數(shù)控機床軸承-主軸系統(tǒng)熱態(tài)特性分析

鄭龍燕

（山東冶金技師學院 濟南 250109）

高速切削技術的發(fā)展，對機械加工精度提出更高的要求。機械加工中的加工精度受到“機床-夾具-刀具-工件”工藝系統(tǒng)各個環(huán)節(jié)熱變形的影響。英國伯明翰大學的 J.Peclenik[1-2]調查表明，熱變形已成為影響機床加工精度的首要因素，占機床總誤差的40%～70%。因此，控制機床加工精度的關鍵在于控制關鍵部件的熱變形。

軸承-主軸系統(tǒng)是機床的重要組件，軸承運轉過程中的摩擦生熱會使主軸產生熱變形，影響機床的加工精度。本文以某型號數(shù)控車床軸承-主軸系統(tǒng)為例建立有限元模型，進行發(fā)熱量和熱邊界條件的計算。利用有限元軟件ANSYS對其進行溫度場仿真，理論計算了主軸系統(tǒng)的溫升和熱變形，并通過搭建軸承-主軸系統(tǒng)熱伸長試驗臺，進行實驗驗證。

1 軸承-主軸系統(tǒng)有限元模型

依據通用有限元分析流程，在三維軟件Solidworks 中建立幾何模型，并對其進行以下簡化處理：

(1)刪除螺紋孔、油管、注油孔等細小特征；

(2)刪除倒角和圓角；

(3)利用簡單結構的實體模型代替復雜結構的部件，比如；用簡單圓環(huán)來代替主軸冷卻套；

(4)在保證整體結構不變的情況下，可修改各模型的尺寸，保證各零件裝配正確。

通過對幾何模型進行簡化，可提高網格劃分的質量，節(jié)約仿真計算的時間，將簡化后的三維模型導入 ANSYS，如圖1所示。對軸承-主軸系統(tǒng)各部件的材料屬性進行設置，將主軸材料設定為38CrMoAlA，軸承材料設定為 GCr15，其余零件設定為45 號鋼。

圖1 軸承-主軸系統(tǒng)示意圖

對簡化的軸承-主軸系統(tǒng)展開網格劃分的過程，網格劃分過粗會降低計算精度，劃分過細會增加計算時間，而且不同的網格劃分方法會影響網格的優(yōu)劣，因此，需要根據主軸零件的幾何尺寸選擇合理的網格單元尺寸，主軸部件的尺寸在幾毫米到幾百毫米，選擇網格尺寸為1～10 mm，對簡化后的軸承-主軸系統(tǒng)采用自動網格劃分，如圖2所示。

圖2 軸承-主軸系統(tǒng)網格劃分

2 熱載荷及邊界條件計算

2.1 熱載荷計算

軸承-主軸系統(tǒng)高速運轉時，其內部軸承因接觸摩擦而產生大量的熱，其發(fā)熱主要與軸承的摩擦力矩有關，Palmgren[3]推導出發(fā)熱量和摩擦力矩的關系式：Nr=1.05×104Mn。

軸承的摩擦力矩主要由以下三部分構成：潤滑劑粘性摩擦力矩M0、載荷引起摩擦力矩M1和軸承自旋摩擦力矩M2。

1）潤滑劑粘性摩擦力矩

2）載荷引起的摩擦力矩

M1=f1P1dm

3）自旋摩擦力矩

式中：f0是與潤滑有關的系數(shù)，油霧潤滑取1；ν為運動溫度下的潤滑油粘度；f1為軸承類型和載荷有關的系數(shù)； μ 為球與滾道接觸區(qū)的摩擦因數(shù)；Q為球與滾道的法向接觸載荷(N)； α為球與滾道橢圓接觸長半軸 (mm)； L為第二類橢圓積分。

2.2 對流換熱系數(shù)計算

對流是指因為流體的運動，使流體各部分間發(fā)生相對位移，冷熱流體相互摻混所產生的熱量傳遞過程。對流換熱系數(shù)[4]是指流體與固體表面之間的換熱能力，即物體表面與附近空氣溫差 1℃，單位時間單位面積上通過對流與附近空氣交換的熱量。

1）軸承座表面熱對流換熱系數(shù)

軸承座的熱對流參數(shù)指靜止軸承座表面與空氣的自然對流換熱系數(shù)，經驗值取9.7 W m2?℃

2）旋轉軸表面與空氣的對流換熱系數(shù)

軸承在實際運轉過程中，產生的部分熱量通過熱傳導的方式傳遞給主軸，主軸在旋轉過程中與周圍空氣產生熱量交換，這種交換方式屬于強迫對流換熱，可以通過下式得到：

式中：?sf是對流換熱系數(shù)(W?m-2?℃-1)； Nu為努謝爾特數(shù)；Ka為主軸的熱傳導系數(shù) W?m-1?℃-1； ds為主軸直徑(m)；Re為而誒雷諾數(shù)；Pr為普朗特數(shù)；ω 為主軸旋轉角速度(rad?s-1)； 空氣的運動粘度(m-2s-1)； 相應流體的運動粘度(m-2s-1)； 相應流體的密度(kg?m-3)； v 為相應流體的等壓比熱容； K為相應流體的熱傳導系數(shù)（W?m-1?℃-1）。

3）軸承組件與潤滑劑的對流換熱

軸承在使用時需要添加潤滑劑以減小摩擦，運轉過程中，內部組件與潤滑劑之間存在熱量傳遞現(xiàn)象，這種熱量傳遞屬于強迫對流換熱，Harris[5]推薦軸承組件與潤滑劑間產生的強迫對流換熱系數(shù)為：

式中：K 為潤滑劑導熱系數(shù)(W?m-1?℃-1)；us為冷卻表面與潤滑劑間相對速度(m?s-1)； ls為特征長度(m)；v0為潤滑油粘度（Pa?s）。

對于滾動體表面與潤滑油之間的強迫對流換熱，式中us取保持架的表面速度，ls為滾道節(jié)圓直徑。對于內、外圈滾道表面與潤滑油之間的強迫對流換熱，則us取保持架表面速度的三分之一。

不同轉速下的有限元模型邊界條件如表1所示，以轉速10 000 r/min為例，分析該轉速下，軸承-主軸系統(tǒng)的溫度場分布情況。

表1 軸承有限元模型邊界條件計算值

3 軸承-主軸系統(tǒng)熱態(tài)特性分析

3.1 軸承-主軸系統(tǒng)溫度場分析

圖3是轉速10 000 r/min 時，該軸承-主軸系統(tǒng)連續(xù)運轉達到熱平衡時的溫度場仿真結果，圖 4 ～圖6是各組件溫度分布?？梢钥闯觯S承座溫度最高為36.5℃，主軸最高溫度為40.05℃，軸承-主軸系統(tǒng)中最高溫度為 43.05℃，該最高溫度發(fā)生于左側軸承中內圈滾道與滾動體接觸的部位。

圖3 軸承-主軸系統(tǒng)整體溫度場

圖4 主軸溫度場

圖5 軸承座溫度場

圖6 軸承溫度場

3.2 主軸熱變形分析

在軸承-主軸溫度場仿真模型的基礎上，展開熱力耦合分析，建立軸承-主軸熱伸長模型，計算主軸熱伸長。對軸承-主軸系統(tǒng)溫度仿真分析結果進行后處理，把主軸的溫度場數(shù)據導入主軸的熱伸長模型中，并給主軸施加轉速邊界條件，給軸承座施加固定約束條件，求解主軸的熱伸長。

圖7是轉速10 000 r/min時主軸達到熱平衡后的主軸的熱變形云圖，由圖中可以看出穩(wěn)態(tài)時，主軸單端端面熱伸長（X向）最大為12.587μm，而Y方向和Z方向主軸的熱變形最大分別為 4.1557μm和 4.131μm。與徑向熱變形相比，主軸軸向熱伸長更為嚴重。建立計算主軸熱伸長的仿真模型時，主軸左右端面均未固定，處于自由狀態(tài)，因此，該主軸的實際熱伸長為右端面熱伸長數(shù)據與左端面熱伸長絕對值求和，可到主軸在10 000 r/min時，軸向熱伸長為ΔL ，如式：

ΔL=L++L-=12.587+9.994=22.581 um

圖7 主軸熱伸長

4 軸承-主軸系統(tǒng)熱伸長試驗驗證

搭建高精度軸承-主軸系統(tǒng)熱伸長測試實驗臺，如圖8所示。高精度激光位移傳感器用磁力表座固定于實驗臺表面上，其測試精度為0.1 μm，通過主軸端面位移來測試主軸軸向熱伸長。由于高精度激光位移傳感器固定于實驗臺表面，因此，其測出的熱伸長為主軸絕對熱伸長。

圖8 軸承-主軸系統(tǒng)熱伸長測試實驗臺

圖9為主軸轉速為10 000 r/min時，3h內主軸熱伸長數(shù)據，圖中黑線是原始信號，紅色是趨勢項，對實驗原始信號進行趨勢項處理，發(fā)現(xiàn)熱伸長數(shù)據先上升后緩慢下降趨于平穩(wěn)的現(xiàn)象。實驗在0時刻，高精度激光位移傳感器的數(shù)值為0.05151 mm，實驗結束時刻，高精度激光位移傳感器的示數(shù)為0.0725 mm，因此計算出實驗測得的主軸軸向熱伸長的數(shù)據為。

有限元方法計算的主軸熱伸長為ΔL ，實驗測試的主軸熱伸長為計算值與實驗值的相對誤差ε：

圖9 實驗主軸熱伸長的原始信號及趨勢項

5 結語

通過對軸承-主軸系統(tǒng)的分析計算理論值以及主軸熱伸長測試的實驗值，表明有限元模型計算的正確性。軸承-主軸系統(tǒng)的溫度場表明，主軸左側軸承的溫度較高，在運轉的過程中產生較大溫升，溫度的變化會導致主軸發(fā)生一定的熱變形，影響高速機床工作時所達到的加工精度。

在后續(xù)的仿真計算中，可以考慮改變潤滑條件、冷卻條件，選用合適的軸承支撐系統(tǒng)、誤差補償?shù)确绞浇档椭鬏S溫升，控制主軸變形量，改善高速數(shù)控機床的加工精度。