基于ANSYS的轉(zhuǎn)臺軸承冷卻方案研究

洪明星 顧力強(qiáng)(上海交通大學(xué) 機(jī)械與動力學(xué)院, 上海 200030)

0 引言

進(jìn)入二十一世紀(jì)以來，隨著中國制造2025的推動，以及“高檔數(shù)控機(jī)床與基礎(chǔ)制造裝備”專項的啟動，極大地推動了我國機(jī)械裝備工業(yè)的發(fā)展，“高速、精密、復(fù)合、智能化”的高檔機(jī)床得到了飛速的發(fā)展。作為數(shù)控機(jī)床制造中的核心零組件-轉(zhuǎn)臺軸承，其工作時精度的穩(wěn)定性直接影響著高精度數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺的定位精度。轉(zhuǎn)臺軸承由于滾子與滾道之間摩擦產(chǎn)生的摩擦熱功率使得軸承的溫度逐步升高，不僅降低了軸承的使用壽命，而且與此同時軸承產(chǎn)生的熱變形，直接會影響到數(shù)控機(jī)床的加工精度[1]。因此，對于轉(zhuǎn)臺軸承的冷卻方案設(shè)計，減小其熱變形的研究顯得尤其必要。

目前對于軸承冷卻方案的研究，大部分集中于流體對流冷卻方案的研究，如常見的采用風(fēng)扇的風(fēng)冷方案、冷卻水的水冷方案、冷卻油的油冷方案[2]。吳明哲等通過建立軸流式風(fēng)扇結(jié)構(gòu)的BFGS優(yōu)化計算方法，并采用計算流體力學(xué)軟件Fluent進(jìn)行數(shù)值分析，優(yōu)化風(fēng)扇結(jié)構(gòu)[3]。敖慶章等通過建立軸承水膜模型，采用Fluent進(jìn)行模擬仿真，分析了冷卻水流速度、冷卻水槽結(jié)構(gòu)參數(shù)(槽寬、數(shù)量、槽深)對軸承產(chǎn)生的冷卻效果。但是對于通過導(dǎo)熱對軸承進(jìn)行冷卻的方案研究以及與流體對流冷卻方案相比較的研究甚少。

本文將通過導(dǎo)熱冷卻方式以及對流冷卻方式的角度，提出五種針對轉(zhuǎn)臺軸承的冷卻方案，通過CreO建立機(jī)床轉(zhuǎn)臺的結(jié)構(gòu)模型，并采用ANSYS對其進(jìn)行穩(wěn)態(tài)熱分析，得到轉(zhuǎn)臺軸承的溫度場[4]，然后對五種冷卻方案進(jìn)行對比研究。

1 轉(zhuǎn)臺軸承冷卻方案設(shè)計

1.1 熱能傳遞方程

熱能傳遞的基本方式有以下三種：熱傳導(dǎo)、熱對流以及熱輻射[5]。本文將從熱傳導(dǎo)和熱對流兩種熱能傳遞方式考慮設(shè)計轉(zhuǎn)臺軸承冷卻方案。

其中，熱傳導(dǎo)基本定律為傅里葉定律。

(1)

q-熱流密度，單位為W/m2;λ-導(dǎo)熱系數(shù)，單位為W/(m·k);A-導(dǎo)熱面，單位為m2；dt-單位時間，單位為s；dx-單位厚度，單位為m。

負(fù)號表示溫度升高的方向和熱量傳遞的方向相反。

另外，熱對流的基本計算公式為牛頓冷卻公式。

q=hΔt

(2)

q-熱流密度，單位為W/m2；h-對流換熱系數(shù)，單位為W/(m2·k)；Δt-壁面與流體溫差，單位為K。

通過熱傳導(dǎo)的傅里葉定律，可以得出減小結(jié)構(gòu)的導(dǎo)熱系數(shù)，可以減小熱流密度，從而起到較好的隔熱效果。通過熱對流的牛頓冷卻公式，可以得出增大結(jié)構(gòu)與周邊流體的對流換熱系數(shù)，可以增大熱流密度，從而起到較好的傳熱效果。

1.2 數(shù)控機(jī)床轉(zhuǎn)臺軸承的結(jié)構(gòu)

轉(zhuǎn)臺軸承(如圖1所示)具有高軸向和徑向承載能力，以及較高的傾斜剛度和精度。適用于機(jī)床回轉(zhuǎn)工作臺和卡盤等。本文中研究的轉(zhuǎn)臺軸承，其軸圈與機(jī)床主軸相配合，機(jī)床主軸由電機(jī)驅(qū)動。其座圈與機(jī)床床身軸承座相配合。床身軸承座上有冷卻水槽。如圖2所示。

圖1 轉(zhuǎn)臺軸承Fig.1 Table bearing

圖2 轉(zhuǎn)臺軸承及周邊件布置圖Fig.2 Table bearing and surrounding parts layout

1.3 轉(zhuǎn)臺軸承冷卻方案

根據(jù)以上熱能傳遞方程的理論分析，從隔熱和傳熱兩個方面設(shè)計轉(zhuǎn)臺軸承的冷卻方案。如圖3所示。

圖3 冷卻方案示意圖Fig.3 Cooling method schematic

第一種方案為在轉(zhuǎn)臺軸承下方增加擋熱板。由于電機(jī)為發(fā)熱源之一，電機(jī)長期工作使得床身內(nèi)部空氣的溫度逐步升高，通過擋熱板，阻隔熱空氣。

第二種方案為方案一中的擋熱板上面增加冷卻水槽。通過被動隔熱，并且主動傳熱的方式，對轉(zhuǎn)臺軸承進(jìn)行冷卻。

第三種方案為在機(jī)床主軸與回轉(zhuǎn)工作臺之間加隔熱墊。由于電機(jī)為主要發(fā)熱源，且直接與主軸相配合?？紤]到鋼的良好的導(dǎo)熱性，使得電機(jī)的產(chǎn)生的熱功率很快會通過主軸傳導(dǎo)到轉(zhuǎn)臺軸承以及機(jī)床回轉(zhuǎn)工作臺。所以考慮隔絕電機(jī)傳導(dǎo)的熱功率，達(dá)到冷卻轉(zhuǎn)臺軸承的目的。

第四種方案為利用風(fēng)扇對電機(jī)進(jìn)行冷卻。通過強(qiáng)制換熱傳遞電機(jī)產(chǎn)生的熱功率。

第五種方案為利用工作區(qū)域的冷卻水，通過風(fēng)機(jī)盤管對電機(jī)進(jìn)行冷卻。通過增大對流換熱溫差，增強(qiáng)冷卻效果。

2 冷卻方案模擬仿真

2.1 建立幾何建模

利用三維軟件CreO創(chuàng)建轉(zhuǎn)臺軸承體的幾何模型，包括機(jī)床回轉(zhuǎn)工作臺、轉(zhuǎn)臺軸承、床身軸承座、機(jī)床主軸、電機(jī)轉(zhuǎn)子和電機(jī)定子。(如圖4所示)。

圖4 轉(zhuǎn)臺軸承體幾何模型Fig.4 Table bearing model

2.2 建立網(wǎng)格模型

將創(chuàng)建的轉(zhuǎn)臺軸承體幾何模型導(dǎo)入到ANSYS中，利用ANSYS Meshing Application模塊對于轉(zhuǎn)臺軸承體模型創(chuàng)建三維網(wǎng)格。為了能夠更細(xì)致地逼近轉(zhuǎn)臺軸承體模型的內(nèi)部結(jié)構(gòu)，網(wǎng)格單元全部選擇四面體網(wǎng)格單元。并且為了保證模擬仿真的結(jié)果精度，將關(guān)鍵部件如轉(zhuǎn)臺軸承的網(wǎng)格加密，直至計算結(jié)果沒有發(fā)生明顯變化后，說明在此網(wǎng)格密度下，計算結(jié)果對于此網(wǎng)格密度的敏感度低，計算結(jié)果的精度能夠得到有效保證。建立的轉(zhuǎn)臺軸承體網(wǎng)格模型如圖5所示。

圖5 轉(zhuǎn)臺軸承及周邊件網(wǎng)格模型Fig.5 Table bearing and surrounding parts mesh model

2.3 定義邊界條件及材料屬性

本文研究的是轉(zhuǎn)臺軸承在正常穩(wěn)定的工作情況下，轉(zhuǎn)臺軸承體的冷卻效果。

轉(zhuǎn)臺軸承的摩擦熱功率為52W，電機(jī)轉(zhuǎn)子的發(fā)熱功率為200W，電機(jī)定子的發(fā)熱功率為480W?？諝庾匀粚α鲹Q熱系數(shù)為35W/m2·℃。方案一中，擋熱板周邊的熱空氣溫度為50℃，對流換熱系數(shù)為100 W/m2·℃。方案二中，冷卻水的溫度為20℃，強(qiáng)制對流換熱系數(shù)為1000 W/m2·℃。方案三中，隔熱墊的導(dǎo)熱系數(shù)為0.27 W/(m.k)。方案四中，冷卻風(fēng)的溫度為30℃，強(qiáng)制對流換熱系數(shù)為100 W/m2·℃。方案五中，冷卻風(fēng)的溫度為20℃，強(qiáng)制對流換熱系數(shù)為100 W/m2·℃。轉(zhuǎn)臺軸承體的材料全部為鋼。

2.4 數(shù)值仿真計算

利用ANSYS Steady-state Thermal模塊，對轉(zhuǎn)臺軸承體模型進(jìn)行溫度場分析。如圖6所示。計算出測溫點(diǎn)1的溫度為40.6℃，測溫點(diǎn)2的溫度為41.1℃，測溫點(diǎn)3的溫度為34.9℃。

圖6 轉(zhuǎn)臺軸承體溫度場Fig.6 Table bearing temperature field

2.5 試驗(yàn)驗(yàn)證

通過試驗(yàn)，采用熱電阻PT100測量各測溫點(diǎn)溫度。如圖7和圖8所示。得到測溫點(diǎn)1的溫度為49.3℃，測溫點(diǎn)2的溫度為49.9℃，測溫點(diǎn)3的溫度為29.8℃。

圖7 轉(zhuǎn)臺軸承體測溫點(diǎn)Fig.7 Table bearing temperature measurement points

圖8 轉(zhuǎn)臺軸承測溫點(diǎn)Fig.8 Table bearing temperature measurement points

表1 數(shù)值仿真計算結(jié)果與試驗(yàn)測量數(shù)據(jù)對比表

通過以上數(shù)據(jù)對比可知，3個測溫點(diǎn)的數(shù)值仿真計算結(jié)果與試驗(yàn)測量結(jié)果比較接近，誤差大約為14.4%。誤差產(chǎn)生的主要原因?yàn)槟Ｐ偷暮喕约皩α鲹Q熱系數(shù)的偏差。通過對比分析可以看出，本文所研究的計算模型以及模擬仿真結(jié)果是可信的?？梢杂糜趯λ岢龅奈宸N冷卻方案進(jìn)行性能評估。

2.6 五種冷卻方案的數(shù)值仿真計算與分析

利用ANSYS Steady-state Thermal模塊，分別對轉(zhuǎn)臺軸承體模型的五種冷卻方案進(jìn)行溫度場分析。如圖9、圖10、圖11、圖12、圖13所示。

圖9 方案一：加擋熱板Fig.9 Method 1: Add the insulation plate

圖10 方案二：加冷卻水槽Fig.10 Method 2: Add the cooling water groove

圖11 方案三：加隔熱墊Fig.11 Method 3: Add the insulation pad

圖12 方案四：加冷卻風(fēng)扇Fig.12 Method 4: Add the cooling fan

圖13 方案五：加風(fēng)機(jī)盤管Fig.13 Method 5: Add the cooling fan coil

表2 五種冷卻方案仿真結(jié)果對比表

圖14 各測溫點(diǎn)測量值Fig.14 Measurement value at each measurement point

圖15 測溫點(diǎn)1與測溫點(diǎn)5的溫差值Fig.15 Temperature difference between point 1 and point 5

通過表2和圖14、圖15可以得出：

(1) 方案一中增加擋熱板，冷卻效果并不理想。主要原因是雖然擋熱板阻隔了電機(jī)側(cè)的熱空氣，但同時也阻礙了轉(zhuǎn)臺軸承自身的散熱。

(2) 方案二中增加冷卻水槽，冷卻效果最好，即軸承溫度最低，但是測溫點(diǎn)1和測溫點(diǎn)5的溫差值最大，熱變形、熱應(yīng)力最大。主要原因是冷卻水的強(qiáng)制對流換熱系數(shù)最大，使得換熱功率最大[6]。

(3) 方案三中增加隔熱墊，冷卻效果較好，有隔熱墊成本最低，所以此方案性價比最高。

(4) 方案四和五中增加風(fēng)扇強(qiáng)制冷卻，冷卻效果較好，且測溫點(diǎn)1和測溫點(diǎn)5的溫差值最小，熱變形、熱應(yīng)力最小。由于風(fēng)冷時，對流換熱系數(shù)并不算大，所以在起到一定冷卻效果的同時，測溫點(diǎn)的溫差也最小。

3 結(jié)論

本文對轉(zhuǎn)臺軸承體進(jìn)行幾何建模，并利用ANSYS Steady-state Thermal模塊進(jìn)行了轉(zhuǎn)臺軸承體的溫度場分析。分別對五種轉(zhuǎn)臺軸承體冷卻方案進(jìn)行了冷卻效果分析，發(fā)現(xiàn)除了方案一中增加擋熱板，冷卻效果不理想以外，其他四種冷卻方案的冷卻效果相對較好，同時各有其優(yōu)缺點(diǎn)。但是在本文中提及的測溫點(diǎn)1和測溫點(diǎn)5的溫差所產(chǎn)生的熱變

形和熱應(yīng)力并沒有做數(shù)值仿真計算。在日后的研究中，可以對其做進(jìn)一步分析。

[1] 李寶良，王慧穎，畢琳.基于摩擦影響的圓柱滾子軸承溫度場分析[J].潤滑與密封 2016,41(3):5-9.

[2] 凌澤明． 冷卻軸承的五種方法[J]． 潤滑與密封，1984( 5) :66- 68．

[3] 吳明哲，王曉冬，孫德臣.核電循環(huán)泵軸承冷卻風(fēng)扇結(jié)構(gòu)及其流場分析[J]. 東北大學(xué)學(xué)報( 自然科學(xué)版)，2016,37(3):383-386.

[4] 劉曉衛(wèi)，王崴，王慶力.基于ANSYS 的高速角接觸球軸承溫度場分析[J]. 組合機(jī)床與自動化加工技術(shù)，2015,(3):14-15.

[5] 楊世銘, 陶文銓. 傳熱學(xué)[M],北京：高等教育出版社，2012:4-8.

[6] 龔金科，章滔，胡遼平，等. 渦輪增壓器水冷軸承體冷卻性能仿真研究[J]. 汽車工程， 2014,36(3):383-388.