電主軸熱特性研究

朱振學，楊 林

(沈陽工業大學 機械工程學院，遼寧 沈陽 110870)

0 引言

電主軸是機床的最核心部件，同時也是機床中最大的熱源[1]。由于機床在結構上采用高剛度設計，所以外載荷導致的彈性變形較小。然而電主軸在運行中的發熱卻是不可避免的，機床熱誤差約占加工總誤差的40%～70%[2]，因此對于電主軸單元來說，需要具備良好的熱-結構性能。

本文以某企業的大型螺旋錐齒輪加工中心GTMC-2500的銑削電主軸為研究對象，著重利用有限元分析方法對電主軸的熱-結構特性進行分析和研究。

1 電主軸熱載荷計算

在電主軸工作過程中，熱源主要為電機定轉子和軸承。電主軸結構如圖1所示。

1-主軸；2-外殼；3-前軸承；4-中軸承；5-擺動體；6-后軸承；7-定子連接套；8-定子；9-轉子；10-轉子連接套；11-編碼器保護罩；12-角度編碼器；13-尾軸承

1.1 電機生熱

電機損耗主要包括機械損耗、電損耗、磁損耗和附加損耗[3]。其中附加損耗約占額定功率的1%～5%[4]。主軸電機損耗功率均轉化為熱量，由于定、轉子消耗功率比例約為2∶1，所以生熱率q即單位體積的生熱功率的計算公式為：

(1)

其中：q為體生熱率，W/m3；I為工作電流，A；R為電阻，Ω；V為熱源體積，m3。

1.2 主軸軸承生熱

軸承生熱主要是滾動體與內圈、外圈、保持架及潤滑劑摩擦造成的[5]。根據經驗公式，軸承摩擦發熱計算公式為：

(2)

其中：Qf為軸承摩擦生熱，W；M1為軸承摩擦力矩，N·mm；n為軸承轉速，r/min。軸承摩擦力矩可由載荷力矩與黏性摩擦力矩之和表示：

M=M0+M1.

(3)

其中:M0為黏性摩擦力矩，N·mm；M1為載荷力矩，N·mm。黏性摩擦力矩計算公式為：

(4)

其中:ν為潤滑劑的運動黏度，mm2/s；Dm為軸承的平均直徑，mm；f0為與軸承類型和潤滑方式有關的系數。軸承載荷力矩M1計算公式為：

M1=f1P1Dm.

(5)

其中：f1為與軸承類型、額定載荷及當量靜載荷有關的系數；P1為軸承所受載荷，N。

2 電主軸有限元分析

2.1 瞬態熱分析

使用SolidWorks軟件對電主軸進行三維建模并化簡，使用Workbench軟件對其進行有限元分析。設定初始溫度31 ℃，經計算電主軸在24 000 s時的溫度場云圖如圖2所示。

由圖2可以看出，電主軸溫度最高區分布在電機定轉子處，溫度約為45 ℃。分析其主要原因是電機定轉子生熱較多，且散熱條件不好，無法排出熱量，導致電機定轉子溫升較高。圖3為電主軸最高溫度變化曲線。從圖3中可知，電主軸前幾分鐘升溫較快，之后逐漸減緩，400 min后溫度增長較慢。

圖2 電主軸溫度場云圖

圖3 電主軸最高溫度變化曲線

2.2 熱-結構耦合分析

經計算得到未加冷卻的電主軸在24 000 s時的熱變形云圖，如圖4所示。使用探針功能提取主軸端部外圓x、y方向和端面處z方向熱變形值，讀取24 000 s變形值及初始溫度變形值，通過相減可知：x方向熱變形為13.9 μm，y方向熱變形為16.1 μm，z方向熱變形為75.7 μm。x、y方向變形云圖圍繞主軸軸線呈對稱分布，可見x、y方向變形主要由端部零件受熱膨脹引起，對加工精度影響較小；z方向的變形沿主軸軸線，對加工精度的影響較大。

3 電主軸升溫實驗

為了驗證前面仿真模型的正確性，對電主軸進行

升溫實驗，實驗儀器使用紅外測溫儀，設定主軸轉速為165 r/min，測溫點選擇前軸承及外殼倒角處，測試時間為24 000 s，溫度曲線如圖5所示。實驗曲線與仿真曲線基本一致，說明了仿真模型的正確性，可以使用該模型對電主軸的運行狀況進行研究。

圖4 主軸變形云圖

圖5 外殼倒角及前軸承升溫曲線

4 結論

(1) 通過實驗可知，該電主軸的仿真模型具備有效性，且該型號的電主軸熱源主要為主軸電機的損耗發熱。

(2) 熱-結構耦合分析表明，電主軸主要誤差來源為z方向，最大誤差為75.7 μm。