羅 靜，張高峰，李益輝，何 楊

（1.張家界航空工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院，湖南 張家界 427000；2.湘潭大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，湖南 湘潭 411105）

1 引言

靜壓軸承以其高精度、高承載性能、低損耗等優(yōu)點(diǎn)應(yīng)用在各機(jī)械部件中。靜壓軸承內(nèi)部流場分析及承載能力特性計(jì)算一直是研究的重點(diǎn)，國內(nèi)外學(xué)者對此做了大量的研究工作。文獻(xiàn)[1]對靜壓止推軸承油腔深度進(jìn)行了研究，發(fā)現(xiàn)淺油腔的油墊比深油腔油墊具有更好的承載特性。文獻(xiàn)[2]對重型止推軸承溫度場進(jìn)行了研究，得出油膜的剪切作用產(chǎn)生的熱量是溫升的主要原因。文獻(xiàn)[3]對毛細(xì)管節(jié)流下圓形、矩形和環(huán)形3種油腔的承載特性進(jìn)行了研究，發(fā)現(xiàn)環(huán)形油腔的承載能力和油膜剛度最大，矩形油腔次之、圓形油腔最小。文獻(xiàn)[4]研究了變粘度對環(huán)形靜壓軸承特性的影響，發(fā)現(xiàn)對于高速靜壓支撐軸承來說，粘度變化會(huì)帶來壓力的降低，使支撐的承載能力下降。文獻(xiàn)[5]用fluent軟件對靜壓軸承進(jìn)行了狀態(tài)流場仿真，得出不同油腔流場壓力分布。文獻(xiàn)[6]基于christen 隨機(jī)性理論，分析了表面粗糙度對靜壓推力軸承動(dòng)剛度和阻尼性能的影響，總結(jié)出圓周方向的粗糙度使動(dòng)剛度阻尼有所提高，而徑向的粗糙度對動(dòng)剛度和阻尼的影響正好相反的結(jié)論。

2 環(huán)形油腔靜壓軸承工作原理

靜壓軸承是一種依靠外部供油系統(tǒng)在相對運(yùn)動(dòng)幅之間形成高壓油膜，從而防止動(dòng)-靜幅之間產(chǎn)生接觸摩擦的滑動(dòng)軸承。環(huán)形油腔靜壓軸承示，如圖1所示。

圖1 靜壓軸承示意圖Fig.1 Schematic Diagram of Hydrostatic Bearing

高壓油由P1進(jìn)入，在推力盤與靜壓油缸之間內(nèi)外兩側(cè)間隙流出，靜壓油缸內(nèi)外兩側(cè)設(shè)計(jì)了封油邊。對于一定尺寸的環(huán)形油腔靜壓軸承，當(dāng)靜壓油缸封油邊尺寸越大時(shí)，承載油膜不容易從兩側(cè)泄漏，但中間區(qū)域的承載油膜面積就相對減小；當(dāng)封油邊尺寸越小時(shí)，承載油膜容易從兩側(cè)泄漏，但中間區(qū)域的承載油膜面積就相對增加。工作過程中，推力盤高速旋轉(zhuǎn)，靜壓油缸靜止不動(dòng)，依靠高壓油膜將推力盤與靜壓油缸隔開并起承載作用。環(huán)形油腔靜壓軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)，如表1所示。

表1 軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 Bearing Structural Parameters

3 靜壓軸承環(huán)形油墊理論計(jì)算

環(huán)形靜壓軸承油墊油腔為環(huán)狀，封油邊在油腔內(nèi)外兩側(cè)，均為環(huán)狀。油從油腔沿徑向向內(nèi)外兩側(cè)同時(shí)流出。油腔的有效承載面積Ag為：

式中：r1、r2、r3、r4—油腔徑向從內(nèi)到外半徑；環(huán)形油腔平面油墊的承載能力W為：

環(huán)形油墊流量Q為：

式中：μ—液壓油動(dòng)力粘度；h—油膜厚度

4 靜壓軸承流體仿真計(jì)算

4.1 物理模型及網(wǎng)格劃分

靜壓軸承設(shè)計(jì)為環(huán)形油腔止推軸承，其進(jìn)油口為三個(gè)進(jìn)油口，呈對稱均勻分布。三個(gè)進(jìn)油口在運(yùn)行過程中為靜壓軸承穩(wěn)定供油，靜壓軸承與推力盤之間形成一層油膜，將軸承面與推力盤面隔開。

工作過程中推力盤高速旋轉(zhuǎn)，靜壓軸承油缸靜止，通過油膜的高剛度承受軸向載荷，為靜壓軸承承載能力提供保障。

靜壓軸承三維幾何實(shí)體模型是用SolidWorks 生成，再調(diào)入fluent前處理器gambit進(jìn)行網(wǎng)格劃分，采用非結(jié)構(gòu)化混合網(wǎng)格以適應(yīng)靜壓軸承復(fù)雜結(jié)構(gòu)的分析。網(wǎng)格處理模型，如圖2所示。

圖2 靜壓軸承三維網(wǎng)格模型Fig.2 Three-Dimensional Mesh of Hydrostatic Bearing

4.2 基本設(shè)置條件

邊界條件：進(jìn)油口邊界設(shè)置為mass-flow-inlet，數(shù)值設(shè)置為1.764kg/s；出口邊界設(shè)置為pressure-out，出口壓力設(shè)置相對大氣壓為0，上端靜壓軸承面設(shè)置為旋轉(zhuǎn)面，旋轉(zhuǎn)角速度為157rad/s，旋轉(zhuǎn)軸為軸中心。

基本假設(shè)：（1）假設(shè)流體不可壓縮，且在運(yùn)行時(shí)為定常流動(dòng)；（2）固體與液體間無相對滑動(dòng)；（3）旋轉(zhuǎn)過程中不考慮工作臺(tái)的熱變形。

5 計(jì)算結(jié)果及分析

5.1 靜壓軸承仿真計(jì)算結(jié)果

經(jīng)計(jì)算，雷諾數(shù)Re＜2300，滿足層流條件，在仿真時(shí)潤滑油的流動(dòng)模式選擇laminar，采用simple算法，壓力方程選擇presto，流體選擇ISOvg32，油的粘度考慮為常數(shù)，油粘度系數(shù)為0.0132Pa ?s，其他參數(shù)保持默認(rèn)，適當(dāng)?shù)恼{(diào)節(jié)松弛因子，初始化后進(jìn)行迭代計(jì)算，直至收斂。

迭代計(jì)算后的油膜流場壓力分布，如圖3所示。

圖3 靜壓軸承油膜壓力云圖Fig.3 Oil Film Pressure Cloud of Hydrostatic Bearing

從圖3 中可以看出，環(huán)形靜壓軸承油腔壓力為環(huán)形高壓分布，此高壓分布區(qū)承擔(dān)了軸承的主要載荷。油膜徑向壓力分布從高壓油腔向兩側(cè)出油邊逐漸減小，直到出油側(cè)，液壓油壓力得到釋放。

5.2 仿真與理論計(jì)算對比

選取不同油膜厚度情況時(shí)，對環(huán)形靜壓軸承進(jìn)行理論與仿真計(jì)算，計(jì)算結(jié)果，如表2所示。

表2 理論與仿真計(jì)算結(jié)果Tab.2 Theory and Simulation Results

從表2 中可以看出，仿真計(jì)算與理論計(jì)算結(jié)果最大僅相差16.49%，仿真值均比理論值相對要小，但理論與仿真計(jì)算結(jié)果趨勢基本一致。

推力盤旋轉(zhuǎn)速度對軸承承載性能的影響，如表3所示。對靜止?fàn)顟B(tài)與旋轉(zhuǎn)狀態(tài)的承載性能與油腔最高壓力進(jìn)行了對比，計(jì)算模型參數(shù)為：油膜厚度0.1mm、油腔深度5mm、油腔寬度80mm、供油量120l/min、推力盤轉(zhuǎn)速為1500rpm/min（旋轉(zhuǎn)時(shí)）。

表3 主軸旋轉(zhuǎn)對軸承承載性能的影響Tab.3 Effect of Spindle Rotation on Load-Bearing Performance

表3中給出了主軸未旋轉(zhuǎn)時(shí)計(jì)算結(jié)果與旋轉(zhuǎn)時(shí)計(jì)算結(jié)果對比，可知油腔內(nèi)壓力分布基本未有變化，且油腔壓力大小基本相同，承載性能在靜止時(shí)為809.46kN，與旋轉(zhuǎn)時(shí)（804.25kN）計(jì)算結(jié)果基本相同，可以得知，在大載荷下，主軸旋轉(zhuǎn)對靜壓軸承壓力分布、承載性能基本不影響。

5.3 環(huán)形油腔不同參數(shù)下對承載性能的影響規(guī)律

靜壓軸承環(huán)形油腔深度對其承載性能的影響，如圖4所示。從圖4中可以看出，在相同油膜厚度下，隨著油腔深度的變化，承載性能基本不變，可以得知，油腔深度對承載性能影響不大。在同一油腔深度下，軸承承載性能隨著油膜厚度的減小而增大。

圖4 油腔深度、油膜厚度對承載性能的影響Fig.4 The Influence of Oil Chamber Depth and Oil Film Thickness on Load-Bearing Performance

環(huán)形油腔寬度對承載能力的影響，如圖5所示。當(dāng)環(huán)形油腔寬度越大時(shí)，封油邊的尺寸越小，壓力油越容易從兩側(cè)流走。從圖5 中可知，在相同的油腔寬度下，油膜厚度越小，承載能力越大。當(dāng)油膜厚度為0.1mm時(shí)，軸承承載能力隨著油腔寬度的增大而減小；當(dāng)油膜厚相對較大時(shí)，承載性能基本不受油腔寬度的影響。這說明，在設(shè)計(jì)環(huán)形油腔靜壓軸承過程中，當(dāng)工作載荷較大時(shí)，需適當(dāng)增大封油邊尺寸，減小環(huán)形油腔寬度，這有助于保證靜壓軸承的承載能力。相同載荷情況下，靜壓軸承供油流量對油膜厚度的影響，如圖6所示。從圖6中可以看出，隨著流量的增加，油膜厚度也相應(yīng)的增加，兩者基本成線性關(guān)系。所以，在實(shí)際軸承設(shè)計(jì)中，為了克服軸承零件的制造公差與裝配誤差對實(shí)際油膜厚度的影響，在設(shè)計(jì)供油量時(shí)需要根據(jù)制造公差與理論油膜厚度之和來選擇供油量。

圖5 油腔寬度、油膜厚度對承載性能的影響Fig.5 The Influence of Oil Chamber Width and Oil Film Thickness on Load-Bearing Performance

圖6 流量對油膜厚度的影響Fig.6 Effect of Flow Rate on Oil Film Thickness

6 結(jié)論

結(jié)合對環(huán)型油腔的理論計(jì)算與仿真分析，得出以下結(jié)論：

（1）fluent仿真計(jì)算與理論計(jì)算結(jié)果基本吻合，為靜壓軸承優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了仿真計(jì)算依據(jù)。

（2）在高壓重載環(huán)形靜壓軸承中，軸承承載性能受油膜厚度影響最大，基本不受主軸旋轉(zhuǎn)狀態(tài)、油腔深度與油腔寬度的影響。

（3）油膜厚度較小時(shí)，軸承承載能力隨著油腔寬度的增大而減小；油膜厚度較大時(shí)，承載能力基本不受油腔寬度的影響。

（4）載荷一定時(shí)，油膜厚度隨著流量的增加而增加。為了考慮安裝以及加工偏差對實(shí)際油膜厚度的影響，在實(shí)際靜壓軸承使用中，應(yīng)供給足夠的潤滑油流量，抵消實(shí)際偏差對油膜厚度的影響。