象的原因是粉碎腔中的軸段處于不斷被加熱的狀態(tài)，并且腔外段軸的熱量是通過(guò)套筒與空氣的對(duì)流換熱，將熱量散發(fā)到空氣中。

軸承的溫度場(chǎng)分布如圖5所示。

可得，上軸承的溫度范圍為123～129℃，下軸承的溫度范圍為172～181℃。軸承的最高溫度位置為靠近粉碎腔處，這說(shuō)明軸承的幾何位置靠近粉碎腔，故受到過(guò)熱蒸汽的影響也較大，也因此上軸承的溫度相對(duì)低些。

為了使分級(jí)機(jī)能正常運(yùn)行，軸承的溫度應(yīng)不超過(guò)75℃。但在自然冷卻下，上、下軸承的運(yùn)行溫度均已超過(guò)普通軸承的極限使用條件。因此如不對(duì)軸承進(jìn)行加強(qiáng)散熱和降溫處理以達(dá)到正常運(yùn)行狀態(tài)，軸承會(huì)因溫度過(guò)高而失效，進(jìn)而造成系統(tǒng)停車。

4.2 水冷系統(tǒng)時(shí)的溫度場(chǎng)分析

水冷方式是在套筒外再增加一水槽，通過(guò)循環(huán)水保證水槽的進(jìn)水溫度為25℃，套筒與水的對(duì)流換熱系數(shù)869.7 W/（m2·K)，假設(shè)密封空間的空氣溫度為60℃，其復(fù)合傳熱系數(shù)為 9.7 W/（m2·K)，其模擬結(jié)果如圖6～圖7所示。

圖5 自然冷卻時(shí)軸承的溫度場(chǎng)分析

水冷卻時(shí)軸承的各部分的最高溫度與最低溫度如圖7所示。

由圖6可看出，系統(tǒng)運(yùn)行約3300 s時(shí)，溫度達(dá)到平衡，通過(guò)水冷軸承座的方式可以顯著地降低上下軸承的溫度。由圖7可看出：上軸承外圈最高溫度不超過(guò)33℃，下軸承外圈不超過(guò)44℃，且在粉碎腔中軸段的最低溫度高于100℃。這能有效避免因過(guò)多冷卻，使粉碎腔出現(xiàn)冷凝水的現(xiàn)象。故采用這種方法能使系統(tǒng)長(zhǎng)期穩(wěn)定運(yùn)行。

圖6 水冷時(shí)軸承外圈溫度的變化曲線

圖7 水冷時(shí)上下軸承的溫度場(chǎng)分析

5 結(jié)論

通過(guò)以上實(shí)驗(yàn)分析可知，在自然冷卻狀態(tài)下，分級(jí)機(jī)上下軸承溫升很快而且超過(guò)其使用的極限溫度；然而采用本文中所設(shè)計(jì)的水冷卻系統(tǒng)，經(jīng)過(guò)運(yùn)行大概3300s后，分級(jí)機(jī)的主軸系統(tǒng)溫度達(dá)到了平衡狀態(tài)，使得上下軸承外圈溫度處于其極限溫度以內(nèi)，且在粉碎腔中軸段的最低溫度高于100℃，確保了粉碎腔中過(guò)熱蒸汽不出現(xiàn)冷凝現(xiàn)象。因此，本文所設(shè)計(jì)的水冷卻系統(tǒng)能有效的降低分級(jí)機(jī)主軸系統(tǒng)的溫度。

［1］陳海焱，胥海倫.用電廠過(guò)熱蒸汽制備微細(xì)粉煤灰的實(shí)驗(yàn)研究［J］.現(xiàn)代電力，2003，20（5）：6－9.

［2］胡明松.淺析過(guò)熱蒸汽無(wú)冷凝輸送的可行性［J］.山東煤碳科技，2008（5）：154－155.

［3］王雅萍，陳海焱，朱目成.過(guò)熱蒸汽氣流磨粉碎實(shí)驗(yàn)研究［J］.西南科技大學(xué)學(xué)報(bào)，2008，23（3）：62－66.

［4］馬寶奇.軸承溫度高的原因分析及處理措施［J］.科技傳播，2010（2）：35－36.

［5］萬(wàn)長(zhǎng)森.滾動(dòng)軸承的分析方法［M］.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1987.

［6］何曉華，王振榮.基于 ANSYS 的汽車齒輪參數(shù)化建模及有限元分析［J］.汽車齒輪，2011（1）：44－49.

［7］王開松，劉素梅.基于不同建模方法的 ANSYS 模態(tài)分析研究［J］.煤炭技術(shù)，2009（12）：12－14.