配置振荡热管伺服进给系统及热-结构耦合特性建模方法
阅读：1030发布：2020-06-22
专利汇可以提供配置振荡热管伺服进给系统及热-结构耦合特性建模方法专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且本 发明 公开了配置振荡 热管 伺服进给系统及热-结构耦合特性建模方法，包括相连接的机床床身和冷却装置，所述机床床身包括通过滚珠连接的 丝杆 轴和 螺母 ，所述螺母的顶端设置台体，所述丝杆轴为内部中空且两端开口构造，所述丝杆轴内部设置两端闭合的振荡热管，所述振荡热管内部设置冷却剂,所述丝杆轴和振荡热管的数量为1个。本发明提供了一种配置振荡热管的具有良好的换热性能的伺服给进系统，其建模方法运用有限元方法分析了伺服给进系统热-结构耦合特性，优点在于模拟了伺服给进系统的工作状态，通过修正热源 载荷 和热边界条件的方式精确有限元模型，减少了误差，使得 有限元分析 结果更接近于实际值。，下面是配置振荡热管伺服进给系统及热-结构耦合特性建模方法专利的具体信息内容。
1.配置振荡热管伺服进给系统，其特征在于：
包括相连接的机床床身和冷却装置，所述机床床身包括通过滚珠连接的丝杆轴和螺母，所述螺母的顶端设置支撑，所述丝杆轴为内部中空且两端开口构造，所述丝杆轴内部设置两端闭合的振荡热管，所述振荡热管内部设置冷却剂,所述丝杆轴和振荡热管的数量为1个，所述丝杆轴的两端均设置固定连接的旋转轴承和固定座，所述冷却装置包括闭合连接的腔体、壳体、压缩机、气泵和节流阀，所述管体伸出端进入所述腔体内，所述腔体内部设置惰性气体。
2.一种如权利要求1所述的配置振荡热管伺服进给系统的热-结构耦合特性建模方法，其特征在于：所述建模方法具体为：
步骤1：建立配置有振荡热管的伺服进给系统模型；
步骤2：计算并在模型中施加热源载荷和热边界条件；
步骤3：得出特征点温度值；
步骤4：判定是否符合收敛条件，
步骤5：若收敛，则绘制温度变化曲线，结束；若不收敛，则进行步骤6；
步骤6：修正热源载荷和热边界条件，返回步骤3。
3.根据权利要求2所述的一种热-结构耦合特性建模方法，其特征在于：所述热源载荷包括电机生热量、滚动功能部件生热量和环境温度变化量，滚动功能部件包括轴承和丝杆螺母副。
4.根据权利要求2所述的一种热-结构耦合特性建模方法，其特征在于：所述热边界条件包括振荡热管换热系数、接触热阻和主轴部件与流体之间的对流换热系数，所述接触热阻包括轴承外圈与轴承座的接触热阻和轴承内圈与轴颈的接触热阻。
5.根据权利要求2所述的一种热-结构耦合特性建模方法，其特征在于：所述判定条件为：
Ti-Ti-1＜0.05～0.15℃
Ti：上一时刻所述特征点的温度；
Ti-1：本时刻所述特征点的温度。
6.根据权利要求3所述的一种热-结构耦合特性建模方法，其特征在于：修正所述滚动功能部件生热量的具体方法是：
步骤a：提取特征点温度和热变形；
步骤b：修正润滑剂粘度和热诱导预紧力；
步骤c：修正滚动部件生热量。
7.根据权利要求3所述的一种热-结构耦合特性建模方法，其特征在于：修正所述环境温度变化量的具体方法是：
利用温度传感器测量环境温度变化，并将测量结果设置于所述配置有振荡热管的高速电主轴系统模型中。
8.根据权利要求4所述的一种热-结构耦合特性建模方法，其特征在于：修正所述轴承内圈与轴颈的接触热阻的具体方法为：
步骤a：提取轴颈和轴承内圈的径向热变形；
步骤b：计算轴承内圈与轴颈之间过盈量的变化；
步骤c：求解高速主轴热平衡过程中轴承内圈与轴颈之间的动态接触热阻。
9.根据权利要求4所述的一种热-结构耦合特性建模方法，其特征在于：所述修正轴承外圈与轴承座的接触热阻的具体方法是：
步骤a：提取轴承外圈和轴承座的平均温度；
步骤b：利用提取结果修正所述轴承外圈与轴承座的接触热阻。
10.根据权利要求4所述的一种热-结构耦合特性建模方法，其特征在于：修正所述主轴部件与流体之间的对流换热系数的具体方法为：
步骤a：提取特征点温度和空气温度；
步骤b：利用特征点温度和空气温度修正主轴部件与流体之间的对流换热系数。
配置振荡热管伺服进给系统及热-结构耦合特性建模方法
技术领域
[0001] 本发明涉及机械领域，具体的，涉及配置振荡热管伺服进给系统及热-结构耦合特性建模方法。
背景技术
[0002] 现代数控机床对于加工效率及精度的要求日益提高，进给系统作为机床的关键部件直接影响着机床加工精度，它是实现高速和高精度加工的必要关键功能部件。在机床的加工过程中，例如滚珠丝杠副摩擦生热、滚动轴承摩擦生热等，许多因素会致使进给系统温度场分布不均产生热变形进而影响数控机床加工精度。因此，必须采取一定措施控制机床进给系统的温升和热变形，使温升和热变形恒定在一定值内。同时，至今没有方法针对伺服进给系统的温度和热位移变化的精细化建模方法做出研究，更无法对轴承等零部件的寿命作出预测。
发明内容
[0003] 有鉴于此，本发明的目的之一是提供一种配置振荡热管的伺服给进系统，优点在于在主轴中设置了振荡热管，具有良好的换热性能，目的之二提供了伺服给进系统热-结构耦合特性建模方法，运用有限元方法分析了伺服给进系统的热-结构耦合特性，优点在于模拟了伺服给进系统的工作状态，通过修正热源载荷和热边界条件的方式精确有限元模型，减少了伺服进给系统热-结构耦合特性建模误差，使得有限元分析结果更接近于实际值。
[0004] 本发明的目的是通过以下技术方案实现的：
[0005] 配置振荡热管伺服进给系统，包括相连接的机床床身和冷却装置，所述机床床身包括通过滚珠连接的丝杆轴和螺母，所述螺母的顶端设置台体，所述丝杆轴为内部中空且两端开口构造，所述丝杆轴内部设置两端闭合的振荡热管，所述振荡热管内部设置冷却剂,所述丝杆轴和振荡热管的数量为1个，所述丝杆轴的两端均设置固定连接的旋转轴承和固定座，所述冷却装置包括闭合连接的腔体、壳体、压缩机、气泵和节流阀，所述管体伸出端进入所述腔体内，所述腔体内部设置惰性气体。
[0006] 基于上文所述的配置振荡热管伺服进给系统的热-结构耦合特性建模方法，所述建模方法具体为：
[0007] 步骤1：建立配置有振荡热管的伺服给进系统模型；
[0008] 步骤2：计算并在模型中施加热源载荷和热边界条件；
[0009] 步骤3：得出特征点温度值；
[0010] 步骤4：判定是否符合收敛条件；
[0011] 步骤5：若收敛，则绘制温度变化曲线，结束；若不收敛，则进行步骤6；
[0012] 步骤6：修正热源载荷和热边界条件，返回步骤3。
[0015] 进一步，所述判定条件为：
[0016] Ti-Ti-1＜0.05～0.15℃
[0017] Ti：上一时刻所述特征点的温度；
[0018] Ti-1：本时刻所述特征点的温度。
[0019] 进一步，修正所述滚动功能部件生热量的具体方法是：
[0020] 步骤a：提取轴承特征点温度和热变形；
[0022] 步骤c：修正滚动部件生热量。
[0023] 进一步，修正所述环境温度变化量的具体方法是：
[0025] 进一步，修正所述轴承内圈与轴颈的接触热阻的具体方法为：
[0026] 步骤a：提取轴颈和轴承内圈的径向热变形；
[0027] 步骤b：计算轴承内圈与轴颈之间过盈量的变化；
[0028] 步骤c：求解高速主轴热平衡过程中轴承内圈与轴颈之间的动态接触热阻。
[0029] 进一步，所述修正轴承外圈与轴承座的接触热阻的具体方法是：
[0030] 步骤a：提取轴承外圈和轴承座的平均温度；
[0031] 步骤b：利用提取结果修正所述轴承外圈与轴承座的接触热阻。
[0032] 进一步，修正所述主轴部件与流体之间的对流换热系数的具体方法为：
[0033] 步骤a：提取特征点温度和空气温度；
[0034] 步骤b：利用特征点温度和空气温度修正主轴部件与流体之间的对流换热系数。
[0035] 本发明的有益效果是：
[0036] 本发明提供了一种配置振荡热管的伺服给进系统，优点在于在主轴中设置了振荡热管，具有良好的换热性能，同时提供了伺服给进系统热-结构耦合特性建模方法，运用有限元方法分析了伺服给进系统的热-结构耦合特性，优点在于模拟了伺服给进系统的工作状态，通过修正热源载荷和热边界条件的方式精确有限元模型，减少了误差，使得有限元分析结果更接近于实际值。
[0037] 本发明的其他优点、目标和特征在某种程度上将在随后的说明书中进行阐述，并且在某种程度上，基于对下文的考察研究对本领域技术人员而言将是显而易见的，或者可以从本发明的实践中得到教导。本发明的目标和其他优点可以通过下面的说明书和权利要求书来实现和获得。附图说明
[0038] 为了使本发明的目的、技术方案和优点更加清楚，下面将结合附图对本发明作进一步的详细描述，其中：
[0039] 附图1为伺服给进系统结构示意图；
[0040] 附图2为本发明方法流程图。
具体实施方式
[0041] 以下将参照附图，对本发明的优选实施例进行详细的描述。应当理解，优选实施例仅为了说明本发明，而不是为了限制本发明的保护范围。
[0042] 本发明提供了一种配置振荡热管的伺服给进系统系统，包括相连接的机床床身9和冷却装置10，机床床身9包括可拆卸连接的内部中空且两端开口构造的丝杆轴3和螺母4，螺母4通过滚珠与丝杆轴3连接，丝杆轴3由旋转电机8带动旋转，螺母4的顶端设置支撑5，丝杆轴3内部设置振荡热管6，振荡热管6的内部设置冷却介质，冷却装置包括闭合连接的腔体105、壳体101、压缩机102、气泵103和节流阀104，管体6伸出端进入腔体105内。腔体105、壳体101、压缩机102、气泵103和节流阀104，用以调节冷却气体的流量进而实现冷却气体的循环与冷却。丝杆轴3的两端均设置固定连接的旋转轴承和固定座，丝杆轴3与振荡热管6的数量为1个。本实施例中旋转轴承包括前旋转轴承2和后旋转轴承7，固定座包括前端固定座1和后端固定座2，螺母4套设于固定连接的台体5内部。腔体105内部设置氮气。
[0043] 如图2所示，本发明提出了一种配置振荡热管的伺服给进系统的建模方法，本方法建立工况参数和装配参数驱动的热源载荷模型和热边界条件。将热源载荷和热边界条件施加于数控机床热-流-固耦合特性分析模型，将主轴系统热平衡过程划分为多个子步，利用每个子步分析得到的温度场和热变形实时修正数控机床热源载荷和热边界条件。将修正后的热源载荷和热边界条件重新施加于数控机床热-流-固耦合特性分析模型，直到数控机床热-流-固耦合特性分析模型收敛。具体的如下：
[0044] 步骤1：建立配置有振荡热管的伺服给进系统系统模型；
[0045] 步骤2：在模型中施加热源载荷和热边界条件，热源载荷包括接触热阻、滚动功能部件生热量和环境温度变化量；
[0046] 热边界条件包括振荡热管的换热系数、接触热阻和主轴部件与流体之间的对流换热系数，接触热阻包括轴承外圈与轴承座接触热阻以及轴承内圈与轴颈之间的接触热阻。
[0047] 步骤3：得出特征点温度值；
[0048] 步骤4：判定是否符合收敛条件，收敛条件为式1所示：
[0049] Ti-Ti-1＜0.05～0.15℃ 式1
[0050] Ti：上一时刻特征点的温度；
[0051] Ti-1：本时刻特征点的温度。
[0052] 步骤5：经计算，特征点的温度不符合式1，判定为不收敛，则进行步骤6；
[0053] 步骤6：修正热源载荷和热边界条件，
[0054] 修正热源载荷需要对于S1滚动功能部件生热量和S2环境温度变化量进行修正，滚动功能部件生热量是润滑剂粘度的函数，同时，滚动功能部件生热量受热诱导预紧力的影响。滚动部件包括轴承和滚珠，轴承的生热量修正方法具体如下：
[0055] 步骤S11：提取轴承特征点温度T和热变形，热变形包括内圈轴向热位移δi和外圈轴向热位移δo；
[0056] 步骤S12：修正润滑剂粘度v和热诱导预紧力Fa；
[0057] 润滑剂运动粘度v是温度的函数，如式2所示：
[0058] Ti-Ti-1＜0.05～0.15℃ 式2
[0059] 热诱导预紧力Fa与内圈轴向热位移δi和外圈轴向热位移δ0有关，通过有限元法，计算初始热源和热边界条件下的轴系温度场和热变形，提取前轴承内外圈的轴向变形量，可以看到内外圈均由内向外膨胀，轴承内圈变形量大，内外圈热位移的差值为Δδa，计算方法如式3所示：
[0060] Δδa＝δi-δo 式3
[0061] 根据轴承配置和开口方向，分析热位移对初始轴向位移的方向是否一致，由此得到产生热变形后的轴承轴向位移量δa：
[0062] δa＝δpreload±Δδa 式4
[0063] δpreload：初始预紧力对应的轴向位移/mm。
[0065]
[0066] 将实际接触角α带入下式，求得热变形后的实际预紧力Fa：
[0067]
[0068] 其中 K是取决于总曲率B的轴向位移常数，可通过图表查得。
[0069] 步骤S13：修正滚动部件生热量。轴承即滚动部件生热量如式7所示：
[0070] M＝φishφrsMrr+Msl+Mseal+Mdrag 式7
[0071] 式中：Q——轴承发热量/W；M——总摩擦力矩/N·mm；Mrr——滚动摩擦力矩/N·mm；Msl——滑动摩擦力矩/N·mm；Mseal——密封件摩擦力矩/N·mm；Mdrag——拖曳损失、涡流和飞溅导致的摩擦力矩/N·mm；φish——切入发热减少系数；φrs——贫油回填减少系数。
[0072] 其中Mseal是润滑剂运动粘度的函数，Mrr和Msl是预紧力的函数。
[0073] 滚动摩擦力矩Mrr如式8所示：
[0074] Mrr＝Grr(νn)0.6 式8
[0075] 式中：Grr：滚动摩擦变量，与轴承类型、平均直径、载荷有关，见表1；n：转速/r·min-1；ν：润滑剂的运动粘度(脂润滑取基油的粘度)/mm2·s-1。
[0076] 滑动摩擦力矩根据式9计算：
[0077] Msl＝Gslμsl 式9
[0078] 式中：Gsl：滑动摩擦变量，与轴承类型、平均直径、载荷有关，见表2；μsl：滑动摩擦系数，当润滑条件良好时，矿物油润滑取0.05，合成油润滑取0.04。
[0079] 表1滚动、滑动摩擦变量
[0080]
[0081] 表中Fa，Fr：轴承的轴向和径向载荷/N。
[0082] 以上参数适用于钢球轴承，陶瓷球弹性模量高，与钢滚道接触面小，因而滚动和滑动摩擦较小。同时，陶瓷密度小，转动离心力小，所以在高速时摩擦小。计算陶瓷球轴承时，R3和S3取0.41，再根据钢球轴承计算摩擦力矩的公式计算。
[0083] 带接触式密封件的轴承，由密封件和套圈接触产生的摩擦力矩可根据式10计算：
[0084] Mseal＝KS1dSβ+KS2 式10
[0085] 式中：KS1：与轴承类型有关的常数，见表2；KS2：与轴承密封类型有关的常数，见表2；dS：轴承肩部的直径/mm，见表2；β：与轴承和密封圈类型有关的指数，见表2。
[0086] 表2密封件摩擦力矩计算参数
[0087]
[0088] 注：d1为轴承内圈外径；对于只有一侧密封圈的轴承，摩擦力矩为0.5Mseal。
[0089] 油浴润滑的轴承必须考虑由润滑油拖曳、涡流和飞溅导致的摩擦力矩；对于脂润滑和油气润滑，可以认为拖曳损失为0。对于油雾润滑的轴承，在计算其拖曳摩擦力矩时，可使用油浴润滑的计算方法，如式11所示：
[0090] Mdrag＝VMKballdm5n2 式11
[0091] 式中：VM：拖曳损失变量，与油位H和轴承平均直径有关，参见SKF轴承手册拖曳损失变量曲线；Kball：球轴承常数，计算公式如下：
[0092]
[0094] 轴承中只有极少量的润滑剂形成油膜,部分靠近接触部位入油边的润滑油被挤出形成倒流,在倒流的内部因剪切作用产生热,润滑油粘度随时减小,进而油膜厚度和滚动摩擦减小。引入切入发热减少系数来表达这种减小趋势：
[0095]
[0096] 在油气润滑、油雾润滑和脂润滑时，当滚子压过滚道会挤出过量的润滑剂，同时轴承高转速转动或润滑剂粘度过高的情况会使润滑剂不能及时补充到滚子与滚道接触部位，从而导致油膜厚度和滚动摩擦减小，这就是“运动贫油”现象，贫油回填减少系数按以下公式计算：
[0097]
[0098] 式中：Krs：贫油回填常数，油气润滑和脂润滑取6×10-8，油雾润滑取4×10-8。丝杆螺母副的生热量与上述方法相同。
[0099] 主轴系统热平衡过程中，环境温度处于变化。
[0100] S2修正环境温度变化量的具体方法是：利用温度传感器测量环境温度变化，并将测量结果设置于所述配置有振荡热管的伺服给进系统模型中。
[0101] 修正热边界条件需要对N1接触热阻、N2主轴部件与流体之间的对流换热系数以及进行修正，其中，接触热阻包括N11轴承外圈与轴承座接触热阻以及N12轴承内圈与轴颈之间的接触热阻。
[0102] N11轴承外圈与轴承座接触热阻的修正，具体包括：
[0103] 步骤N111：提出轴承外圈和轴承座的平均温度TringandThousing；
[0104] 步骤N112：修正轴承外圈与轴承座接触热阻，接触热阻R如式15所示：
[0105]
[0106] 其中，δring表示轴承外圈的厚度；λair和λring分别表示空气和轴承外圈材料的热导率；δgap表示轴承外圈与轴承座之间的间隙，表示为式16：
[0107] δgap＝δgap0-(Tring-Thousing)·α·rhousing 式16
[0108] 式中δgap0表示初始间隙，α表示热伸长率；rhousing表示轴承座半径。
[0109] N12轴承内圈与轴颈之间的接触热阻的修正。轴承内圈与轴颈之间的接触热阻是过盈量的函数。过盈量随着轴颈和轴承内圈的热变形产生变化，
[0110] 因此，步骤N121，需要获取轴颈径向变形δs和轴承内圈径向变形δd，代入式17中，求出过盈配合量变化值Δ，该值为正表示过盈量增大，为负表示过盈量减小。
[0111] Δ＝δs-δd 式17
[0112] δs——与内圈配合的轴颈径向热变形，μm；
[0113] δd——轴承内圈径向热变形，μm；
[0114] Δ——过盈配合量变化值，μm。
[0115] 步骤N122：根据过盈量变化值Δ，求出过盈量，如式18所示，
[0116]
[0117] E1：轴承内圈材料弹性模量；
[0118] E2：轴颈材料弹性模量；
[0119] D1：轴承内圈直径；
[0120] D2：轴颈直径；
[0121] D3：主轴轴芯内径；
[0122] v1：轴承内圈材料泊松比；
[0123] v1：轴颈材料泊松比。
[0124] 步骤N123：求解热平衡过程中轴承内圈与轴颈之间的动态接触热阻。
[0125] 轴承内圈与轴颈接触热阻表示为：
[0126]
[0127] 其中，k1和k2表示轴承内圈和轴颈的热导率；Aa表示名义接触面积；kf表示间隙中介质热导率；δv表示间隙厚度；Ac表示实际接触面积；Av表示间隙面积。
[0128] 实际接触面积Ac表示为：
[0129]
[0130] 间隙厚度δv表示为：
[0131] δv＝2(z-GD-1aL(2-D/2)) 式21
[0132] 接触界面上的接触载荷表示为：
[0133]
[0134] 接触载荷与外部载荷平衡，即：
[0135] F＝Fex＝p·Aa 式23
[0136] 接触热阻Rc和实际接触面积Ac是最大接触面积aL的函数。由式22和23可辨识得到最大接触面积aL。由于旋转轴和轴承温度不同，材料线膨胀系数也不同，会使旋转轴外圆柱面和轴承内圈径向热变形大小不同，从而导致配合过盈量发生变化。轴系热变形分析可以预知轴承与轴初始配合在实际转动时温度升高后配合量的变化。由温度变化所引起的配合变化量，在开始设计时给出相应的配合尺寸补偿值，以保证在实际工作温度变化后仍具有优良的配合。
[0137] N2主轴部件与流体之间的对流换热系数是主轴部件温度的函数。在高速主轴热平衡过程中主轴部件温度逐渐升高，最终趋于稳定。所以，主轴部件与流体之间的对流换热系数处于动态变化之中。因此，修正主轴部件与流体之间的对流换热系数具体为：
[0138] 步骤a：提取主轴系统热-结构耦合特性分析结果；
[0139] 获取部件温度T与空气温度Ta之间的差值，记为Δt，即：
[0140] Δt＝T-Ta 式24
[0141] Δt：部件温度与空气温度之间的差值，℃；
[0142] T：部件温度，℃；
[0143] Ta：空气温度，℃。
[0144] 步骤b：利用提取结果修正主轴部件与流体之间的对流换热系数。
[0145] 对流系数可以用式25来表示：
[0146]
[0147] λ为流体热导率；
[0148] L表示水力半径；
[0149] Nu表示努塞尔数。
[0150] 其中，Nu的表示方法如式26所示：
[0151]
[0152] m和n表示由朝向换热面确定的常数；Gr和Pr分别表示格拉晓夫数和普朗特数；C表示。
[0153] Gr的表示方法如式27所示：
[0154]
[0155] g表示重力加速度；β2表示流体的热伸长系数；v表示运动粘度。
[0156] 通过式25～27，即可完成主轴部件与流体之间的对流换热系数的修正。
[0157] 通过上述方式完成对接触热阻、对流换热系数、滚动功能部件生热量和环境温度变化修正，将修正结果输入对应的热边界条件和热源载荷中，继续验证是否符合收敛条件，若不收敛，则继续修正热边界条件和热源载荷，直至收敛，判定收敛后，进行步骤5。
[0158] 步骤5：绘制出特征点的温度曲线。
[0159] 最后说明的是，以上实施例仅用以说明本发明的技术方案而非限制，尽管参照较佳实施例对本发明进行了详细说明，本领域的普通技术人员应当理解，可以对本发明的技术方案进行修改或者等同替换，而不脱离本技术方案的宗旨和范围，其均应涵盖在本发明的权利要求范围当中。
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