佐曉波　尹自強(qiáng)　王建敏　李圣怡

摘要：對一種新型的自補(bǔ)償雙錐面液體靜壓軸承進(jìn)行了理論和實(shí)驗(yàn)研究.介紹了自補(bǔ)償雙錐面液體靜壓軸承結(jié)構(gòu)與工作原理，采用小擾動法建立了其潤滑油膜的理論模型，自補(bǔ)償節(jié)流公式中計(jì)入了轉(zhuǎn)子移動對節(jié)流間隙的影響.采用有限元方法求解了軸承的承載力、流量、剛度和阻尼系數(shù)，通過對承載力的測試驗(yàn)證了模型的可行性.結(jié)果表明：自補(bǔ)償雙錐面液體靜壓軸承比同條件下固定節(jié)流靜壓軸承的徑向承載力高，且其在較小載荷下工作時(shí)具有較高剛度.

關(guān)鍵詞：液體靜壓軸承；自補(bǔ)償；靜態(tài)特性；動態(tài)特性；有限元；小擾動方法

中圖分類號：TH133.3 文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A

液體靜壓軸承具有承載力大，剛度高，阻尼特性好和磨損小等一系列優(yōu)點(diǎn)，在精密機(jī)床主軸、導(dǎo)軌和轉(zhuǎn)臺等基礎(chǔ)設(shè)備中有著廣泛的應(yīng)用.節(jié)流器對靜壓軸承的靜、動態(tài)性能具有重要影響.常用的軸承節(jié)流器包括小孔、毛細(xì)管、狹縫等固定節(jié)流器和薄膜等可變節(jié)流器，其在現(xiàn)有文獻(xiàn)中有較深入的研究.Chen等[1]對毛細(xì)管節(jié)流靜壓軸承性能進(jìn)行了理論研究，郭力等[2]則對毛細(xì)管節(jié)流的大型動靜壓軸承進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究， Chen等[3]以及 Nicodemus和Sharma[4]研究了小孔節(jié)流靜壓軸承性能，結(jié)果均表明節(jié)流參數(shù)的選擇對軸承性能具有重要影響.Sharma等[5]研究了狹縫節(jié)流軸頸軸承，指出其失穩(wěn)速度比毛細(xì)管和小孔節(jié)流軸承高.郭力等[6]則提出一種圓隙縫節(jié)流靜壓軸承，計(jì)算表明其性能優(yōu)于傳統(tǒng)狹縫節(jié)流軸承.Singh等[7]和Brecher等[8]研究了薄膜節(jié)流多腔靜壓軸承的特性.Gao等[9-10]分析了一種采用PM流量控制器的新型薄膜節(jié)流靜壓軸承的靜態(tài)和動態(tài)特性.以上類型軸承，節(jié)流器的設(shè)計(jì)、制造往往較為復(fù)雜.自補(bǔ)償節(jié)流軸承不使用節(jié)流器，采用自身結(jié)構(gòu)實(shí)現(xiàn)節(jié)流，其性能介于固定節(jié)流和薄膜節(jié)流之間.夏恒青[11]和王瑜[12]分別對自補(bǔ)償液體靜壓軸頸軸承的節(jié)流腔結(jié)構(gòu)和動態(tài)性能進(jìn)行了研究.Kane等[13]將節(jié)流間隙與承載間隙設(shè)計(jì)成呈角度相交的兩段，制造了一種適用于轉(zhuǎn)臺的自補(bǔ)償靜壓軸承.現(xiàn)有文獻(xiàn)中對自補(bǔ)償軸承的報(bào)道相對較少.本文設(shè)計(jì)了一種新型的自補(bǔ)償液體靜壓軸承，采用小擾動理論建立了軸承計(jì)算模型，并采用有限元法計(jì)算了其靜、動態(tài)特性.

1自補(bǔ)償靜壓軸承結(jié)構(gòu)及其節(jié)流原理

軸承結(jié)構(gòu)示意圖如圖1（a）所示.軸承采用雙錐面形式，主軸由兩個圓錐零件和一個連接塊組裝而成，定子上安裝節(jié)流環(huán)，由節(jié)流環(huán)的外表面與轉(zhuǎn)子相應(yīng)配合表面形成的間隙實(shí)現(xiàn)潤滑油的節(jié)流，因不采用傳統(tǒng)形式的節(jié)流器，所以稱為自補(bǔ)償靜壓軸承.圖1（b）所示為軸承實(shí)物圖.圖2為定子結(jié)構(gòu)示意圖，圓柱型節(jié)流環(huán)外表面上加工有節(jié)流單元，其通過內(nèi)部的油路與軸承表面的油腔連通，每個油腔對應(yīng)一個節(jié)流單元.為適應(yīng)超精密機(jī)床對軸承回轉(zhuǎn)精度的要求，采用多油腔結(jié)構(gòu)，可以有效均化制造誤差對油膜厚度的影響.

參考圖1和圖2說明節(jié)流原理.高壓潤滑油由供油口進(jìn)入軸承與轉(zhuǎn)子間的環(huán)形空腔， 然后越過節(jié)流環(huán)端面進(jìn)入節(jié)流間隙中，經(jīng)節(jié)流單元產(chǎn)生一定的壓力損失后進(jìn)入軸承表面油腔.節(jié)流間隙對進(jìn)入油腔的潤滑油壓力起到調(diào)節(jié)作用，從而使油膜壓力適應(yīng)載荷變動.當(dāng)軸發(fā)生偏心時(shí)，軸承間隙減小一側(cè)的節(jié)流間隙增大，使油腔前的壓力損失減小而流量增大，從而使油腔壓力升高，同理軸承間隙增大一側(cè)油腔壓力相應(yīng)降低，兩側(cè)壓力差產(chǎn)生油膜回復(fù)力.

4結(jié)果與討論

圖5所示為軸承無量綱承載力相對于無量綱位移的變化曲線，并與固定狹縫節(jié)流雙錐面軸承在相同條件下進(jìn)行了比較.由曲線看出：1）仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果比較接近，但是因?yàn)檩S承中含有各種制造誤差，而且在高壓下轉(zhuǎn)子會發(fā)生向外變形增大實(shí)際間隙，這些因素均不利于軸承承載力，因而實(shí)測值比計(jì)

算值小.為了更明晰地研究軸承性能，計(jì)算模型未將這些因素考慮在內(nèi).2）自補(bǔ)償靜壓軸承的軸向承載性能與固定狹縫節(jié)流軸承相等，但是前者的徑向承載力更大，當(dāng)偏心率為0.5時(shí)比后者提高102.7%，說明與固定節(jié)流相比自補(bǔ)償方式可以將承載力提高一倍.3）承載力隨位移的變化呈現(xiàn)明顯的非線性，尤其是當(dāng)軸承徑向受載時(shí)，非線性更加明顯，這是由于轉(zhuǎn)子徑向運(yùn)動時(shí)，節(jié)流間隙與軸承間隙同時(shí)變化造成的.4）圓錐面半頂角為50°條件下，所設(shè)計(jì)軸承的軸向承載能力更大，當(dāng)無量綱位移為0.5時(shí)比徑向承載力高出14.5%.圖6所示為無量綱流量隨無量綱位移的變化曲線.由圖可以看出：1）轉(zhuǎn)子在軸承中心位置時(shí)所需潤滑油流量最大.2）軸承軸向受載工作時(shí)比徑向受載所需的潤滑油流量大，軸承在大偏心條件下工作時(shí)潤滑油需求量明顯降低，徑向偏心率為0.5時(shí)軸承消耗潤滑油流量比初始位置時(shí)降低32.6%.

5結(jié)論

本文設(shè)計(jì)并制造了一種新型的自補(bǔ)償液體靜壓軸承，采用有限元方法求解擾動雷諾方程，得到了該軸承在低速條件下的承載力、流量、剛度和阻尼系數(shù)等靜、動態(tài)特性參數(shù)，并采用實(shí)驗(yàn)方法實(shí)測了軸承的承載力.根據(jù)數(shù)值分析結(jié)果，可以得到以下結(jié)論：

1）自補(bǔ)償雙錐面液體靜壓軸承與固定節(jié)流軸承相比，軸承承載力基本相當(dāng)，徑向承載力具有明顯提高.

2）自補(bǔ)償雙錐面液體靜壓軸承建模時(shí)需考慮轉(zhuǎn)子運(yùn)動對節(jié)流間隙的影響，所建立的模型能夠有效計(jì)算自補(bǔ)償軸承的特性.

3）自補(bǔ)償雙錐面液體靜壓軸承在低載荷工作條件下具有較高的剛度，在重載荷條件下剛度在載荷方向有較大降低；徑向阻尼隨位移變化不大，而軸向阻尼隨位移增大.

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