【摘要】：為了研究機床主軸系統(tǒng)非均勻溫升帶來的熱位移對軸承預緊力和動剛度的影響,建立了一種機床主軸系統(tǒng)熱機耦合模型。在分析軸承摩擦損耗影響因素的基礎上,確定了系統(tǒng)熱載荷和邊界條件,采用有限元方法求解了機床主軸瞬時溫升和熱變形,根據(jù)軸承載荷-位移關系式求解軸承的熱誘導預緊力,基于改進的Jones模型計算了軸承徑向剛度。最后,實驗測定軸承預緊力,分析預緊力影響因素。理論計算與實驗結果表明:在定位預緊下,主軸、隔圈、軸承座和軸承熱位移會導致軸承預緊力和徑向剛度的增加,且隨著初始預緊力、轉速和環(huán)境溫度增加,預緊力變化幅值也增加。此外,局部冷卻引起熱位移的變化,從而改變軸承預緊力和徑向剛度的變化規(guī)律。
【圖文】：

ｉｎθ１－Ｂ（ｄ＋Δｄ）ｓｉｎθ（１１）δ１＝Ｂｄｃｏｓθｃｏｓθ１－（）１（１２）式中：Ｐｄ為軸承初始間隙；Ｆｃ為初始預緊力；ＦＴ為熱誘導預緊力；Ｚ為滾珠個數(shù)；Ｋ為軸向位移常數(shù)；ΔＲ、Δｄ、Δｒ為溫升引起的尺寸變化量；δｒ為軸承內(nèi)外圈相對熱位移。１．３軸承徑向剛度計算基于Ｊｏｎｅｓ提出的理論模型［１０］，考慮溫升引起滾珠直徑、內(nèi)外滾道溝底直徑和預緊量的變化，建立角接觸球軸承的零件幾何關系如圖２所示。圖２機床主軸軸承內(nèi)部幾何關系假定軸承內(nèi)外滾道曲率半徑未發(fā)生變化，軸承變形幾何相容方程為［（ｆｉ＋ｆｏ－１）（ｄ＋Δｄ）ｓｉｎθ＋δ１＋δｒ＋ａＲｉｃｏｓ鐖ｊ－Ｘｊ］２＋［（ｆｉ＋ｆｏ－１）（ｄ＋Δｄ）ｓｉｎθ＋δｒｃｏｓψｊ＋ΔＲ－Δｒ］２＝［（ｆｉ－０．５）（ｄ＋Δｄ）＋δｉｊ］（１３）Ｘ２ｊ＋Ｙ２ｊ＝［（ｆｏ－０．５）（ｄ＋Δｄ）＋δｏｊ］２（１４）式中：ｆｉ、ｆｏ為內(nèi)、外溝道曲率半徑系數(shù)；Ｒ為曲率中心球半徑，Ｒ＝０．５Ｄｍ＋ΔＲ＋Δｒ＋（ｆｉ－０．５）（ｄ＋Δｄ）ｃｏｓθ（１５）ψｊ為滾珠方位角；δｉｊ、δｏｊ為滾珠與內(nèi)外滾道接觸趨近；Ｘｊ、Ｙｊ為滾珠平衡時的水平與垂直距離；Ａａｊ、Ａｒｊ為滾珠與內(nèi)外滾道接觸點的水平與垂直距離；θ１、θ２為滾珠與內(nèi)外滾道接觸角�；诟倪M后的Ｊｏｎｅｓ模型，應用Ｎｅｗｔｏｎ－Ｒａｐ

Ｆｒ為徑向載荷；δ為徑向變形。１．４熱邊界參數(shù)的確定機床主軸與冷卻系統(tǒng)、周圍空氣進行熱量交換，，其主要熱邊界條件如表１所示。表１熱邊界條件邊界條件換熱系數(shù)Ｎｕ電機氣隙換熱Ｎｕλ／Ｄ０．２３（δ／ｒ）０．２３Ｒｅ０．５冷卻水換熱Ｎｕλ／Ｄ１．８６×（ＲｅｆＰｒｆＤ／Ｌ）１／３旋轉表面換熱ｃ０＋ｃ１ｕｃ２無需計算靜止表面換熱９．７無需計算２機床主軸熱機耦合分析流程機床主軸熱機耦合分析流程如圖３所示。當不考慮熱誘導預緊力和溫度變化時，根據(jù)式（１）～式（６）求解軸承損耗。結合內(nèi)置電機損耗及散熱邊界條件，應用有限元方法迭代求解機床主軸關鍵熱位移。根據(jù)熱位移修正軸承載荷－變形關系式和軸承幾何相容方程，計算熱誘導預緊力，求解改進后的Ｊｏｎｅｓ模型，獲得軸承運行參數(shù)，求導計算軸承徑向剛度。根據(jù)主軸系統(tǒng)熱響應和熱誘導預緊力對模型進行修正，如此反復，直到機床主軸溫升值、熱位移以及軸承方程解滿足收斂要求后停止。圖３機床主軸熱機耦合分析流程３機床主軸熱機耦合分析相對于傳統(tǒng)機械主軸，電主軸的電機通常安裝于內(nèi)部，電機和軸承處安裝有循環(huán)冷卻系統(tǒng)，其發(fā)熱、傳熱和散熱等規(guī)律更為復雜。以具體電主軸為例，考慮軸承配置、冷卻和預緊方式的影響，建立電主軸熱機耦合模型，分析溫升、預緊力和軸承剛度的影響因素和變化規(guī)律。應用高精密功率分析儀測試電主軸不同轉速下空載損耗、電壓和電流，結果如表２所示，３者均隨著１１３

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本文編號：2563090