朱科, 史曉軍, 高建民, 李法敬

(西安交通大學(xué)機(jī)械制造系統(tǒng)工程國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室, 710054, 西安)

在目前機(jī)械制造的誤差中,由于熱變形造成的加工誤差占50%,而在高精密、高速機(jī)床加工過程中,該比例更高至60%～80%[1]。電主軸是高速高精密機(jī)床的關(guān)鍵熱源及核心功能部件,由于其內(nèi)部結(jié)構(gòu)及其生熱、傳熱及熱響應(yīng)情況相當(dāng)復(fù)雜,在高速加工時(shí)易導(dǎo)致嚴(yán)重的熱變形。因此,減小電主軸在高速加工時(shí)的不均勻溫升和熱變形,對(duì)提高其加工精度具有重要的意義。

人們?cè)诟纳齐娭鬏S熱特性方面進(jìn)行了大量研究。一般的定子冷卻套方法僅能對(duì)電機(jī)定子具有一定的冷卻效果,而無法有效帶走電機(jī)轉(zhuǎn)子以及軸承內(nèi)圈產(chǎn)生的熱量(電機(jī)轉(zhuǎn)子發(fā)熱量約為電機(jī)發(fā)熱總量的1/3),從而進(jìn)一步增大了溫度梯度,最終造成電主軸系統(tǒng)“外冷內(nèi)熱”[2]。針對(duì)此問題,有關(guān)學(xué)者提出對(duì)軸芯進(jìn)行冷卻的方法。浙江大學(xué)姜春等改造傳統(tǒng)主軸軸芯結(jié)構(gòu),在軸承安裝段車制螺旋水道,與軸芯水道打通,實(shí)現(xiàn)對(duì)軸芯和軸承的雙冷卻[3]。鄧君等提出了一種流道折返的軸芯冷卻結(jié)構(gòu)[4],考慮軸承冷卻,將軸芯水道一分為二,與定子冷卻系統(tǒng)組成完整的冷卻循環(huán)系統(tǒng),從而有效地解決電主軸散熱問題。西安交通大學(xué)史曉軍等提出采用了軸頭法蘭連接高速旋轉(zhuǎn)接頭,在軸芯布置多個(gè)U形冷卻單元,通入冷卻液的軸芯冷卻系統(tǒng)結(jié)構(gòu)[5-6],實(shí)現(xiàn)電主軸軸芯微通道冷卻。

上述3種冷卻結(jié)構(gòu)在理論分析上有良好的冷卻效果,但缺乏實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證,并且結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜,難以保證主軸動(dòng)平衡,從而限制了主軸運(yùn)轉(zhuǎn)速度。瑞士的Fisher公司設(shè)計(jì)了一種帶有軸芯冷卻結(jié)構(gòu)及系統(tǒng)的高速電主軸[7],但涉及到軸芯冷卻的核心技術(shù)是保密的。Abele等提出把熱管冷卻技術(shù)應(yīng)用到電主軸[8],但是因?yàn)闊峁艿慕Y(jié)構(gòu)尺寸很小,并且冷卻功率較低,所以該冷卻技術(shù)難以有效改善電主軸高速、長(zhǎng)時(shí)間加工造成的熱積聚問題。

目前,電主軸軸芯冷卻技術(shù)對(duì)軸芯冷卻結(jié)構(gòu)影響電主軸動(dòng)剛度的考慮不足,缺乏軸芯冷卻對(duì)不同轉(zhuǎn)速和負(fù)載工況下的電主軸熱特性影響的深入分析與實(shí)驗(yàn)研究。針對(duì)上述問題,本文在分析電主軸熱薄弱點(diǎn)的基礎(chǔ)上,提出了一種對(duì)電主軸動(dòng)剛度影響較小的軸芯冷卻結(jié)構(gòu)和系統(tǒng),設(shè)計(jì)并進(jìn)行了電主軸軸芯冷卻實(shí)驗(yàn),并結(jié)合熱特性數(shù)值模擬,研究了軸芯冷卻對(duì)電主軸熱特性的影響規(guī)律。

1　電主軸熱薄弱點(diǎn)分析與冷卻方案

1.1　電主軸熱薄弱點(diǎn)分析

本文以磨削電主軸150SD為模擬和實(shí)驗(yàn)對(duì)象,其內(nèi)部剖面結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1　150SD電主軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

采用文獻(xiàn)[9]建立的電主軸熱結(jié)構(gòu)耦合有限元分析方法,在環(huán)境溫度為25 ℃、轉(zhuǎn)速為1 500 r/min、負(fù)載轉(zhuǎn)矩為0.8 N·m、定子冷卻油流量為8 L/min工況下,模擬電主軸系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)和軸芯變形場(chǎng),如圖2所示。

由圖2a可見,軸芯中部與電機(jī)轉(zhuǎn)子接觸區(qū)域以及軸承附近溫度較高。這是因?yàn)樵撾娭鬏S采用三相異步電機(jī),電機(jī)定、轉(zhuǎn)子的功率損耗和軸承摩擦都產(chǎn)生大量熱,雖然定子有循環(huán)冷卻系統(tǒng)進(jìn)行冷卻,但軸承和軸芯無冷卻,導(dǎo)致主軸部件間溫度梯度很大,內(nèi)外最大溫差為10 ℃。

(a)電主軸穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)

(b)軸芯X方向變形場(chǎng)

(c)軸芯Y方向變形場(chǎng)

(d)軸芯Z方向變形場(chǎng)圖2　電主軸溫度場(chǎng)和軸芯X、Y、Z方向的變形情況

由圖2b、圖2c、圖2d可見,以電主軸加工中心(TCP)作為熱位移參考點(diǎn),沿X、Y、Z方向變形分別增加了6.3、1.5、1.5 μm。由于電主軸設(shè)計(jì)為熱對(duì)稱結(jié)構(gòu),其徑向熱變形沿中心軸線均勻?qū)ΨQ分布,在Y和Z方向上各自正負(fù)方向的熱變形可以相互抵消[10],所以徑向熱變形對(duì)加工精度的影響較小。電主軸在X方向的尺寸較大并且主軸電機(jī)安裝在軸向方向,電機(jī)及軸承生熱導(dǎo)致軸芯積聚大量熱量且沒有采取有效的軸芯冷卻措施,不均勻溫升引起的熱膨脹變形漸漸累加至軸芯兩端,造成該方向的熱變形最嚴(yán)重。因此,電主軸的熱薄弱環(huán)節(jié)是軸芯軸向熱變形。

1.2　電主軸軸芯冷卻方案

針對(duì)電主軸系統(tǒng)內(nèi)部軸芯熱積聚問題,為了減少電主軸軸芯軸向熱變形,本文在定子冷卻系統(tǒng)的基礎(chǔ)上,提出了一種軸芯冷卻結(jié)構(gòu)及系統(tǒng),如圖3示。軸芯冷卻結(jié)構(gòu)為一沿電主軸軸芯中心線加工而成的直徑為8 mm的通道,通道入口和出口分別位于電主軸軸芯的后端面和前端面上。采用螺紋連接式旋轉(zhuǎn)接頭將冷卻介質(zhì)導(dǎo)入旋轉(zhuǎn)主軸。

圖3　軸芯冷卻結(jié)構(gòu)及系統(tǒng)示意圖

本文軸芯冷卻系統(tǒng)工作過程如下:冷卻油由油冷機(jī)送進(jìn)定子冷卻流道,對(duì)定子冷卻后,一部分冷卻油經(jīng)回流管路流回油冷機(jī),另一部分經(jīng)旋轉(zhuǎn)接頭進(jìn)入軸芯冷卻結(jié)構(gòu),在對(duì)電主軸軸芯熱積聚區(qū)域進(jìn)行強(qiáng)制冷卻后,經(jīng)集油箱匯集,返回油冷機(jī)。

本文軸芯冷卻結(jié)構(gòu)及系統(tǒng)只需在軸芯軸線開設(shè)通孔,在軸芯后端連接旋轉(zhuǎn)接頭,便能實(shí)現(xiàn)對(duì)電主軸內(nèi)部,特別是熱薄弱環(huán)節(jié)軸芯的快速高效冷卻。該冷卻結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,且沿軸線對(duì)稱,防止產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)不平衡。該軸芯冷卻系統(tǒng)利用已有的定子冷卻換熱系統(tǒng),而且可利用流量閥和流量計(jì)實(shí)現(xiàn)冷卻油流量在0～2.5 L/min范圍內(nèi)調(diào)節(jié),可以通過控制冷卻介質(zhì)種類、溫度、流量來調(diào)節(jié)換熱量,具有較高的變負(fù)荷適應(yīng)性。

2　熱特性有限元數(shù)值計(jì)算模型

2.1　計(jì)算軸芯冷卻換熱系數(shù)

冷卻介質(zhì)在上述軸芯冷卻流道中進(jìn)行強(qiáng)制對(duì)流換熱,其內(nèi)部流動(dòng)換熱為經(jīng)典的圓管對(duì)流換熱[11]。流動(dòng)狀態(tài)由雷諾數(shù)判斷,如下

(1)

式中:d為流道的水力直徑;u為冷卻液的特征流速;v為流體的運(yùn)動(dòng)黏度。

(2)

式中:l為冷卻流道長(zhǎng)度;普朗特?cái)?shù)Pr計(jì)算如下

(3)

式中:cp為比定壓熱容;ρ為流體密度;λ為冷卻介質(zhì)熱導(dǎo)率。

當(dāng)2 000

Nu=

(4)

式中:μf、μw分別為由冷卻介質(zhì)和固體壁面平均溫度決定的動(dòng)力黏度。

當(dāng)Re>4 000,冷卻流體流動(dòng)狀態(tài)為湍流,此時(shí),如果0.7

Nu=0.023Re0.8Pr0.4

(5)

冷卻流體的強(qiáng)制對(duì)流換熱系數(shù)為

(6)

2.2　計(jì)算電主軸熱源及邊界條件

電主軸熱源主要包括軸承摩擦生熱和電機(jī)生熱,其中電主軸軸承生熱大部分來源于內(nèi)、外圈滾道與滾動(dòng)體之間的摩擦。軸承摩擦力矩[12]為

(7)

式中:Mij、Moj分別為整體摩擦力矩在軸承內(nèi)、外圈溝道分量;f0為與軸承潤滑方式和軸承類型相關(guān)的系數(shù);f1為與軸承所受負(fù)載和軸承類型相關(guān)的系數(shù);P1i、P1e分別為與軸承內(nèi)、外圈摩擦力矩相對(duì)應(yīng)的計(jì)算負(fù)荷;di、de分別為滾動(dòng)體與內(nèi)、外圈滾道接觸點(diǎn)直徑;dm為軸承節(jié)圓直徑;v為軸承運(yùn)行溫度下潤滑油的運(yùn)動(dòng)黏度;Z為軸承滾動(dòng)體個(gè)數(shù);Dw為滾動(dòng)體的直徑。

電機(jī)總熱損耗計(jì)算如下[13]

(8)

式中:n是電主軸轉(zhuǎn)速;To是電主軸輸出轉(zhuǎn)矩;ξ是電機(jī)負(fù)載效率因數(shù)。

電主軸系統(tǒng)其他對(duì)流換熱系數(shù)可按表1中的公式計(jì)算。其中,β為電機(jī)粗糙度經(jīng)驗(yàn)系數(shù);δ為定轉(zhuǎn)子間隙長(zhǎng)度;R為電機(jī)轉(zhuǎn)子半徑;d為特征尺寸。

表1　其他對(duì)流換熱系數(shù)計(jì)算公式

3　軸芯冷卻電主軸熱特性實(shí)驗(yàn)

3.1　實(shí)驗(yàn)平臺(tái)

實(shí)驗(yàn)平臺(tái)如圖4所示,該系統(tǒng)由電主軸調(diào)速系統(tǒng)、冷卻系統(tǒng)、負(fù)載系統(tǒng)、數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)4部分組成。

冷卻系統(tǒng)由測(cè)功機(jī)水冷系統(tǒng)和電主軸定子及軸芯油冷系統(tǒng)構(gòu)成。前者直接與實(shí)驗(yàn)室自來水系統(tǒng)相連,水溫恒定在23 ℃左右;后者如圖3所示,設(shè)定油冷機(jī)油溫為25 ℃。實(shí)驗(yàn)中,定子冷卻出口油溫在22～26 ℃之間波動(dòng),即為軸芯冷卻進(jìn)口油溫,取平均值24 ℃。實(shí)驗(yàn)采用2號(hào)錠子油作為冷卻工質(zhì),在工作溫度下的物理性質(zhì)如表2所示。

表2　2號(hào)錠子油物性參數(shù)

負(fù)載系統(tǒng)由扭矩傳感器、電渦流測(cè)功機(jī)及控制器組成。扭矩傳感器規(guī)格為5 N·m,扭矩測(cè)量精度為滿量程的±0.4%。負(fù)載設(shè)置為定轉(zhuǎn)矩加載,電渦流測(cè)功機(jī)產(chǎn)生與電主軸電機(jī)相反的磁場(chǎng),從而產(chǎn)生反向制動(dòng)力,實(shí)現(xiàn)對(duì)電主軸施加不同負(fù)載,并由控制器反饋轉(zhuǎn)矩大小。

圖4　實(shí)驗(yàn)平臺(tái)系統(tǒng)圖

數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)由NI9178/9205/9213/9216采集板卡及OMEGA公司傳感器組成,傳感器布置如圖5所示。其中,1、2、6、7、8、9、11為pt100傳感器,各傳感器在電主軸制造過程中預(yù)先埋入各測(cè)點(diǎn),用于測(cè)量軸承外圈、定子等的溫度;3、5為K型熱電偶(熱紅外),用于非接觸式測(cè)量主軸軸芯溫度;4、10為J型熱電偶,用于測(cè)量定子冷卻套進(jìn)出口油溫,溫度傳感器測(cè)量精度經(jīng)校核達(dá)到0.2 ℃。12、13為ZA-21系列電渦流位移傳感器,分別測(cè)量電主軸軸端徑向和軸向熱變形,傳感器量程為0.2～1.2 mm,探頭直徑為5 mm,標(biāo)準(zhǔn)靈敏度為10.00 V/mm,非線性度0.2%。

1:前軸承1;2:前軸承2;3:軸芯1;4:出油口;5:軸芯2;6:后軸承1;7:后軸承2;8:后腔;9:定子;10:進(jìn)油口;11:前腔;12:軸端(徑向);13:軸端(軸向)圖5　傳感器位置布置示意圖

3.2　實(shí)驗(yàn)步驟及實(shí)驗(yàn)工況

實(shí)驗(yàn)步驟如下:確定軸芯冷卻油流量,流量計(jì)清零,打開流量閥,打開油冷機(jī);運(yùn)行電渦流測(cè)功機(jī)水冷系統(tǒng),實(shí)驗(yàn)中根據(jù)出水溫度調(diào)節(jié)水壓(0.02～0.1 MPa),測(cè)功機(jī)冷卻出水溫度應(yīng)小于55 ℃;運(yùn)行數(shù)據(jù)采集系統(tǒng),設(shè)定轉(zhuǎn)速,運(yùn)行電主軸,設(shè)置定轉(zhuǎn)矩,施加負(fù)載;運(yùn)行定子及軸芯冷卻系統(tǒng),直至系統(tǒng)達(dá)熱穩(wěn)態(tài),完成每組實(shí)驗(yàn)后,確定電主軸系統(tǒng)已經(jīng)冷卻到室溫,然后改變工況再進(jìn)行下一組實(shí)驗(yàn)。

實(shí)驗(yàn)工況如下:主軸轉(zhuǎn)速分別為500、1 000、1 500 r/min;系統(tǒng)軸端負(fù)載分別為0.4、0.6、0.8 N·m;軸芯冷卻油流量分別為1.5、2.0、2.5 L/min。固定條件:環(huán)境溫度為25 ℃,定子冷卻油流量為8 L/min。

4　實(shí)驗(yàn)結(jié)果及分析

4.1　軸芯冷卻電主軸熱特性模型驗(yàn)證

設(shè)定轉(zhuǎn)速為500、1 000、1 500 r/min,負(fù)載為0.8 N·m,軸芯冷卻油流量為2.5 L/min,軸芯1、前軸承2測(cè)點(diǎn)瞬態(tài)溫升實(shí)驗(yàn)與仿真結(jié)果如圖6所示。

由圖6可知,不同轉(zhuǎn)速工況下數(shù)值模擬的電主軸軸芯1、前軸承2測(cè)點(diǎn)瞬態(tài)溫升變化趨勢(shì)與實(shí)驗(yàn)結(jié)果較吻合,進(jìn)一步對(duì)比熱穩(wěn)態(tài)時(shí)溫升的誤差情況,如表3所示。

(a)軸芯1瞬態(tài)溫升仿真與實(shí)驗(yàn)對(duì)照

(b)前軸承2瞬態(tài)溫升仿真與實(shí)驗(yàn)對(duì)照?qǐng)D6　不同轉(zhuǎn)速下電主軸瞬態(tài)溫升仿真與實(shí)驗(yàn)對(duì)照

轉(zhuǎn)速/r·min-1軸芯1溫升/℃仿真實(shí)驗(yàn)誤差/%前軸承2溫升/℃仿真實(shí)驗(yàn)誤差/%5002724125080714310003334-30101191150044401001614143

由表3結(jié)果可知,軸芯1和前軸承2穩(wěn)態(tài)溫升仿真值與實(shí)驗(yàn)值偏差在各轉(zhuǎn)速工況下均在15%以內(nèi),表明軸芯冷卻電主軸熱特性模型具有足夠的精度和可靠性。

圖7　無、有軸芯冷卻電主軸瞬態(tài)溫度對(duì)比

4.2　瞬態(tài)、穩(wěn)態(tài)熱特性分析

特定工況:轉(zhuǎn)速為1 500 r/min,負(fù)載轉(zhuǎn)矩為0.8 N·m,軸芯冷卻油流量為2.5 L/min。與相同工況下無軸芯冷卻時(shí)電主軸熱特性實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比,各測(cè)點(diǎn)溫度變化如圖7所示,軸芯軸向熱變形變化如圖8所示。結(jié)合有限元數(shù)值模擬結(jié)果,進(jìn)行無、有軸芯冷卻電主軸穩(wěn)態(tài)熱特性分析,無、有軸芯冷卻的電主軸穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)對(duì)比如圖9所示,無、有軸芯冷卻的電主軸軸芯軸向穩(wěn)態(tài)變形場(chǎng)對(duì)比如圖10所示。

圖8　無、有軸芯冷卻軸芯軸向瞬態(tài)熱變形對(duì)比

(a)無軸芯冷卻

(b)有軸芯冷卻圖9　無、有軸芯冷卻的電主軸穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)對(duì)比

由圖7可見,無軸芯冷卻時(shí),電主軸系統(tǒng)熱平衡時(shí)間約為3 000 s。軸芯冷卻系統(tǒng)對(duì)電主軸內(nèi)部進(jìn)行強(qiáng)制對(duì)流換熱,系統(tǒng)熱平衡時(shí)間減少至1 000 s,減少了66.7%;同時(shí)各測(cè)點(diǎn)溫升也有不同程度的減小,軸芯1測(cè)點(diǎn)溫升降低了3 ℃,減小了46%,前軸承1測(cè)點(diǎn)溫升降低了1 ℃,減小了50%,后軸承2測(cè)點(diǎn)溫升降低了2 ℃,減小了57%。由圖9可見,在軸芯冷卻油的高效冷卻下,電主軸內(nèi)部高溫區(qū)域明顯減小,軸芯軸向溫度梯度由6.9 ℃減小為5.8 ℃。由此可見,軸芯冷卻可以對(duì)系統(tǒng)各關(guān)鍵部件進(jìn)行高效的冷卻換熱,使電主軸系統(tǒng)的熱環(huán)境得到極大地改善。

(a)無軸芯冷卻

(b)有軸芯冷卻圖10　無、有軸芯冷卻的電主軸軸芯軸向穩(wěn)態(tài)變形場(chǎng)對(duì)比

由圖8可見,電主軸軸芯軸向熱變形的瞬態(tài)變化趨勢(shì)和各部件溫升曲線相近。結(jié)合圖10分析,無軸芯冷卻時(shí),軸向最大熱變形位于電主軸軸芯兩端,軸芯冷卻改善了電主軸內(nèi)部軸芯處的散熱問題,減小了軸芯軸向溫差,使電主軸軸芯前端軸向熱變形穩(wěn)態(tài)值由6.3 μm減小至3.1 μm,減小了50.8%,并使其達(dá)穩(wěn)態(tài)所用時(shí)間也進(jìn)一步縮短。在實(shí)際加工前需要對(duì)機(jī)床進(jìn)行預(yù)熱,目的是讓電主軸在熱穩(wěn)態(tài)下正常工作。軸芯冷卻可以減少電主軸系統(tǒng)達(dá)到熱穩(wěn)態(tài)的時(shí)間,進(jìn)一步減少實(shí)際生產(chǎn)加工周期。

4.3　冷卻油流量對(duì)電主軸熱特性影響

與4.2所述實(shí)驗(yàn)工況相同,在3種冷卻工質(zhì)流量下,無軸芯冷卻和軸芯冷卻的軸芯1測(cè)點(diǎn)和后軸承2測(cè)點(diǎn)溫度變化如圖11所示。

由圖11可見,當(dāng)軸芯冷卻油流量從1.5 L/min增大到2.5 L/min時(shí),測(cè)點(diǎn)溫度達(dá)到穩(wěn)態(tài)所用時(shí)間相應(yīng)減少了,提升了工作效率。由圖11a可知,軸芯冷卻油流量為2.0 L/min時(shí),軸芯冷卻對(duì)軸芯溫度冷卻效果達(dá)到飽和狀態(tài);由圖11b可知,后軸承2測(cè)點(diǎn)溫度隨冷卻油流量增加進(jìn)一步減小。

4.4　不同轉(zhuǎn)速和負(fù)載下的電主軸熱特性

設(shè)定軸芯冷卻油流量為2.5 L/min,研究不同轉(zhuǎn)速和負(fù)載下的軸芯冷卻電主軸熱特性。在3組不同轉(zhuǎn)速(500、1 000、1 500 r/min)工況下,固定負(fù)載為0.8 N·m,電主軸各測(cè)點(diǎn)穩(wěn)態(tài)溫度見圖12。在3組不同負(fù)載(0.4、0.6、0.8 N·m)工況下,固定轉(zhuǎn)速為1 500 r/min,電主軸各測(cè)點(diǎn)穩(wěn)態(tài)溫度見圖13。

(a)軸芯1測(cè)點(diǎn)

(b)后軸承2測(cè)點(diǎn)圖11　軸芯冷卻油流量對(duì)電主軸溫度影響

圖12　無、有軸芯冷卻時(shí)轉(zhuǎn)速對(duì)電主軸溫度的影響

由圖12可見:無軸芯冷卻時(shí),當(dāng)電主軸轉(zhuǎn)速從500 r/min增大到1 500 r/min時(shí),軸芯1溫升從4.8 ℃增加到6.9 ℃,前軸承1溫升從1.3 ℃增加到2.5 ℃,后軸承2溫升從2.3 ℃增加到3.6 ℃;有軸芯冷卻時(shí),軸芯1溫升從2.8 ℃增加到4 ℃,前軸承1溫升從0.7 ℃增加到1.3 ℃,后軸承2溫升從0.6 ℃增加到1.7 ℃。由此可知,軸芯冷卻顯著減小了電主軸在不同轉(zhuǎn)速下的溫升。

圖13　無、有軸芯冷卻時(shí)負(fù)載對(duì)電主軸溫度的影響

由圖13可見,與無軸芯冷卻相比,當(dāng)電主軸負(fù)載由0.4 N·m增加到0.8 N·m時(shí),軸芯1溫升從2.1 ℃減小為1.2 ℃,前軸承1溫升從0.7 ℃減小為0.3 ℃,后軸承2溫升從1.1 ℃減小為0.4 ℃,軸芯冷卻有效減小了電主軸在不同負(fù)載下的溫升。

5　結(jié)　論

(1)電主軸熱穩(wěn)態(tài)時(shí)具有外部溫度低、內(nèi)部溫度高的熱特性,導(dǎo)致軸芯軸向熱變形,說明軸芯和軸承處是電主軸的熱薄弱點(diǎn)。

(2)有限元數(shù)值模擬結(jié)果與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比顯示:不同轉(zhuǎn)速工況下,兩者的瞬態(tài)溫升趨勢(shì)相似,熱穩(wěn)態(tài)時(shí)軸芯和軸承外圈測(cè)點(diǎn)溫升偏差在15%以內(nèi)。

(3)軸芯冷卻電主軸熱特性實(shí)驗(yàn)結(jié)果顯示:電主軸采取軸芯冷卻措施,可以顯著改善不同轉(zhuǎn)速和負(fù)載下的電主軸內(nèi)部軸芯處的熱積聚問題,減小軸芯軸向溫度梯度,進(jìn)一步減小軸向熱變形。在軸芯冷卻油流量為2.5 L/min時(shí),軸芯和軸承測(cè)點(diǎn)溫升均減小了50%左右,軸芯軸向熱變形減小了50.8%,系統(tǒng)達(dá)熱穩(wěn)態(tài)所用時(shí)間減少了了66.7%;軸芯冷卻油流量從1.5 L/min增大到2.5 L/min時(shí),系統(tǒng)熱平衡時(shí)間減少。

參考文獻(xiàn):

[1]OKAFOR A C, ERTEKIN Y M. Derivation of machine tool error models and error compensation procedure for three axes vertical machining center using rigid body kinematics [J]. International Journal of Machine Tools & Manufacture: Design, Research and Application, 2000, 40(8): 1199-1213.

[2]CHIEN C H, JANG J Y. 3-D numerical and experimental analysis of a built-in motorized high-speed spindle with helical water cooling channel [J]. Applied Thermal Engineering, 2008, 28(17): 2327-2336.

[3]姜春. 主軸系統(tǒng)水內(nèi)冷技術(shù)的研究 [J]. 制造技術(shù)與機(jī)床, 1988(12): 15-19.

JIANG Chun. Study on the water internal cooling technology of the main shaft system [J]. Manufacturing Technology and Machine Tool, 1988(12): 15-19.

[4]鄧君, 許光輝. 高速電主軸采用軸芯冷卻的設(shè)計(jì) [J]. 裝備制造技術(shù), 2010(7): 52-53.

DENG Jun, XU Guanghui. Design of high speed motorized spindle using shaft cooling [J]. Equipment Manufacturing Technology, 2010(7): 52-53.

[5]史曉軍, 康躍然, 高建民. 一種電主軸軸芯冷卻結(jié)構(gòu)及系統(tǒng)中國, CN104108047A [P]. 2014-07-18.

[6]康躍然, 史曉軍, 高建民. 一種新型軸芯冷卻電主軸的熱特性分析 [J]. 西安交通大學(xué)學(xué)報(bào), 2017, 51(1): 13-18.

KANG Yueran, SHI Xiaojun, GAO Jianmin. Thermal behavior analysis of a motorized spindle with novel shaft core cooling [J]. Journal of Xi’an Jiaotong University, 2017, 51(1): 13-18.

[7]HOLKUP T, CAO H, KOLAR P, et al. Thermo-mechanical model of spindles [J]. CIRP Annals: Manufacturing Technology, 2010, 59(1): 365-368.

[8]ABELE E, ALTINTAS Y, BRECHER C. Machine tool spindle units [J]. CIRP Annals: Manufacturing Technology, 2010, 59(2): 781-802.

[9]康躍然, 史曉軍, 高建民. 多參量耦合的電主軸熱特性建模及分析 [J]. 西安交通大學(xué)學(xué)報(bào), 2016, 50(8): 32-37.

KANG Yueran, SHI Xiaojun, Gao Jianmin. Modeling and analyzing multi-variable coupling thermal characteristics for motorized spindle [J]. Journal of Xi’an Jiaotong University, 2016, 50(8): 32-37.

[10] ZHANG J F, FENG P F, WU Z J, et al. Thermal structure design and analysis of a machine tool headstock [J]. Mechanika, 2013, 19(4): 478-485.

[11] 楊世銘. 傳熱基礎(chǔ)學(xué) [M]. 北京: 高等教育出版社, 2004: 167-176.

[12] 康輝民, 陳小安, 陳文曲, 等. 高速電主軸軸承熱分析與實(shí)驗(yàn)研究 [J]. 機(jī)械強(qiáng)度, 2011, 33(6): 797-802.

KANG Huimin, CHEN Xiao’an, CHEN Wenqu, et al. High speed motorized spindle bearing thermal analysis and experimental research [J]. Journal of Mechanical Strength, 2011, 33(6): 797-802.

[13] BOSSMANNS B, TU J F. A power flow model for high speed motorized spindles: heat generation characterization [J]. Journal of Manufacturing Science and Engineering, 2001, 123(3): 494-505.

[本刊相關(guān)文獻(xiàn)鏈接]

李法敬,高建民,史曉軍,等.電主軸軸心冷卻用環(huán)路熱虹吸管的傳熱特性.2017,51(7):90-97.[doi:10.7652/xjtuxb 201707014]

長(zhǎng)河,范小軍,李亮,等.旋轉(zhuǎn)半徑和葉片安裝角對(duì)動(dòng)葉旋流冷卻流動(dòng)和傳熱特性的影響.2017,51(5):37-42.[doi:10.7652/xjtuxb201705006]

謝福壽,厲彥忠,王鑫寶,等.低真空壓力下橫掠圓柱體強(qiáng)制對(duì)流傳熱特性的實(shí)驗(yàn)研究.2017,51(3):43-47.[doi:10.7652/xjtuxb201703008]

康躍然,史曉軍,高建民,等.一種新型軸芯冷卻電主軸的熱特性分析.2017,51(1):13-18.[doi:10.7652/xjtuxb201701 003]

劉昕,袁奇,歐文豪.燃?xì)廨啓C(jī)周向拉桿轉(zhuǎn)子拉桿應(yīng)力分析和改進(jìn)設(shè)計(jì).2016,50(10):104-110.[doi:10.7652/xjtuxb2016 10016]

康躍然,史曉軍,高建民,等.多參量耦合的電主軸熱特性建模及分析.2016,50(8):32-37.[doi:10.7652/xjtuxb201608 006]

張西寧,吳吉利,王奔.一種利用起車過程瞬態(tài)振動(dòng)響應(yīng)的轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)參數(shù)識(shí)別方法.2016,50(7):1-6.[doi:10.7652/xjtuxb201607001]

雷默涵,姜歌東,梅雪松,等.高速球軸承微接觸彈流摩擦及生熱分析.2016,50(4):81-88.[doi:10.7652/xjtuxb201604 013]

杜長(zhǎng)河,范小軍,李亮,等.噴嘴長(zhǎng)寬比和雷諾數(shù)對(duì)旋流冷卻流動(dòng)與傳熱特性的影響.2015,49(12):124-129.[doi:10.7652/xjtuxb201512020]

米維,閆柯,吳文武,等.考慮熱-變形耦合的主軸-軸承系統(tǒng)瞬態(tài)熱特性分析.2015,49(8):52-57.[doi:10.7652/xjtuxb 201508009]

翟強(qiáng),閆柯,張優(yōu)云,等.高速角接觸球軸承腔內(nèi)氣相流動(dòng)與傳熱特性研究.2014,48(12):29-33.[doi:10.7652/xjtuxb 201412005]

雷春麗,芮執(zhí)元,劉軍,等.兩種工況下電主軸熱誤差的組合預(yù)測(cè)模型.2011,45(7):50-54.[doi:10.7652/xjtuxb201107 010]