基于分路分量冷卻的主軸熱偏移控制方法研究

周萌

（通用技術(shù)集團(tuán)沈陽(yáng)機(jī)床有限責(zé)任公司， 遼寧沈陽(yáng) 110142）

0 前言

數(shù)控臥式銑鏜床長(zhǎng)時(shí)間運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)， 其主軸系統(tǒng)會(huì)產(chǎn)生較多熱量， 而機(jī)床的主軸在高溫環(huán)境中會(huì)發(fā)生熱偏移現(xiàn)象， 最終導(dǎo)致機(jī)床綜合精度不穩(wěn)定、 加工精度不理想等問(wèn)題［1］。 仇健等人［2］的研究表明： 主軸的熱誤差是數(shù)控機(jī)床的主要誤差源之一， 主軸熱誤差與機(jī)床運(yùn)行中的溫度分布聯(lián)系緊密， 主軸各方向的變形量隨主軸溫度升高而明顯增大， 并且主軸Z方向的伸長(zhǎng)量遠(yuǎn)大于X向和Y向的變形量。

目前， 針對(duì)數(shù)控機(jī)床的主軸熱偏移現(xiàn)象， 陳亮等人［3］提出利用溫度傳感器采集溫度信息， 并通過(guò)溫度－位移函數(shù)在電氣系統(tǒng)中進(jìn)行熱補(bǔ)償。 但主傳動(dòng)系統(tǒng)內(nèi)部發(fā)熱多為軸承部位， 熱傳感器很難測(cè)得準(zhǔn)確溫度。 劉闊等人［4］研究了無(wú)溫度傳感器的補(bǔ)償方式， 其原理是通過(guò)摩擦生熱、 熱傳導(dǎo)和散熱機(jī)制預(yù)測(cè)滾珠絲杠的溫度場(chǎng)， 以實(shí)現(xiàn)預(yù)測(cè)并補(bǔ)償絲杠熱誤差的目的。但是它需要在恒溫環(huán)境下才能實(shí)現(xiàn)對(duì)運(yùn)動(dòng)生熱導(dǎo)致的熱誤差進(jìn)行補(bǔ)償， 且這種方法僅能夠應(yīng)用于進(jìn)給軸滾珠絲杠熱誤差的補(bǔ)償， 針對(duì)主軸受溫度影響的熱位移則無(wú)法應(yīng)用。 結(jié)合以上情況， 本文作者提出一種無(wú)溫度傳感器且在非恒溫環(huán)境下控制主軸熱伸長(zhǎng)的方法，依靠多油路分流量冷卻的方式來(lái)保持主傳動(dòng)系統(tǒng)的熱平衡。

1 熱特性分析

文中針對(duì)主傳動(dòng)系統(tǒng)外置的主軸箱進(jìn)行熱特性分析［5］， 其外形如圖1 所示。 這種結(jié)構(gòu)能夠使主電機(jī)和外置減速機(jī)構(gòu)的熱量有效遠(yuǎn)離主軸， 同時(shí)外置減速機(jī)構(gòu)有獨(dú)立的冷卻系統(tǒng)， 它通過(guò)熱傳遞的方式產(chǎn)生的熱量對(duì)主軸的影響可完全不計(jì)。 外置減速機(jī)構(gòu)到主軸間的扭矩傳遞齒輪嚙合時(shí)產(chǎn)生的熱量相對(duì)較?。?］， 再配合冷卻油的噴濺， 其熱量對(duì)主軸的影響也可以忽略［7］， 因此主軸熱偏移的發(fā)熱源基本來(lái)自主軸軸承的發(fā)熱。

圖1 主傳動(dòng)系統(tǒng)外置的主軸箱外觀Fig.1 Appearance of the headstock of the main drive system

滾動(dòng)軸承運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中會(huì)因滾珠、 內(nèi)外環(huán)及保持架之間的摩擦而產(chǎn)生能量損失， 這種摩擦損失在軸承內(nèi)部幾乎都轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃浚?表現(xiàn)為滾動(dòng)軸承溫度的上升， 軸承運(yùn)轉(zhuǎn)速度越快， 溫度上升越明顯［8］。 要得到軸承的發(fā)熱量首先要計(jì)算摩擦力矩， 主要包括滾動(dòng)摩擦力矩、 滑動(dòng)摩擦力矩、 密封件的摩擦力矩和由于拖曳、 潤(rùn)滑脂液的渦流和飛濺等引起的摩擦力矩［9］。

式中：M為總摩擦力矩， N·m；Mr為滾珠滾動(dòng)時(shí)的摩擦力矩， N·m；Ms為滾珠與保持架或內(nèi)外環(huán)發(fā)生滑動(dòng)的摩擦力矩， N·m；Mm為軸承的密封件引起的摩擦力矩， N·m；Md為由于拖曳、 潤(rùn)滑脂液的渦流和飛濺等引起的摩擦力矩， N·m。

其中Mr、Ms、Mm、Md的計(jì)算方法參考文獻(xiàn)［6］。

總摩擦力矩計(jì)算完成后， 可計(jì)算出每個(gè)軸承的發(fā)熱量［10］：

式中：Q為軸承發(fā)熱功率， kW；M為軸承的總摩擦轉(zhuǎn)矩， N·m；n為軸承轉(zhuǎn)速， r/min。

綜上， 已知主軸軸承的參數(shù)、 潤(rùn)滑劑的黏度、 主軸軸向載荷的情況下可以得到主軸的軸承理論發(fā)熱功率。

2 解決方案

在不依靠溫度補(bǔ)償方法的情況下， 解決主軸軸承發(fā)熱對(duì)主軸熱偏移的影響， 就必須保證軸承的發(fā)熱量與排出熱量平衡， 使軸承的溫度穩(wěn)定， 進(jìn)而使主軸的熱偏移達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)。 文中分析的主軸的軸承規(guī)格并不相同， 且載荷情況也有所不同， 所以軸承的發(fā)熱量也不同， 各自的油路需要根據(jù)軸承發(fā)熱量控制冷卻油的流量， 即分路分量冷卻方式帶走不同工況下軸承發(fā)出的熱量， 其結(jié)構(gòu)示意如圖2 所示。

圖2 中主軸軸承共6 片， 根據(jù)軸承位置將其分為3 組， 第一組和第二組軸承為2 片規(guī)格180 mm×250 mm×33 mm （7936） 的SKF 超精密角接觸球軸承， 第三組軸承為2 片規(guī)格170 mm×230 mm×28 mm （7934）的SKF超精密角接觸球軸承。 冷卻油分為獨(dú)立3 路設(shè)計(jì)， 按照軸承分布位置， 在主軸軸承的支持套上開有3 組用于流通冷卻油的環(huán)形槽， 進(jìn)油口1 和出油口1獨(dú)立連通， 進(jìn)油口2 和出油口2 獨(dú)立連通， 進(jìn)油口3和出油口3 獨(dú)立連通。 該主軸的轉(zhuǎn)速范圍是10～3 000 r/min， 3 組軸承的潤(rùn)滑劑均使用鋰基潤(rùn)滑脂， 第一組和第二組軸承的軸向載荷為18 000 N， 第三組軸承為軸向自由狀態(tài)， 載荷可忽略不計(jì)。 結(jié)合軸承發(fā)熱量計(jì)算公式可得各組軸承不同轉(zhuǎn)速下的發(fā)熱功率。

圖3 所示為分路分量冷卻原理， 工作時(shí)， 油泵1將儲(chǔ)油箱中的冷卻油液抽出后打入油冷卻機(jī)2， 油冷卻機(jī)2 的出口溫度設(shè)置為室溫恒差模式， 冷卻油液從油冷卻機(jī)2 流出后經(jīng)過(guò)濾器3 去除雜質(zhì)， 過(guò)濾后的潔凈冷卻液通過(guò)內(nèi)腔特殊設(shè)計(jì)的分路閥塊， 分別流到3組軸承外環(huán)支撐套對(duì)應(yīng)的環(huán)形槽中。 在每個(gè)分路上配置節(jié)流閥4－6， 用于分別控制各個(gè)分路的流量， 節(jié)流閥后分別配置流量計(jì)7－9， 檢測(cè)各分路冷卻油流量。

圖3 分路分量冷卻原理Fig.3 Cooling principle of shunt component

每條分路的冷卻油流量根據(jù)該分路所需帶走的熱量計(jì)算得出， 帶走熱量的功率為

式中：L為冷卻油的流量， m3/min；ρ為冷卻油密度， kg/m3；c為冷卻油比熱容， J/（kg·℃）； Δt為冷卻油進(jìn)出的溫差，℃。

當(dāng)每個(gè)分路的冷卻油帶走熱量的功率與每組軸承的發(fā)熱功率相等時(shí)， 該組軸承達(dá)到平衡狀態(tài)。 式中Δt確定后可求出每個(gè)分路中冷卻油的流量L。

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

試驗(yàn)時(shí)， 主軸以1 500 r/min 的轉(zhuǎn)速空運(yùn)轉(zhuǎn)， 環(huán)境溫度為19 ℃， 濕度50%， 油冷卻機(jī)的出口溫度設(shè)置為室溫恒差值－4 ℃ （油溫比室溫低4 ℃， 出油溫度為15 ℃）， 依據(jù)公式（3） 可計(jì)算進(jìn)油口1、 2、 3所需的流量分別為2.5、 2.5、 2.1 L/min。 初始時(shí)通過(guò)調(diào)節(jié)節(jié)流閥分配各分路流量， 待油冷卻機(jī)出油溫度達(dá)到設(shè)定溫度并穩(wěn)定后， 主軸開始旋轉(zhuǎn)， 采用雄獅精儀公司的主軸誤差測(cè)試儀（SEA） 檢測(cè)主軸Z向熱偏移值， 如圖4 所示。

圖4 分路分量冷卻狀態(tài)下主軸熱偏移測(cè)試Fig.4 Thermal offset test of spindle under cooling of shunt components

記錄并擬合主軸Z向熱偏移與運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)間的關(guān)系，如圖5 所示。 可知： 主軸轉(zhuǎn)速為1 500 r/min 時(shí)，8 min時(shí)達(dá)到穩(wěn)定狀態(tài)， 主軸沿Z向熱偏移量穩(wěn)定在5 μm。

圖5 主軸Z 向熱偏移與時(shí)間關(guān)系Fig.5 Relationship between the Z－direction thermal shift of the spindle and time

為驗(yàn)證冷卻油液流量的理論計(jì)算值對(duì)主軸熱偏移量的作用效果， 在流量理論計(jì)算值基礎(chǔ)上增大冷卻油液的流量， 再次測(cè)試主軸熱偏移效果， 進(jìn)油口1、 2、3 的流量值分別調(diào)整為原來(lái)的2 倍、 3 倍、 4 倍流量，主軸轉(zhuǎn)速為1 500 r/imn 時(shí)，Z向熱偏移與時(shí)間關(guān)系如圖6 所示。

圖6 增大冷卻液流量時(shí)主軸Z 向熱偏移與時(shí)間關(guān)系Fig.6 Spindle Z－direction thermal shift with time when flow rate is increased： （a） double times flow rate； （b）three times flow rate； （c） four times flow rate

結(jié)合圖5—6 可知： 分路分量冷卻方法對(duì)主軸Z向熱偏移量的控制效果顯著， 當(dāng)流量值為理論計(jì)算流量2 倍時(shí)， 主軸Z向熱偏移量減小至4 μm， 繼續(xù)增大流量， 主軸熱偏移量達(dá)到穩(wěn)定， 不再隨流量增大而減小。

4 結(jié)語(yǔ)

（1） 經(jīng)驗(yàn)證， 分路分量冷卻的主軸熱偏移控制方法可靠， 可將主軸熱偏移量控制在5 μm 內(nèi)， 該方法可為同類結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供參考。 在實(shí)際應(yīng)用時(shí)， 為更有效控制主軸的熱偏移， 各分路的冷卻油流量設(shè)置值可適當(dāng)大于理論計(jì)算的流量值， 但一般不超過(guò)理論計(jì)算值的2 倍。

（2） 文中的驗(yàn)證過(guò)程是在恒定轉(zhuǎn)速情況下進(jìn)行的， 實(shí)際應(yīng)用時(shí)需計(jì)算主軸各轉(zhuǎn)速情況下的流量值，并應(yīng)用自適應(yīng)節(jié)流閥使各分路冷卻油流量隨主軸轉(zhuǎn)速自適應(yīng)調(diào)節(jié)， 在合理的冷卻油流量情況下有效控制不同轉(zhuǎn)速下主軸的熱偏移。

（3） 主軸的軸向熱偏移具有一定滯后性， 1 500 r/min 時(shí)滯后時(shí)間約為8 min， 滯后時(shí)間與主軸轉(zhuǎn)速的具體關(guān)系還需進(jìn)一步分析和測(cè)試驗(yàn)證。