李亞倩,楊攀,陳渭

(西安交通大學(xué)現(xiàn)代設(shè)計(jì)及轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,710049,西安)

CT球管是CT設(shè)備的核心部件,在醫(yī)學(xué)診斷、工農(nóng)業(yè)及工程檢測(cè)等方面有著重要的作用。由于CT球管是一件易耗品,一臺(tái)CT設(shè)備一般一年需更換一至兩只球管,而目前我國(guó)市場(chǎng)上90%以上CT產(chǎn)品都被GE、Philips、Siemens、Toshiba等國(guó)外品牌壟斷[1-2],且價(jià)格昂貴,所以對(duì)CT球管的研究顯得刻不容緩。本研究以國(guó)產(chǎn)化高熱容量CT球管的需求為背景,針對(duì)高溫環(huán)境下球管陽(yáng)極靶高速旋轉(zhuǎn)支承軸承——液態(tài)金屬軸承的潤(rùn)滑機(jī)理展開(kāi)研究,解決液體金屬軸承長(zhǎng)期穩(wěn)定工作的關(guān)鍵基礎(chǔ)問(wèn)題,對(duì)國(guó)產(chǎn)化高性能CT設(shè)備的液態(tài)金屬軸承設(shè)計(jì)具有一定的指導(dǎo)意義。

近年來(lái),人們對(duì)低熔點(diǎn)金屬的研究越來(lái)越多,其應(yīng)用也越來(lái)越廣泛,鎵基液態(tài)金屬不僅有低蒸汽壓、高熱導(dǎo)率、良好的流動(dòng)性等優(yōu)點(diǎn),而且無(wú)毒、熱物理性質(zhì)穩(wěn)定,將其用作滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑劑也是一個(gè)新的方向[3]。Hughes研究了液態(tài)金屬作為高溫導(dǎo)電潤(rùn)滑流體在核動(dòng)力磁流體動(dòng)壓軸承上的應(yīng)用,承載力大幅提高[4];Burton等發(fā)現(xiàn)高電流密度電刷經(jīng)液態(tài)鎵銦錫潤(rùn)滑后,電阻變小、發(fā)熱量變低,并且具有優(yōu)異的摩擦學(xué)性能[5];Cerkema則發(fā)現(xiàn)深溝球軸承在無(wú)氧環(huán)境下可用鎵基金屬作為可靠的潤(rùn)滑劑,其表面張力及黏合力對(duì)潤(rùn)滑性能影響顯著[6];Kezik等研究了不同溫度下液態(tài)鎵的潤(rùn)滑性能[7];田煜研究表明極壓高載條件下采用鎵基液態(tài)金屬潤(rùn)滑可有效阻止滑動(dòng)界面焊合[8]。

由于螺旋槽軸承是一種具有自密封性能的軸承,無(wú)需外部供油設(shè)備,通過(guò)螺旋槽的泵壓效應(yīng)和周期階梯效應(yīng)形成動(dòng)壓油膜以實(shí)現(xiàn)承載,結(jié)構(gòu)緊湊、穩(wěn)定性好、振動(dòng)噪聲小、摩擦功耗低、磨損小、工作壽命長(zhǎng),與傳統(tǒng)用于CT球管陽(yáng)極靶支承球軸承相比,可以更好地滿足陽(yáng)極靶高速穩(wěn)定旋轉(zhuǎn)的需求。本文主要是在考慮紊流和滑移因素影響后,對(duì)液態(tài)金屬潤(rùn)滑螺旋槽軸承進(jìn)行性能研究及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。

1 計(jì)算模型建立及求解

動(dòng)壓滑動(dòng)軸承由于承載高、抗振性好,加工難度相對(duì)較低,近年來(lái)在高速旋轉(zhuǎn)機(jī)械中有廣泛的應(yīng)用。在軸承表面加工周向、橫向、螺旋、人字、復(fù)合微溝槽等不同形狀的溝槽,其中存儲(chǔ)的潤(rùn)滑油可以有效阻止軸承表面膠合的發(fā)生,提高軸承抗失效能力,同時(shí)也改善了軸承動(dòng)壓效應(yīng),使其具有良好的工作性能。動(dòng)壓人字形螺旋槽軸承是一種新型滑動(dòng)軸承,其在光滑圓軸承表面開(kāi)了一圈周向排列的人字形溝槽,由于人字形泵壓效應(yīng)的存在使得人字形螺旋槽軸承在不同方向均可承載。人字形螺旋槽軸承結(jié)構(gòu)如圖1所示。

h:油膜厚度;e:偏心距;θ:偏位角;L:軸承寬度;D:軸承直徑;α:螺旋夾角;Cg:溝槽深度;Lr:凸脊寬度;Lg:溝槽寬度圖1 人字形螺旋槽軸承結(jié)構(gòu)示意圖

1.1 螺旋槽軸承雷諾方程建立

基本雷諾方程如下

(1)

式中:Gx、Gz為紊流因子;μ為潤(rùn)滑介質(zhì)黏度;p為油膜壓力;U為軸頸線速度;x為周向坐標(biāo);z為軸向坐標(biāo)。

測(cè)量潤(rùn)滑油黏度可知,鎵基液態(tài)金屬具有高溫黏度穩(wěn)定性,在高溫時(shí)黏度基本保持恒定,因此黏度μ取常數(shù)。將U=rω和x=rφ代入式(1),并將式(1)無(wú)量綱化可得

(2)

式中:φ為無(wú)量綱周向坐標(biāo),φ=φ-θ;λ為無(wú)量綱軸向坐標(biāo),λ=z/(L/2);H為無(wú)量綱膜厚,H=h/c;P為無(wú)量綱壓力,P=p/p0,p0=2ωr2μ/c2;ω為旋轉(zhuǎn)角速度;r為軸承半徑;c為半徑間隙;Kx、Kz為無(wú)量綱紊流因子;Kx=12Gx,Kz=12Gz,ε′、εθ′分別為無(wú)量綱徑向和周向擾動(dòng)。

由螺旋槽軸承結(jié)構(gòu)示意圖可知,螺旋槽軸承溝槽走向是傾斜直線,結(jié)構(gòu)特殊,直角坐標(biāo)下的矩形網(wǎng)格會(huì)使得計(jì)算邊界誤差過(guò)大、計(jì)算精度差,因此需要進(jìn)行坐標(biāo)變換,在與溝槽走向一致的斜坐標(biāo)系下[9]進(jìn)行計(jì)算分析。圖2給出了坐標(biāo)變換示意圖。

圖2 坐標(biāo)變換示意圖

如圖2所示,將直角坐標(biāo)系λ-φ轉(zhuǎn)換到傾斜角為α/2的斜坐標(biāo)系ξ-η下,對(duì)應(yīng)計(jì)算關(guān)系為

(3)

可以得到雷諾方程中壓力偏導(dǎo)的表達(dá)式

(4)

1.2 紊流模型選取

由參考文獻(xiàn)[10]可知,鎵基液態(tài)金屬黏度非常小,在室溫時(shí)約為水黏度的兩倍,且本研究為高速流動(dòng),因此流動(dòng)形式為紊流。

常見(jiàn)紊流模型有壁面定律Ng-Pan模型、紊流能量方程模型、混合長(zhǎng)度模型、整體流動(dòng)模型[11]。其中,整體流動(dòng)模型基本采用經(jīng)驗(yàn)公式;紊流能量模型和混合長(zhǎng)度模型與Ng-Pan模型計(jì)算結(jié)果基本一致,但計(jì)算過(guò)程更為復(fù)雜;Ng-Pan模型為應(yīng)用最廣的紊流模型,將流動(dòng)形式作為接近剪切流的流動(dòng),紊流因子為線性形式,計(jì)算簡(jiǎn)便,適用于輕載動(dòng)壓滑動(dòng)軸承,因此選用Ng-Pan模型進(jìn)行計(jì)算,紊流因子Gx、Gz表達(dá)式為

(5)

1.3 滑移模型選取

一些研究表明,表面潤(rùn)濕性與邊界滑移的發(fā)生有重要關(guān)系,產(chǎn)生邊界滑移是固體表面液體分子克服固液表面作用力的結(jié)果,而潤(rùn)濕性差則代表固液界面之間作用力弱[12]。由于鎵基液態(tài)金屬在常用軸承材料上的接觸角較大、潤(rùn)濕性差,因此液態(tài)金屬潤(rùn)滑時(shí)需要考慮邊界滑移問(wèn)題。

邊界滑移是指固體表面液體分子同固體表面間存在相對(duì)切向運(yùn)動(dòng)速度。傳統(tǒng)用于處理邊界滑移問(wèn)題的物理模型有滑移長(zhǎng)度模型(SLM)和極限剪應(yīng)力模型(LSSM)兩種,表達(dá)式分別為

(6)

滑移長(zhǎng)度模型為線性關(guān)系,滑移長(zhǎng)度恒定,求解簡(jiǎn)便,但是很多實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明,滑移長(zhǎng)度是隨著固液界面之間剪應(yīng)力變化的,剪應(yīng)力越大,滑移長(zhǎng)度越長(zhǎng),因此滑移長(zhǎng)度模型不夠準(zhǔn)確;而極限剪應(yīng)力模型認(rèn)為固液界面之間存在極限剪應(yīng)力決定滑移是否發(fā)生,在高剪切率時(shí)的計(jì)算比滑移長(zhǎng)度模型準(zhǔn)確,但數(shù)值計(jì)算復(fù)雜,存在強(qiáng)非線性邊界待定問(wèn)題,對(duì)于二維流動(dòng),滑移可以發(fā)生在任意方向,迭代求解基本不可行。

Spikes和Granick則將兩種模型結(jié)合,當(dāng)固液界面間剪應(yīng)力大于極限剪應(yīng)力時(shí),才會(huì)發(fā)生邊界滑移,且滑移長(zhǎng)度遵從線性滑移長(zhǎng)度模型[13]。該方法解決了二維流動(dòng)數(shù)值分析困難的問(wèn)題,同時(shí)將極限剪應(yīng)力因素考慮進(jìn)去,使得計(jì)算結(jié)果也更準(zhǔn)確,表達(dá)式如下

(7)

式中:τco為極限剪應(yīng)力;b為滑移長(zhǎng)度;us為滑移速度。考慮滑移影響后的雷諾方程表達(dá)式為

(8)

將剪應(yīng)力代入式(8)可得滑移速度的表達(dá)式為

ux=

(9)

z方向與x方向類似。將上述雷諾方程轉(zhuǎn)化為無(wú)量綱形式

(10)

式中:Ux=ux/U;Uz=uz/U。

1.4 方程求解

由于斜坐標(biāo)下方程離散計(jì)算比較復(fù)雜,下面以層流無(wú)滑移靜態(tài)雷諾方程為例說(shuō)明離散過(guò)程的處理。

一般直角坐標(biāo)下的計(jì)算是直接對(duì)雷諾方程中的偏導(dǎo)進(jìn)行差分處理,而在斜坐標(biāo)下計(jì)算得到的方程存在交叉偏導(dǎo)項(xiàng),直接差分會(huì)有非節(jié)點(diǎn)處的壓力值存在,不能采用五點(diǎn)差分法,對(duì)此采用局部積分法進(jìn)行處理。

對(duì)螺旋槽軸承沿人字形走向及其邊界劃分m×m網(wǎng)格,局部積分法具體過(guò)程如下。

對(duì)雷諾方程兩邊分別在如圖3所示平行四邊形區(qū)域進(jìn)行面積分

(11)

轉(zhuǎn)化為線積分

(12)

將坐標(biāo)轉(zhuǎn)換和壓力偏導(dǎo)表達(dá)式代入整理,得到斜坐標(biāo)下的五點(diǎn)差分公式

Pi,j=

(13)

式中

(14)

人字形溝槽的存在使得周向網(wǎng)格劃分存在膜厚不連續(xù)處,即節(jié)點(diǎn)落在凸脊和溝槽的交界處,膜厚存在階梯變化,對(duì)此只要分別對(duì)圖3左右兩部分分別進(jìn)行局部積分即可。對(duì)于動(dòng)態(tài)雷諾方程,直接用小擾動(dòng)法進(jìn)行處理,離散形式與靜態(tài)方程類似。

圖3 螺旋槽軸承網(wǎng)格劃分及局部積分示意圖

由于人字形螺旋槽軸承結(jié)構(gòu)的對(duì)稱性,選取z方向上的一半進(jìn)行研究即可,如圖4所示。

圖4 人字形螺旋槽軸承邊界示意圖

螺旋槽軸承靜態(tài)雷諾方程邊界條件如下

(15)

對(duì)于對(duì)稱邊界的計(jì)算,只需對(duì)壓力對(duì)稱賦值即可。螺旋槽軸承動(dòng)態(tài)雷諾方程邊界條件則是在由上面靜態(tài)雷諾邊界確定的完整油膜區(qū)域的周邊,擾動(dòng)壓力取0。圖5給出了螺旋槽軸承性能計(jì)算總流程圖。

圖5 螺旋槽軸承性能計(jì)算總流程圖

對(duì)于滑移部分的迭代,第一輪迭代時(shí)Ux、Uz取0,計(jì)算得到P分布,而滑移僅可能發(fā)生在當(dāng)滑移速度不等于0的情況下。如發(fā)生,判斷滑移速度方向,并計(jì)算得到滑移速度,代入上述雷諾方程,重新迭代求解P,直至滿足收斂精度。x方向判斷式如下

(16)

z方向的判斷與x方向類似。

歸一化承載力表達(dá)式為

(17)

泄流量

(18)

摩擦阻力

(19)

摩擦功耗

Nt=FtU

(20)

平均溫升

(21)

歸一化剛度

(22)

歸一化阻尼

(23)

歸一化相當(dāng)剛度

(24)

歸一化臨界渦動(dòng)比平方

(25)

歸一化臨界質(zhì)量

(26)

1.5 模型驗(yàn)證

圖6給出了斜坐標(biāo)下推導(dǎo)的螺旋槽軸承計(jì)算模型得到的光滑圓軸承表面的膜厚壓力分布圖。

如圖6所示,由推導(dǎo)得到的斜坐標(biāo)下的壓力迭代系數(shù)求解得到光滑面圓軸承在偏心為0.4時(shí)的膜厚及壓力分布,在膜厚最小處附近壓力達(dá)到峰值點(diǎn),壓力峰值點(diǎn)在周向坐標(biāo)145°附近。計(jì)算得到了斜坐標(biāo)下圓軸承不同偏心下的承載力,并與文獻(xiàn)[11]中對(duì)瓦張角為2×180°、寬徑比L/D為1的圓軸承無(wú)量綱承載力進(jìn)行了對(duì)比,如圖7所示。

(a)圓軸承膜厚分布

(b)圓軸承壓力分布圖圖6 斜坐標(biāo)下光滑圓軸承表面的膜厚壓力分布

圖7 斜坐標(biāo)不同偏心率下圓軸承承載力的對(duì)比

由圖7可知,采用斜坐標(biāo)下軸承計(jì)算模型計(jì)算得到的不同偏心率下的圓軸承承載力與文獻(xiàn)[11]保持了高度的一致,誤差在10%以內(nèi),驗(yàn)證了計(jì)算模型的正確性。

2 結(jié)果分析與討論

以下分析采用螺旋槽軸承及潤(rùn)滑劑參數(shù):軸承直徑為30 mm,寬徑比L/D為1,半徑間隙為0.02 mm,槽數(shù)為10,槽深為0.02 mm,螺旋角為60°,溝脊比Lg/Lr為1,軸承軸頸轉(zhuǎn)速為10 800 r/min;鎵銦錫合金密度為6.44 g/cm3,黏度為0.001 8 Pa·s,比熱容為365.6 J/(kg· ℃)。圖8給出了計(jì)算得到的螺旋槽軸承膜厚壓力分布圖。

(a)膜厚分布

(b)壓力分布圖圖8 螺旋槽軸承膜厚壓力分布

如圖8所示,在膜厚最小處附近壓力值達(dá)到最大,且由于楔形效應(yīng)和人字溝槽泵壓效應(yīng)同時(shí)存在,因此壓力不只存在一個(gè)峰值點(diǎn)。通過(guò)比較小偏心率和大偏心率時(shí)的壓力分布圖可知,在小偏心率時(shí)壓力沿周向走勢(shì)平緩,大偏心率時(shí)壓力峰值突出,變化劇烈。在小偏心率情況下軸承以人字槽的泵壓效應(yīng)提供壓力為主,壓力比較分散,主要分布在溝槽處且峰值較小,而凸脊處幾乎無(wú)壓力分布;在大偏心率情況下軸承整體楔形效應(yīng)更加明顯,壓力分布較集中,峰值較大,峰值點(diǎn)減少,并且主要分布在凸脊處。

2.1 螺旋槽軸承靜動(dòng)態(tài)性能分析

圖9給出了在層流無(wú)滑移情況下的螺旋槽軸承靜動(dòng)態(tài)性能參數(shù)隨偏心率的變化。

(a)承載力(b)泄流量

隨著偏心率的增大,軸承與軸瓦之間間隙減小,楔形效應(yīng)增加,油膜壓力增大,承載力增加。同時(shí),泄流量隨偏心率的增加基本呈線性增長(zhǎng)。間隙減小,摩擦阻力先緩慢增大,隨著偏心率增加到0.6左右時(shí),油膜越來(lái)越薄,剪切力顯著增加,摩擦功耗迅速升高。因此,受摩擦功耗與泄流量影響,溫升先小幅降低后,在偏心率增加到0.6時(shí),溫升迅速升高,總體溫升都在15 ℃以內(nèi)。同時(shí),隨著偏心率的增大,剛度和阻尼基本都保持增加。

2.2 紊流與滑移對(duì)軸承性能的影響

2.2.1 紊流效應(yīng)的影響 在采用Ng-Pan紊流模型后,紊流與層流下的軸承性能的對(duì)比如圖10所示。

(a)承載力(b)泄流量

(c)摩擦功耗(d)溫升

可以發(fā)現(xiàn),考慮紊流效應(yīng)后,軸承承載增加,由于流體分子運(yùn)動(dòng)劇烈,泄流量增大近一倍,同時(shí),歸一化摩擦功耗有所增加,但增加幅度較泄流量增加小,因此,軸承整體溫升是降低的。由此可見(jiàn),液態(tài)金屬潤(rùn)滑螺旋槽軸承在考慮紊流效應(yīng)后軸承整體性能有所提升,是有利的。

2.2.2 邊界滑移的影響 圖11給出了光滑圓軸承發(fā)生邊界滑移后的周向壓力對(duì)比圖。A、B、C為3種具有不同滑移范圍角的圓軸承。A表示普通軸承,B表示滑移和非滑移表面各占一半,軸承C表示整個(gè)表面均發(fā)生滑移。

由圖11可知,與普通軸承相比,發(fā)生全滑移的軸承C空化區(qū)域基本不變,整體壓力分布以及承載能力要比普通軸承小;而發(fā)生半滑移的軸承B壓力分布范圍要比普通軸承更大,空化區(qū)域明顯減小。

圖11 光滑圓軸承發(fā)生邊界滑移后的周向壓力對(duì)比

圖12給出了采用全滑移、半滑移、無(wú)滑移表面計(jì)算得到的螺旋槽軸承滑移與無(wú)滑移的承載能力對(duì)比,可以發(fā)現(xiàn),全滑移使得軸承承載能力降低,而半滑移軸承承載能力要大于無(wú)滑移表面?？梢钥紤]對(duì)軸承材料進(jìn)行表面處理來(lái)避免滑移現(xiàn)象發(fā)生,或者是達(dá)到半滑移效果,減少空化區(qū),提高承載能力。

圖12 滑移對(duì)軸承承載力的影響

2.3 螺旋槽軸承結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

本節(jié)分析螺旋槽軸承槽數(shù)、夾角、槽深、溝脊比等結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)軸承性能的影響,在高承載、剛度及穩(wěn)定性目標(biāo)下確定軸承各結(jié)構(gòu)參數(shù)的具體取值范圍。

保持其他參數(shù)不變,偏心率固定為0.4,改變槽數(shù),取槽數(shù)為5、8、10、12、15、20、25和30,分析槽數(shù)對(duì)螺旋槽軸承承載力以及相當(dāng)剛度的影響。如圖13所示,承載力隨槽數(shù)的增加先迅速增大,槽數(shù)增加到24時(shí)達(dá)到最大值,然后緩慢減小,但整體變化幅度不大;歸一化相當(dāng)剛度系數(shù)隨槽數(shù)的增加先升高然后快速降低,可見(jiàn)軸承槽數(shù)過(guò)多對(duì)軸承剛度不利,槽數(shù)為8時(shí)剛度最大。

對(duì)比圖13可以發(fā)現(xiàn),槽數(shù)對(duì)軸承相當(dāng)剛度的影響較對(duì)承載力的影響大,因此,綜合考慮承載力和剛度,槽數(shù)取8～12個(gè)即可。

保持其他參數(shù)不變,槽數(shù)取10,改變螺旋夾角從30°到180°,分析螺旋槽軸承承載力以及臨界質(zhì)量隨槽數(shù)的變化。

(a)承載力

(b)相當(dāng)剛度圖13 槽數(shù)對(duì)軸承性能的影響

如圖14所示,隨著螺旋夾角增大,承載力先增大后減小,在60°左右達(dá)到最大值,說(shuō)明軸承在螺旋夾角為60°時(shí)泵壓效應(yīng)達(dá)到最佳,且?jiàn)A角對(duì)軸承承載力影響比較大。在直溝槽,即夾角為180°時(shí),承載力在同等條件下比夾角為60°時(shí)要小接近一半。歸一化臨界質(zhì)量M隨螺旋夾角增大而增大,然后到60°之后基本保持穩(wěn)定,說(shuō)明軸承在小夾角時(shí)穩(wěn)定性差,在夾角增大到60°后穩(wěn)定性好,且螺旋夾角在60°時(shí)比30°的臨界質(zhì)量要高兩倍多。因此,螺旋夾角一般取60°左右。

(a)承載力

(b)臨界質(zhì)量圖14 螺旋夾角對(duì)軸承性能的影響

保持其他參數(shù)不變,改變螺旋槽槽深分別為10、15、20、30、40 μm時(shí),分析槽深對(duì)螺旋槽軸承靜動(dòng)態(tài)性能的影響。如圖15所示,承載力隨槽深增大而減小,槽深變化量一定時(shí),槽深越小,對(duì)承載力影響越大。摩擦功耗也是隨槽深增大而減小,槽深較小時(shí)的變化對(duì)摩擦功耗影響較大。綜合考慮承載和摩擦功耗,螺旋槽槽深不能太大,否則承載力差;也不能太小,否則摩擦功耗過(guò)大。因此,一般選取槽深為20 μm左右。

(a)承載力

(b)摩擦功耗圖15 槽深對(duì)軸承性能的影響

(b)摩擦功耗圖16 溝脊比對(duì)軸承性能的影響

保持其他參數(shù)不變,改變螺旋槽溝脊比分別為0.5、0.8、1.0、1.5、2.0時(shí),分析溝脊比對(duì)螺旋槽軸承靜動(dòng)態(tài)性能的影響。如圖16所示,隨著溝脊比的增大,承載力減小,則溝脊比不宜過(guò)大。摩擦功耗基本成比例減小,溝脊比每增加0.5,摩擦功耗降低10%。溝脊比過(guò)大,則承載低;溝脊比過(guò)小,則摩擦功耗大。因此,一般選取溝脊比為1,即溝寬與脊寬相等時(shí),可以達(dá)到承載力與摩擦功耗的平衡。

3 結(jié) 論

本文考慮紊流和邊界滑移的影響,分析了鎵基液態(tài)金屬潤(rùn)滑螺旋槽軸承的承載力、泄流量、摩擦阻力、溫升、剛度以及阻尼隨偏心率的變化情況。采用Ng-Pan紊流模型以及綜合滑移長(zhǎng)度模型(SLM)和極限剪應(yīng)力模型(LSSM),分析對(duì)比了考慮紊流滑移影響和層流無(wú)滑移時(shí)的軸承性能;分別研究了螺旋槽軸承槽數(shù)、螺旋夾角、槽深、溝脊比等結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)軸承靜動(dòng)態(tài)性能的影響,得出了以下結(jié)論。

(1)螺旋槽軸承由泵壓效應(yīng)和楔形效應(yīng)共同提供承載,在小偏心率情況下以人字形槽的泵壓效應(yīng)提供壓力為主,在大偏心率情況下軸承整體楔形效應(yīng)更加明顯。

(2)考慮紊流影響后軸承承載能力增加,同時(shí),全滑移效應(yīng)的存在使得螺旋槽整體承載能力降低,而適當(dāng)?shù)陌牖菩?yīng)則有效提高了軸承承載能力,減少了空化區(qū),因此可以考慮進(jìn)行表面處理使得滑移對(duì)軸承性能產(chǎn)生有利的影響。

(3)綜合考慮承載、剛度等因素,螺旋槽軸承在槽數(shù)取8～12、螺旋夾角取60°左右、槽深取20 μm左右、溝脊比取1時(shí),可以獲得比較良好的靜動(dòng)態(tài)性能。