重型立式車床底座熱場與自然對流換熱特性

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材料和鑄造形式。本機(jī)床屬于中型機(jī)床，材料為HT250，密度7300kg/m3，比熱容50.25J/（kg·K），導(dǎo)熱系數(shù)為523.36W/（m·K）。靜壓軸承油墊材料采用了具備較好耐磨性和導(dǎo)熱性的高硬度鋁合金2A12，密度2780kg/m3，導(dǎo)熱系數(shù)193W/（m·K），比熱容924J/（kg·K）。

固體域采用有限元法，流體域采用有限體積法，全隱式求解流固耦合方程，在考慮潤滑油粘溫關(guān)系和空氣浮力流的處境下，模擬了供油流量為14.658×10-3kg/s環(huán)境下，車床底座逆時針旋轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)速范圍在5～50r/min內(nèi)的車床底座熱場，包括靜壓油膜流場，固體的溫度場、空氣流場及其對散熱心況的影響。靜壓油膜網(wǎng)格單元總數(shù)為439942，底座網(wǎng)格數(shù)量為142706，油墊網(wǎng)格數(shù)量為73700，網(wǎng)格收斂性檢查全部通過，符合計算要求。

3重型立式車床底座數(shù)值模擬

3.1靜壓推力軸承發(fā)熱特性

圖3和圖4為靜壓油膜溫度場云圖?？傮w溫度值隨轉(zhuǎn)速升高而提高，靜壓油膜溫度場外緣為高溫區(qū)，線速度越大剪切發(fā)熱越嚴(yán)重，可見潤滑油的剪切滾動是發(fā)熱的主要理由之一。油腔內(nèi)部的油溫偏低，說明油腔內(nèi)部存在環(huán)流，使入油口的低溫潤滑油在油腔內(nèi)部持續(xù)地滾動。轉(zhuǎn)速為25r/min時開頭展現(xiàn)擾流，低溫區(qū)域開頭擴(kuò)大，環(huán)流和擾流均隨轉(zhuǎn)速的提高逐步加劇。車床底座逆時針旋轉(zhuǎn)，低溫潤滑油自下游側(cè)流出油腔，使下游側(cè)溫度偏低。油液攜帶效應(yīng)將上游相鄰油墊的低溫潤滑油卷入，轉(zhuǎn)速升高時（大于10r/min）使上游側(cè)溫度仍比油膜內(nèi)緣溫度低，且隨轉(zhuǎn)速提高該低溫區(qū)域逐步擴(kuò)大，可見油液攜帶效應(yīng)在高速下不成疏忽，且隨轉(zhuǎn)速提高逐步加強(qiáng)。

由靜壓軸承原理可知，工作臺旋轉(zhuǎn)過程中，靜壓油膜被迫以確定的速度在摩擦副間作剪切滾動，花盤靠靜壓承載，且高壓潤滑油流出油腔后的油壓為零，壓力能全部由油液吸收，壓力差也使?jié)櫥妥鲏翰顫L動。潤滑油剪切發(fā)熱、動能的損耗以及壓差滾動發(fā)熱，全部轉(zhuǎn)化為潤滑油的熱量，一片面被潤滑油滾動帶走，其余被花盤和底座吸收，這三種生成熱都會使系統(tǒng)升溫。潤滑油升溫會引起油液粘度顯著變小，降低靜壓油膜的承載才能和穩(wěn)當(dāng)性。

3.2底座熱場特性

圖5為機(jī)床轉(zhuǎn)速為20r/min時底座溫度場，其余轉(zhuǎn)速的溫度場分布趨勢與圖5類似，各轉(zhuǎn)速下的溫度梯度根本一致，總體溫度值隨轉(zhuǎn)速升高而提高。底座高溫片面為靠近油膜的區(qū)域，該區(qū)域隨轉(zhuǎn)速提高呈擴(kuò)大的趨勢。溫度梯度沿周向筋板大致呈垂直分布，自上而下逐步減小。低溫片面為底座與地坪接觸的區(qū)域。轉(zhuǎn)速為20r/min時，底座最大溫差為16.221℃，熱集中現(xiàn)象更嚴(yán)重。出于散熱和靜力承載的考慮，油墊材料選用鋁型材，鋁合金的熱膨脹系數(shù)是鑄鐵的兩倍，熱載荷會造成鋁合金油墊熱膨脹，對靜壓軸承潤滑的穩(wěn)定性造成不利的影響。

圖6為機(jī)床轉(zhuǎn)速為20r/min時，底座溫度場沿縱向筋板的剖切視圖，該圖明顯地說明了底座徑向筋板、周向筋板和水平筋板的溫度梯度分布。

3.3底座自然對流換熱特性

圖7和圖8所示分別為底座散熱面的溫度場和換熱系數(shù)場，溫度梯度隨轉(zhuǎn)速提高并未產(chǎn)生顯著變化，僅溫度值逐步升高，靠近油墊的位置為高溫區(qū)。對于底座散熱面的熱流密度場和換熱系數(shù)，轉(zhuǎn)速低于40r/min時，空氣流態(tài)穩(wěn)定，空氣流態(tài)在40r/min時達(dá)成臨界狀態(tài)，在花盤下方已開頭形成渦流，并提高了底座散熱面的換熱強(qiáng)度。45r/min后花盤下方的渦流逐步穩(wěn)定，流態(tài)轉(zhuǎn)變后，筋板下端的對流換熱強(qiáng)度增大，說明在此位置的空氣流速相對加快，兩者在外部筋板上的分布那么趨于平衡，數(shù)值上的影響詳見轉(zhuǎn)速對底座散熱面的曲線，如圖9所示。

由圖可見，轉(zhuǎn)速升高時，受空氣流態(tài)影響，對流換熱強(qiáng)度發(fā)生變更，但對溫度梯度分布影響不大，可見轉(zhuǎn)速對底座溫度梯度的影響并不強(qiáng)烈。轉(zhuǎn)速低于45r/min時換熱強(qiáng)度較低，隨轉(zhuǎn)速提高換熱強(qiáng)度緩慢加強(qiáng)，曲線在45r/min時展現(xiàn)拐點，花盤下方形成的渦流在底座散熱面上形成了微弱的強(qiáng)制對流換熱，使換熱系數(shù)開頭增加。可見在花盤下方形成的渦流雖然確定程度上減弱了花盤的對流強(qiáng)度，但大大加強(qiáng)了底座的對流強(qiáng)度。

如圖9所示，換熱系數(shù)的理論均值隨轉(zhuǎn)速增加增加，在45r/min時展現(xiàn)拐點，換熱強(qiáng)度略微減弱。換熱系數(shù)的模擬均值在轉(zhuǎn)速低于45r/min時，換熱強(qiáng)度隨轉(zhuǎn)速增加略有鞏固，且底座換熱系數(shù)的理論均值高于模擬均值，45r/min時換熱強(qiáng)度鞏固，高于理論值。換熱系數(shù)理論均值計算依據(jù)的是數(shù)值模擬結(jié)果中提取的散熱面平均溫度和環(huán)境空氣溫度，而數(shù)值模擬中散熱面鄰近的空氣溫度高于環(huán)境空氣溫度，溫差小于理論計算，所以理論值偏高。數(shù)值模擬結(jié)果在45r/min時展現(xiàn)拐點說明底座鄰近空氣流場的流態(tài)在45r/min時發(fā)生了轉(zhuǎn)變，顯著鞏固了對流強(qiáng)度，轉(zhuǎn)速持續(xù)提高將強(qiáng)化底座散熱面的對流，數(shù)值模擬值將高于理論值。

4結(jié)論

1）車床的轉(zhuǎn)速對底座的溫度場影響較大，轉(zhuǎn)速提高在強(qiáng)化散熱的同時也增加了布局內(nèi)外的溫差，導(dǎo)致布局的熱集中現(xiàn)象及其造成的布局熱變形更加嚴(yán)重。

2）車床的轉(zhuǎn)速在低轉(zhuǎn)速時對底座換熱強(qiáng)度的影響并不明顯，轉(zhuǎn)速提高到高轉(zhuǎn)速時那么空氣流場的流態(tài)變化距離，顯著鞏固了底座的換熱強(qiáng)度。

3）針對重型立式車床底座的對流換熱特性，基于傳熱學(xué)建立了車床底座的對流換熱數(shù)學(xué)模型，閱歷證與數(shù)值模擬結(jié)果趨勢根本符合，為車床底座的散熱計算供給了穩(wěn)當(dāng)?shù)囊罁?jù)。

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