高上進(jìn) 李 輝 張 巍

動(dòng)靜壓軸承稀油站分析與研究

高上進(jìn) 李 輝 張 巍

（武昌工學(xué)院 機(jī)械工程學(xué)院，武漢 430065）

本文主要通過(guò)傳統(tǒng)計(jì)算方法與現(xiàn)代計(jì)算機(jī)軟件模擬的方法，分析裝有動(dòng)靜壓軸承的稀油潤(rùn)滑系統(tǒng)——高低壓稀油站管道內(nèi)部油液的流動(dòng)情況。運(yùn)用Solidworks插件Flow simulation分析球閥閥體內(nèi)部流場(chǎng)，結(jié)合計(jì)算結(jié)果得出：在高低壓稀油站中，可以通過(guò)適當(dāng)縮小系統(tǒng)管徑，提高球閥許用壓力來(lái)實(shí)現(xiàn)縮小稀油站占地面積，降低經(jīng)濟(jì)成本，同時(shí)也不影響機(jī)械設(shè)備的正常工作。

動(dòng)靜壓軸承 高低壓稀油站 Solidworks 球閥

軸承作為機(jī)床轉(zhuǎn)子系統(tǒng)中的關(guān)鍵部件，它的可靠性、精度、性能關(guān)系到整套設(shè)備的正常運(yùn)行。動(dòng)靜壓軸承廣泛運(yùn)用在高速運(yùn)動(dòng)的機(jī)械設(shè)備中，如磨床、高速紙機(jī)、風(fēng)機(jī)。在這類設(shè)備中，為降低軸承內(nèi)部的磨損，提高機(jī)械設(shè)備的加工精度和使用壽命，工業(yè)上常用高低壓稀油潤(rùn)滑系統(tǒng)對(duì)其進(jìn)行潤(rùn)滑。稀油站是稀油潤(rùn)滑系統(tǒng)的心臟，但是由于本身組成元件數(shù)目多，占地面積大。本文以風(fēng)機(jī)主軸承為潤(rùn)滑的工況條件，運(yùn)用理論計(jì)算法和現(xiàn)代計(jì)算機(jī)模擬分析的方法，分析得出稀油潤(rùn)滑系統(tǒng)內(nèi)部油液的流動(dòng)情況，為提高經(jīng)濟(jì)效益提供參考依據(jù)。

1 高低壓稀油站概述

本文以為風(fēng)機(jī)主軸承提供潤(rùn)滑的GXYZ-10/160A高低壓型稀油站作為參考進(jìn)行闡述。設(shè)備有高低壓兩個(gè)油泵，高壓油泵用于風(fēng)機(jī)主軸承啟動(dòng)和停止時(shí)，低壓油泵用于工作時(shí)。技術(shù)規(guī)格參數(shù)見表1。

表1　技術(shù)規(guī)格

2 稀油潤(rùn)滑系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)及參數(shù)分析

2.1 優(yōu)化設(shè)計(jì)假設(shè)

假設(shè)能否像其他類型稀油站一樣，通過(guò)縮小管道尺寸，從而節(jié)約稀油站的使用成本，提高經(jīng)濟(jì)效益。而此假設(shè)一定是在滿足高低壓稀油站仍能對(duì)風(fēng)機(jī)提供良好的潤(rùn)滑前提下進(jìn)行的，即保證高低壓稀油站對(duì)風(fēng)機(jī)軸承提供油液的壓力與流量不變。

下面進(jìn)行參數(shù)分析，探討將稀油潤(rùn)滑系統(tǒng)管道由DN50mm縮小到DN40mm，是否可以保證稀油站對(duì)風(fēng)機(jī)軸承的正常潤(rùn)滑。由于高低壓稀油站工作的特殊性，即風(fēng)機(jī)主軸啟動(dòng)和停止，正常工作時(shí)啟動(dòng)不同的油泵。因此需要分別探討說(shuō)明。

2.2 速度參數(shù)分析

下面就兩種情況計(jì)算分析稀油潤(rùn)滑系統(tǒng)管道內(nèi)部潤(rùn)滑油平均流動(dòng)速度。

正常工作時(shí)，低壓泵工作，潤(rùn)滑系統(tǒng)管道內(nèi)的流量、平均速度、內(nèi)徑的計(jì)算關(guān)系如式（1）所示。

式中，V為管道內(nèi)油液平均速度（m/s）；Q為管道內(nèi)流量（m3/s）；D為管道內(nèi)徑（m）；Q取160×10-3/60(m3/s）；π取3.142。

D=50mm時(shí)，得V為1.358m/s；D=40mm時(shí)，得V為2.122m/s。

雷諾數(shù)Re可以用式（2）計(jì)算得出。

式中，V為管道內(nèi)油液流動(dòng)的平均速度(m/s）；D為管道內(nèi)徑（m）；v為油液的運(yùn)動(dòng)黏度（m2/s）。查表得N150機(jī)械油的運(yùn)動(dòng)黏度為v=1.04×10-4（m2/s）。

D=50mm時(shí)，得Re=653；D=40mm時(shí)，得Re=816。

在電機(jī)啟動(dòng)或停止時(shí)，高壓泵工作，此時(shí)系統(tǒng)管道內(nèi)的流量為Q=10（L/min）,同理可得在D=50（mm）時(shí)，管道內(nèi)平均速度為V=0.08（m/s）,相應(yīng)的雷諾數(shù)Re=41；在D=40（mm）時(shí),管道內(nèi)平均速度為V=0.13（m/s），相應(yīng)的雷諾數(shù)Re=51。

對(duì)于計(jì)算結(jié)果的相關(guān)說(shuō)明。由平均速度的計(jì)算結(jié)果可知：正常工作時(shí)，速度由V=1.358（m/s）提高到V=2.122 （m/s）；在風(fēng)機(jī)主軸啟動(dòng)或停止時(shí)，速度由V=0.08（m/s）提高到V=0.13（m/s），由表2可知，速度均在管道允許的速度范圍內(nèi)。

表2　管內(nèi)允許速度

在理論的計(jì)算中，常用臨界雷諾數(shù)Recs來(lái)作為判斷流體流動(dòng)狀態(tài)的依據(jù)，小于臨界雷諾數(shù)則為層流，大于臨界雷諾數(shù)則為紊流。通過(guò)查液壓相關(guān)技術(shù)手冊(cè)，得到圓形截面的臨界雷諾數(shù)為2000，滑閥截面為260。根據(jù)上面關(guān)于不同情況下雷諾數(shù)的計(jì)算結(jié)果，均小于臨界雷諾數(shù)，故可判斷油液在稀油系統(tǒng)管道由50mm縮小到40mm后的流動(dòng)狀態(tài)仍為層流，油液在管道中流動(dòng)穩(wěn)定，對(duì)稀油系統(tǒng)工作影響不大。

而在油液經(jīng)過(guò)球閥時(shí)的流動(dòng)狀態(tài)與在油管中的狀態(tài)有所不同。當(dāng)高壓泵工作時(shí)，油液流經(jīng)球閥時(shí)雷諾數(shù)均小于臨界雷諾數(shù)260，為層流；當(dāng)?shù)蛪罕霉ぷ鳎鸵毫鹘?jīng)球閥的狀態(tài)為紊流。由紊流特點(diǎn)可知油液在閥內(nèi)流動(dòng)不穩(wěn)定，造成球閥處壓力分布不規(guī)則，經(jīng)驗(yàn)可知這種壓力分布的不規(guī)則必然會(huì)引起油液的壓力在某一瞬間急劇升高，形成較大的壓力峰值，即液壓沖擊。至此，將稀油系統(tǒng)管道縮小是否可行這一問(wèn)題的焦點(diǎn)在于油液在閥內(nèi)的紊流狀態(tài)對(duì)球閥造成的液壓沖擊是否超出閥體的正常工作壓力范圍。

2.3 液壓沖擊參數(shù)分析

發(fā)生液壓沖擊管道系統(tǒng)的壓力峰值有時(shí)要比正常工作壓力高好幾倍，大大降低液壓傳動(dòng)的精度與閥的壽命，甚至影響系統(tǒng)的正常工作。因此要盡量減少液壓沖擊。由管道中產(chǎn)生液壓沖擊時(shí)的能量守恒定律可得，液壓的動(dòng)能轉(zhuǎn)化為液壓的壓力能，便可計(jì)算出液壓沖擊時(shí)在閥門處壓力的升高值Δpmax。具體見公式（3）。

式中，A為管道截面積；l為管道長(zhǎng)度；v為管道內(nèi)流體流速；ρ為密度；K'為流體的等效體積彈性模量；Δpmax為液壓沖擊時(shí)壓力升高峰值。

由（3）式可得Δpmax，Δpmax如式（4）所示。

查表知，K'=15.6×108Pa，ρ=900kg/m3，v=2.122m/s。將數(shù)據(jù)代入式（4），得Δpmax=2514368.54Pa≈2.51MPa。

3 閥門內(nèi)部油液流動(dòng)計(jì)算機(jī)模擬

利用計(jì)算機(jī)模擬的方法，觀察球閥內(nèi)部壓力分布，再結(jié)合液壓沖擊，確定閥門處所承受的最后壓力。

計(jì)算機(jī)模擬采用的流體模擬分析工具為Solid work軟件中自帶的專業(yè)流體分析插件——Solidwork Flow simulation。球閥用Solidworks建模，材料為不銹鋼。啟動(dòng)Flow simulation插件，新建流體機(jī)械油N150，溫度設(shè)為40攝氏度，密度為900kg/m3，動(dòng)力粘度設(shè)為u=1.23Pa·s。設(shè)置初始條件，壓力設(shè)為0.4MPa，初始速度為2.122m/s。速度流入方向?yàn)榇怪苯孛娣较?，選定靜壓力所在球閥內(nèi)的區(qū)域，然后選定求解目標(biāo)進(jìn)行擊求解。查看的數(shù)據(jù)有如圖1所示閥體前示面流體的靜壓力，圖2所示閥門內(nèi)部流體的靜壓力和速度的表面積圖。

圖1　閥體前示面上靜壓力分布圖

圖2　閥體內(nèi)部速度與靜壓力表面積圖

由Solidwork軟件模擬的結(jié)果圖2顯示閥體內(nèi)部最大的靜壓力為405174Pa，結(jié)合上面計(jì)算的液壓沖擊對(duì)閥門處的最大液壓沖擊，得到閥門處所承受總的壓力為P總= 2.51MPa+405174Pa≈2.92MPa。則根據(jù)結(jié)果選用的閥門公稱壓力參數(shù)為：PN=4MPa。

4 總結(jié)

通過(guò)上述的分析，縮小稀油潤(rùn)滑系統(tǒng)會(huì)導(dǎo)致管道內(nèi)部油液的速度變大，對(duì)閥門的壓力變大，但在高壓系統(tǒng)管道內(nèi)部的流體流動(dòng)狀態(tài)仍為層流，不影響稀油站的潤(rùn)滑效果，在低壓系統(tǒng)通過(guò)提高閥門的承壓壓力的范圍，很好地解決了對(duì)閥門壓力增大的問(wèn)題，從而縮小了稀油站的占地面積，節(jié)省材料，降低生產(chǎn)成本，獲得了經(jīng)濟(jì)效益。

[1]聞邦椿.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)單行本：液壓傳動(dòng)與控制[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2014.

[2]巴鵬，鄒長(zhǎng)星.XYZ-100稀油站系統(tǒng)管徑優(yōu)化可行性分析[J].潤(rùn)滑與密封，2009，（8）.

Analysis and Research on the Oil Station of Dynamic and Static Pressure Bearing

GAO Shangjin,LI Hui,ZHANG Wei
(Wuchang Institute of mechanical engineering, Wuhan 430065)

This paper mainly analyzes the flow of the fluid in the fluid of the high and low pressure thin oil station, which is based on the traditional calculation method and the modern computer software simulation. Solidworks Flow simulation analysis of the internal flow field, combined with the calculation results: in the high and low pressure dilute oil station, can be appropriate to reduce the diameter of the system, improve the valve to achieve the use of pressure to achieve the reduction of oil station area, reduce economic costs, but also does not affect the normal operation of machinery and equipment.

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