采用不同结构冷却系统时电主轴脂润滑轴承温度场仿真分析.docx

摘要：针对高速电主轴采用脂润滑时发热量大且散热困难，极易导致润滑脂过热失效和轴承寿命缩短的问题，以B7009C轴承为研究对象，基于摩擦学和传热学理论，建立了不同转速下轴承发热量的数学模型，通过有限元软件仿真计算了无冷却结构下轴承和轴承座的温度场分布，结果表明高速下发生了润滑失效，需要设计针对性的冷却结构。分别设计了“一进一出单环形槽”“三进三出单环形槽”及“三进三出双环形槽”冷却模型对轴承外圈进行冷却，并对相同工况下3种冷却模型的温度场进行仿真分析，,结果表明，达到稳态后，“三进三出双环形槽”冷却模型整体温度较低，温度分布均匀，有助于提高润滑脂的润滑性能，延长轴承寿命，减小冷却水道对轴承座支承刚度的影响。

关键词：滚动轴承;角接触球轴承;润滑脂;温度场;冷却模型;仿真分析

电主轴润滑系统主要以脂润滑为主,且在高速下只需少量的润滑脂就能形成足够的润滑油膜[1]。脂润滑时轴承散热条件不好,轴承内产生的热量不能及时传递出去,热量不断累积,温度持续升高,温度过高不仅会影响主轴的旋转精度,还将影响润滑脂的性能,降低润滑效率和轴承使用寿命。因此研究高速电主轴在脂润滑方式下的冷却技术,对提高高速电主轴的使用性能和延长轴承使用寿命具有重要意义。为控制电主轴系统温升,保持其温度场的稳定性,国内外学者对电主轴润滑冷却系统进行了深入研究：文献[2]提出一种轴芯冷却结构及系统来改善高速电主轴“外冷内热”的现象,并通过试验证明轴芯冷却可以显著减少系统热平衡时间;文献[3]通过有限元分析软件对不同流量下的水冷系统温度场进行仿真,并搭建试验台对不同转速下系统的冷却参数与电主轴温度的关系进行了试验,结果表明试验电主轴的最佳冷却水流量为0.28～0.30m3/h;文献[4]设计了一种新型循环冷却器触发模型结构,极大地提高了冷却效果;文献[5]根据热虹吸管的工作原理设计了一种冷却模型,能显著降低主轴的最高温度。上述文献多为油气润滑时对主轴和电动机冷却的研究,目前针对脂润滑轴承的冷却研究较少。本文以170MD24Y26型电主轴后轴承B7009C角接触球轴承为研究对象,以改善轴承系统温升控制为目的,通过Solidworks软件建立了无冷却轴承外圈和轴承座的三维模型、“一进一出单环形槽”、进出水口间隔“三进三出单环形槽”及进出水口间隔“三进三出双环形槽”冷却模型,并应用ANSYSFluent软件对4种模型的流场以及温度场进行仿真计算,分析冷却模型的冷却效果,确定合适的冷却结构。

1轴承的生热及传热机理

1.1轴承的生热机理

本文采用考虑滚动体自旋摩擦生热的方式对轴承的生热量进行计算[6-9]。轴承的总摩擦力矩M包含与轴承类型和润滑方式相关的摩擦力矩M0、与载荷相关的摩擦力矩M1及自旋产生的摩擦力矩M2,即M=M0+M1+M2。(1)(2)式中：ν为润滑剂的运动黏度;f0为与轴承类型和润滑方式有关的系数,对于角接触球轴承,脂润滑取2;n为轴承内圈转速;Dpw为球组节圆直径。M1=10-3f1P1Dpw,(3)P=Fr+0.92Fa,P1=Fa-0.1Fr,式中：?f1为与轴承类型和所受载荷有关的系数;P1为计算轴承摩擦力矩时的轴承载荷;P为轴承的当量动载荷;C0为轴承的基本额定静载荷;Fa为轴向载荷;Fr为径向载荷。(4)式中：?Z为球数;?μs为球与沟道的摩擦因数;?Q为球与沟道的法向接触载荷;a为沟道赫兹接触椭圆的长半轴;L(e)为沟道接触区第二类椭圆积分;α为接触角。根据滚动轴承应用手册[10],考虑球自旋的轴承总摩擦生热量为(5)(6)式中：H为考虑球自旋的轴承总摩擦生热量;ωs为球在内圈自旋时的角速度;qh为轴承外沟道的热流密度;S为轴承外沟道的表面积。针对170MD24Y26型电主轴的B7009C角接触球轴承,轴承外沟道表面积S=1.485×10-3?m2,假定n=16000r/min,Fa=350N,Fr=300N,润滑脂为FAGARCNOLL075,40℃时基础油运动黏度为17mm/s2,因轴端散热量较小,为充分体现冷却作用,忽略轴向散热的影响,由(5)—(6)式得到轴承外沟道的热流密度为67340W/m2。

1.2轴承的传热机理

根据液压流体力学和传热学理论,冷却液在流道内流速不同时,计算对流换热系数的方式也不同。当流体处于湍流时,对流换热热阻小,换热效果好,所以选用冷却水流态为湍流时的研究对象。冷却水与轴承外圈及轴承座之间的对流换热系数[11]为(7)式中：hc为冷却水与轴承外圈及轴承座之间的对流换热系数;Nu为努塞尔数;λ为冷却液的导热率;D为冷却水流道特征尺寸。根据迪特斯-博尔特公式[12-13]可将Nu表示为Nu=0.023Re0.8Pr0.4cr,(8)式中：Re为雷诺数;Pr为普朗特数;cr为环形管道修正系数;