孟曙光　熊萬里　王少力　呂　浪　鄭良鋼

1.湖南大學國家高效磨削工程技術(shù)研究中心，長沙，410082 2.湖南海捷主軸科技有限公司，長沙，410082

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有限體積法與正交試驗法相結(jié)合的動靜壓軸承結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計

孟曙光1熊萬里1王少力1呂浪1鄭良鋼2

1.湖南大學國家高效磨削工程技術(shù)研究中心，長沙，410082 2.湖南海捷主軸科技有限公司，長沙，410082

針對小孔節(jié)流深淺腔動靜壓軸承的性能優(yōu)化問題，基于平行平板擴散流動計算模型及流量守恒原理，推導了微元控制體邊界壓力的插值函數(shù)，提出了分析小孔節(jié)流深淺腔動靜壓軸承的油腔壓力、承載力、靜剛度、進油流量及溫升等承載特性的有限體積計算方法。使用該方法研究了供油壓力、主軸轉(zhuǎn)速、進油孔徑、淺腔深度、初始油膜厚度等參數(shù)對小孔節(jié)流深淺腔動靜壓軸承承載特性的影響規(guī)律，從而得到了以上相關(guān)參數(shù)的優(yōu)化區(qū)間。在此基礎(chǔ)上，采用四因素三水平的正交試驗法，在滿足多目標性能最優(yōu)的前提下，得到了小孔節(jié)流深淺腔動靜壓軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)與工作參數(shù)的最優(yōu)組合。以該組參數(shù)試制了小孔節(jié)流深淺腔動靜壓軸承并建立了試驗平臺，測量了不同轉(zhuǎn)速及供油壓力下油腔的壓力值。試驗結(jié)果表明，軸承油腔壓力試驗數(shù)據(jù)及理論計算值隨主軸轉(zhuǎn)速的變化趨勢一致；誤差在11%以內(nèi)。驗證了有限體積法與正交試驗法相結(jié)合的動靜壓軸承結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計方法的正確性。

有限體積法； 正交試驗法；小孔節(jié)流；深淺腔動靜壓軸承；承載特性；結(jié)構(gòu)優(yōu)化

0　引言

深淺腔動靜壓混合軸承[1-2]具有抗過載能力強、穩(wěn)定性好、對負載變化敏感性低等優(yōu)點，因而被廣泛地應(yīng)用于高速精密磨床的靜壓主軸上。在設(shè)計工作中，選取深淺腔動靜壓軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)及工作參數(shù)的主要依據(jù)，是以油腔壓力、承載能力、油膜剛度、進油流量及溫升為代表的承載特性[3-4]。如果參數(shù)選取不當，會造成油膜剛度不足及溫升過高，進而導致磨削質(zhì)量下降，嚴重時可導致主軸刮擦、抱軸等事故。因此，選取合適的軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)及工作參數(shù)是獲得最優(yōu)承載特性的關(guān)鍵。

已有學者對優(yōu)化深淺腔動靜壓軸承的承載特性進行了研究。孫恭壽等[5]采用解析法及有限差分法對環(huán)面縫隙節(jié)流深淺腔動靜壓軸承進行了研究，但未能進一步研究動靜壓軸承的優(yōu)化設(shè)計問題。郭勝安等[6]采用FLUENT軟件研究了深淺腔動靜壓軸承的工作參數(shù)和結(jié)構(gòu)參數(shù)對軸承剛度、流量及溫升的影響規(guī)律，并給出了參數(shù)的優(yōu)選區(qū)間。Wang等[7]通過求解動態(tài)雷諾方程及能量方程得到了軸承平均溫升、承載能力、油流率及渦動頻率等參數(shù)，但僅研究了兩個備選方案。上述研究結(jié)果表明，尋找動靜壓軸承優(yōu)化設(shè)計的最優(yōu)的參數(shù)組合，是一個多目標優(yōu)化問題[8]，它存在計算工作量大、用時長的困難。

本文改變了將正交試驗法僅用于試驗領(lǐng)域的傳統(tǒng)習慣，把它移植到理論計算領(lǐng)域。根據(jù)平行平板擴散流動計算模型，依據(jù)控制體及其邊界上流量守恒的物理本質(zhì)，得到了微元控制體邊界上壓力的插值函數(shù)，提出了分析小孔節(jié)流深淺腔動靜壓軸承的油腔壓力、承載能力、靜剛度、進油流量及溫升等承載特性的計算方法。進而用該方法研究了動靜壓軸承的供油壓力、主軸轉(zhuǎn)速、進油孔徑、淺腔深度、初始油膜厚度等參數(shù)對軸承承載特性的影響規(guī)律，并確定了參數(shù)的優(yōu)化區(qū)間。在此基礎(chǔ)上，采用四因素三水平的正交試驗法，在滿足多目標性能最優(yōu)的前提下，從理論上研究了該軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)與工作參數(shù)的最優(yōu)組合。以該組參數(shù)試制了試驗平臺，并測量了不同轉(zhuǎn)速及供油壓力下油腔的壓力值。

1　有限體積法

1.1軸承結(jié)構(gòu)及工作原理

圖1為小孔節(jié)流深淺腔動靜壓軸承的結(jié)構(gòu)圖。在軸承的對稱中心處建立直角坐標系，水平向右為X軸，豎直向上為Y軸，垂直紙面向外為Z軸。圓周均布的4個油腔從右下起按逆時針依次編號為1、2、3、4。以第1油腔為例，軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)如下：周向封油邊包角為φb，深腔包角為φc。深腔油腔深度為hs，淺腔油腔深度為hp。

圖1　小孔節(jié)流深淺腔動靜壓軸承結(jié)構(gòu)圖

在供油壓力ps作用下，潤滑油經(jīng)過小孔節(jié)流器進入深腔，在逆時針旋轉(zhuǎn)的軸頸的遷移作用及深淺腔之間二次節(jié)流作用下流向淺腔，并在淺腔末端形成壓力遠大于深腔壓力的動壓。最后潤滑油流過周向封油邊進入回油槽或從軸向端面回油。靜止時，在靜壓效應(yīng)作用下，主軸通過作用在有效承載面積的上下油腔壓差承載；轉(zhuǎn)動時，主軸主要靠遠大于深腔油壓的動壓力工作。

1.2基本假設(shè)

做如下假設(shè)：①潤滑油流動狀態(tài)為層流；②在載荷作用下軸心豎直向下偏移(偏位角始終為0)；③基于等溫假設(shè)；④全部發(fā)熱量均由潤滑油吸收并由端泄帶走，發(fā)熱量與端泄散熱平衡，即“絕熱流動”。

1.3物理方程

1.3.1平行平板擴散流動方程

一維雷諾方程積分后可得平行平板間流量計算公式[9]:

(1)

式中，Q為壓差Δp作用下流過長度為Δl的平行平板間的流量；h為平行平板間潤滑油的油膜厚度；μ為潤滑油的黏度；b為平行平板的寬度；v為運動固體壁面對潤滑油的剪切速度。

1.3.2流量連續(xù)性方程

流量連續(xù)性方程為

Qin=Qout

(2)

式(2)表明，流入某個區(qū)域或截面的流量Qin應(yīng)與流出該區(qū)域或截面的流量Qout相等。

1.4網(wǎng)格劃分及邊界條件

按油腔形狀將油膜區(qū)域進行網(wǎng)格劃分，如圖2所示。劃分好的網(wǎng)格如圖3所示。其中，第(i,j)個節(jié)點的油膜厚度hi,j為

(3)

式中，θi為Y軸負方向沿逆時針到第(i,j)個節(jié)點的圓周角度；h0為初始油膜厚度；ε為偏心率。

圖2　網(wǎng)格劃分示意圖

圖3　真實網(wǎng)格圖

下面分析邊界條件。

(4)

式中，α為小孔流量系數(shù)，常取0.6～0.7；dc為節(jié)流小孔直徑；ρ為潤滑油密度。

(2)壓力邊界條件。計算區(qū)域邊界上的壓力為0。

1.5離散格式推導

以圖2中的第(i,j)個節(jié)點為中心的微元控制體[10-13]作為研究對象(圖4)。

圖4　控制體流量平衡圖

由平行平板擴散流動方程(式(1))及流量連續(xù)性方程(式(2))可知：

(5)

同理可知，在第(i,j)個控制體西側(cè)，有

(6)

在第(i,j)個控制體北側(cè)，有

(7)

在第(i,j)個控制體南側(cè)，有

(8)

(9)

(3)考慮到壓力連續(xù)性條件，有

(10)

令

求解式(4)～式(10)可得：

(11)

(12)

令

則式(12)可轉(zhuǎn)換為

(13)

采用TDMA迭代法[14-15]求解由式(13)構(gòu)成的方程組，便可得到整個油腔的壓力分布。

1.6軸承承載能力

軸承X、Y方向承載能力FX、FY分別為

(14)

其中，φ為軸承偏位角。為了仿真及計算的方便，僅研究主軸沿豎直向下運動后的承載能力，本文取φ=0。

1.7軸承油膜剛度

Y方向油膜剛度k0為

(15)

式中，eY為Y方向軸心偏移量。

1.8軸承溫升

動靜壓軸承消耗的功率主要包括兩部分：泵功耗及剪切摩擦功耗。

根據(jù)牛頓摩擦力公式，軸承的剪切摩擦力Ff為

(16)

軸承的剪切摩擦損耗Nf、泵損耗Np分別為

Nf=Ffv

(17)

Np=psQi

(18)

式中，Qi為軸承的總進油量，即4個油腔進油量之和。

軸承溫升Δt為

(19)

式中，cV為潤滑油的質(zhì)量熱容，取2120 J/(kg·K)。

2　基于有限體積法的承載特性分析

2.1初選軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)及供油參數(shù)

在理論分析時，初選的軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)及供油參數(shù)見表1。研究承載特性時，除所研究參數(shù)外，其余參數(shù)按表1選取。

表1　初選軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)及供油參數(shù)

2.2求解結(jié)果

在圖5中，深腔區(qū)域的油腔壓力為均勻分布。靜止時在圓周方向，油膜壓力從深腔到淺腔逐漸減小，在淺腔末端壓力達到最小(圖5a)；工作時在圓周方向，油膜壓力從深腔到淺腔逐漸增大，在淺腔末端壓力達到最大(圖5b)；在軸向，從中間向兩端壓力逐漸減小。

2.3承載特性分析

2.3.1供油壓力的影響

動靜壓軸承是依據(jù)供油產(chǎn)生的靜壓效應(yīng)及一定轉(zhuǎn)速下楔形油膜的動壓效應(yīng)工作的。在使用過程中，軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)是確定的，則供油壓力成為制約軸承性能的關(guān)鍵工作參數(shù)。當供油壓力為1.5～4.0 MPa時，承載能力、油膜剛度、進油流量和溫升隨偏心率ε的變化規(guī)律如圖6所示。

(a)轉(zhuǎn)速為0

(b)轉(zhuǎn)速為3000 r/min圖5　第一油腔壓力分布圖

(a)承載能力變化情況(b)油膜剛度變化情況

(c)進油流量變化情況(d)溫升變化情況

圖6　供油壓力對承載特性的影響

由圖6可知，當偏心率一定時，承載能力、油膜剛度及進油流量均隨供油壓力的增大而增大，而溫升卻隨供油壓力的增大而減小。這表明增大供油壓力對提高軸承的承載特性是有利的，但是供油壓力越大，越易導致進油管道的泄漏。因此，在保證足夠的剛度、承載能力及溫升條件時，供油壓力取2.5～3.5 MPa較為合適。

2.3.2主軸轉(zhuǎn)速的影響

主軸轉(zhuǎn)速是動靜壓軸承另一個重要的工作參數(shù)。高速旋轉(zhuǎn)時產(chǎn)生的動壓效應(yīng)可以提高軸承的剛度。當偏心率為0.1～0.4時，不同主軸轉(zhuǎn)速下，軸承承載能力、油膜剛度、進油流量和溫升的變化規(guī)律如圖7所示。

(a)承載能力變化情況(b)油膜剛度變化情況

(c)進油流量變化情況(d)溫升變化情況

圖7　主軸轉(zhuǎn)速對承載特性的影響

由圖7可知，當偏心率一定時，軸承承載能力、油膜剛度、進油流量及溫升均隨主軸轉(zhuǎn)速的增加而增大。這是因為，隨著主軸轉(zhuǎn)速升高，動壓效應(yīng)增強；深腔壓力減小，進油流量增加；剪切摩擦損耗增加導致溫升增加。

2.3.3進油孔徑的影響

不同偏心率下，進油孔徑對軸承承載能力、油膜剛度、進油流量和溫升的影響規(guī)律如圖8所示。

(a)承載能力變化情況(b)油膜剛度變化情況

(c)進油流量變化情況(d)溫升變化情況

圖8　進油孔徑對承載特性的影響

由圖8可知，在某一偏心率下，隨著進油孔徑增大，承載能力、油膜剛度先增大后減小，進油流量不斷增大，溫升逐漸降低。這表明隨著進油孔徑增加，進油流量增大，溫升降低。但進油流量越大，回油越困難，越容易造成漏油問題，所以進油孔徑不宜過大，取0.6～0.7 mm較為合適。

2.3.4淺腔深度比的影響

為了增強動壓效應(yīng)，提高動靜壓軸承的承載能力和剛度，工程上常采用深淺腔的油腔結(jié)構(gòu)。淺腔深度與初始油膜厚度的比值成為衡量淺腔深度大小的重要參數(shù)。淺腔深度與初始油膜厚度之比hp/h0分別為0.5、1、2、4、6、12、25時，軸承的承載能力、剛度、進油流量和溫升隨淺腔深度的變化規(guī)律如圖9～圖11所示。其中，圖9～圖11的工作轉(zhuǎn)速分別為0、3000、6000 r/min。

在圖9中，當轉(zhuǎn)速為0，偏心率ε=0.2，hp/h0從0.5增大至4時，承載能力急劇增至2.78 kN，剛度從365 N/μm急劇增至521 N/μm，流量從1.96 L/min增至2.34 L/min；hp/h0>5后，承載能力、剛度及進油流量趨于平穩(wěn)。溫升不隨hp/h0的改變而改變，始終為1.36 ℃。這是因為，在轉(zhuǎn)速為零時軸承不存在動壓效應(yīng)，淺腔深度越大則靜壓效應(yīng)越明顯；由于不存在速度剪切摩擦損耗，只有泵損耗轉(zhuǎn)化為熱量，故溫升保持不變。

(a)承載能力變化情況(b)油膜剛度變化情況

(c)進油流量變化情況(d)溫升變化情況

(a)承載能力變化情況(b)油膜剛度變化情況

(c)進油流量變化情況(d)溫升變化情況

圖9　淺腔深度比對承載特性的影響(n=0)

圖10　淺腔深度比對承載特性的影響(n=3000 r/min)

圖10中，當轉(zhuǎn)速為3000 r/min，偏心率ε=0.2，hp/h0從0.5增大至1時，承載能力從3.28 kN增大至3.61 kN，剛度從676 N/μm增大至734 N/μm，進油流量從2.33 L/min增大至2.55 L/min，溫升從6.47 ℃降低至5.52 ℃；當hp/h0繼續(xù)增大至6時，承載能力減小至2.93 kN，剛度減小至576 N/μm，進油流量減小至2.43 L/min，溫升降至4.56 ℃。當hp/h0從10增大至20時，承載特性緩慢減弱。這表明淺腔深度比為2～3時，承載能力、剛度及進油流量最大而溫升最??；淺腔深度比大于20時，動壓效應(yīng)幾乎消失。為了發(fā)揮深淺腔軸承在動壓效應(yīng)作用下增強油膜剛度及降低溫升的優(yōu)勢，hp/h0取1～3較為合適。

(a)承載能力變化情況(b)油膜剛度變化情況

(c)進油流量變化情況(d)溫升變化情況

圖11　淺腔深度比對承載特性的影響(n=6000 r/min)

2.3.5初始油膜厚度的影響

初始油膜厚度從0.018 mm增大至0.030 mm時(淺腔深度比hp/h0取2)，承載能力、剛度、進油流量和溫升隨油膜厚度的變化規(guī)律如圖12所示。

(a)承載能力變化情況(b)油膜剛度變化情況

(c)進油流量變化情況(d)溫升變化情況

圖12　初始油膜厚度對承載特性的影響

由圖12可知，當偏心率一定時，隨著初始油膜厚度的增大，承載能力、油膜剛度及溫升不斷減小，而進油流量逐漸增大。這是因為，隨著初始油膜厚度的增加，液阻減小，進油流量增加。流量的增加增強了端泄散熱能力，從而引起溫升降低。但初始油膜厚度過大，軸承承載能力及剛度過小。因此，初始油膜厚度取0.02～0.03 mm較為合適。

3　結(jié)合正交試驗法的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計

通過以上分析，得到了軸承工作參數(shù)及結(jié)構(gòu)參數(shù)的優(yōu)選范圍，但并未找到使承載特性最優(yōu)的一組參數(shù)。若以承載能力最大、剛度最大、流量最小及溫升最低這4個指標為優(yōu)化目標進行優(yōu)化計算，則計算量會特別大。眾所周知，正交試驗法在尋找最優(yōu)工藝參數(shù)時具有減少試驗次數(shù)的優(yōu)勢[16]。所以，下文借助正交試驗法進行理論分析。ε=0.2時，研究初始油膜厚度、淺腔深度比、進油孔徑及供油壓力4個因素的影響(表2)。

表2　四因素三水平正交試驗表(n=6000 r/min)

根據(jù)工程經(jīng)驗，動靜壓軸承的承載特性按照其重要程度依次為溫升、剛度、承載能力及供油流量。下面從這4個指標來研究其最優(yōu)參數(shù)組合。

(1)從溫升看，最敏感的影響因素為初始油膜厚度h0，最弱的因素為淺腔深度比hp/h0。為使溫升最小，較優(yōu)的因素組合為：ps=3MPa，dc=0.7mm，h0=0.03mm，hp/h0=2。

(2)從剛度及承載能力看，最敏感的影響因素為初始油膜厚度h0，最弱的因素為進油孔直徑dc。為使剛度最大，較優(yōu)的因素組合為：ps=3MPa，dc=0.7mm，h0=0.02mm，hp/h0=1。

(3)從供油流量看，最敏感的影響因素為初始油膜厚度h0，最弱的因素為進油孔直徑dc。為使供油流量最小，較優(yōu)的因素組合為：ps=2MPa，dc=0.6mm，h0=0.02mm，hp/h0=2。

由以上分析可知，4個承載特性指標的優(yōu)化結(jié)果是相互矛盾的，需要根據(jù)其重要程度對相關(guān)參數(shù)做出取舍。因此，最終確定的參數(shù)為：ps=3MPa，dc=0.65mm，h0=0.025mm，hp/h0=2。

4　試驗分析

4.1試驗對象

試驗在湖南大學與湖南海捷主軸科技有限公司聯(lián)合研制的液體懸浮電主軸試驗臺上進行。該試驗臺由液體懸浮電主軸(圖13)、液壓站及JC-3000型冷卻器(圖14)、電氣控制系統(tǒng)(圖15)組成。根據(jù)所確定的最優(yōu)參數(shù)值，試制了該款電主軸的前后軸承。經(jīng)配磨加工及塞尺檢測，軸承油膜的單邊間隙為0.02～0.03 mm。液壓站用來提供穩(wěn)定的供油壓力；冷卻器用于控制電主軸的進油溫度。電氣控制系統(tǒng)用于控制該款電主軸在額定頻率200 Hz以下實行恒轉(zhuǎn)矩調(diào)速，而在額定頻率200 Hz以上實行恒功率調(diào)速。

圖13　液體懸浮電主軸

(a)液壓站(b)冷卻器圖14　液壓站與冷卻器

圖15　電氣控制柜與VFD-B型變頻器

4.2試驗原理

試驗原理及壓力測試原理如圖16及圖17所示。按照圖16，將電氣控制系統(tǒng)、液壓冷卻系統(tǒng)、液體懸浮電主軸連接在一起。試驗時，首先檢查電主軸各個元器件及連接系統(tǒng)是否正常工作；然后啟動液壓系統(tǒng)，檢查主軸是否浮起；最后調(diào)節(jié)電氣控制系統(tǒng)，在主軸自重下記錄不同轉(zhuǎn)速時前軸承的壓力值。如圖17所示，在前軸承第2個油腔的淺腔與封油邊交匯處鉆出一個測壓孔，再通過管道把測壓孔與壓力表相連，試驗時直接讀取壓力表的數(shù)值即可。

圖16　試驗原理圖

圖17　壓力測量原理圖

4.3試驗及結(jié)果討論

在主軸自重(主軸質(zhì)量為70 kg)下，當供油壓力分別為2.0 MPa、2.5 MPa、3.0 MPa，轉(zhuǎn)速分別為0、2000 r/min、4000 r/min時，油腔壓力值見表3。通過理論壓力和實測壓力的對比，發(fā)現(xiàn)軸承淺腔末端處的壓力值隨供油壓力及轉(zhuǎn)速的變化趨勢一致，而局部數(shù)據(jù)點存在一定誤差，其中最大相對誤差為10.7%。該誤差產(chǎn)生的可能原因如下：

表3　液體懸浮電主軸壓力數(shù)據(jù)表

①由初始油膜厚度的實際值與計算時參數(shù)的設(shè)定值存在一定差距；②按經(jīng)驗選擇的小孔流量系數(shù)與實際情況存在一定差距。但就總體趨勢而言，理論計算結(jié)果與試驗測試結(jié)果基本吻合。因而該試驗在一定程度上驗證了優(yōu)化結(jié)果的正確性。

5　結(jié)論

(1)基于平行平板擴散流動計算模型及流量守恒原理，推導了微元控制體邊界壓力的插值函數(shù)，建立了分析小孔節(jié)流深淺腔動靜壓軸承的油腔壓力、承載力、靜剛度、進油流量及溫升等承載特性的有限體積計算方法。

(2)定量研究了動靜壓軸承供油壓力、主軸轉(zhuǎn)速、進油孔徑、淺腔深度、初始油膜厚度等參數(shù)對軸承承載特性的影響規(guī)律，進而提出了可增大軸承剛度和降低油膜溫升的結(jié)構(gòu)參數(shù)及工作參數(shù)的優(yōu)選區(qū)域。

(3)采用四因素三水平的正交試驗設(shè)計方法，在滿足多目標性能最優(yōu)的前提下，理論研究了該軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)與工作參數(shù)的最優(yōu)組合。最優(yōu)的一組參數(shù)為：ps=3MPa，dc=0.65mm，h0=0.025mm，hp/h0=2。

(4)以最優(yōu)的組合參數(shù)試制了軸承并搭建了試驗平臺，測量了不同轉(zhuǎn)速及供油壓力下油腔的壓力值。結(jié)果表明，軸承油腔壓力的試驗數(shù)據(jù)與計算值能較好地吻合。

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(編輯陳勇)

Structure Optimization Design of Hydrostatic-dynamic Journal Combined Finite Volume Method with Orthogonal Experimental Design Method

Meng Shuguang1Xiong Wanli1Wang Shaoli1Lü Lang1Zheng Lianggang2

1.National Engineering Research Center for High Efficiency Grinding,Hunan University,Changsha,410082 2.Hunan Haijie Spindle Technology Co., Ltd.,Changsha,410082

Due to the problem of operating performance optimization of hydrodynamic-static hybrid journal with orifice restrictor, based on the calculation model of parallel plate diffusion flow and the principles of flow conservation,a interpolation function of the boundary pressure for the micro control volume was derived.A method belonged to the finite volume method was proposed to calculate the characteristics for a kind of deep-shallow recess bearing,including load capacity,bearing stiffness,flow rate and temperature ascending relationship.The method was used to study bearing characteristics with different structure parameters and working parameters,such as supply pressure，spindle speed,oil inlet aperture,shallow depth and initial oil film thickness.Then,the optimization ranges of the above parameters were obtained. Under the preconditions of satisfying multi-objective optimization,the optimal combination of the structural parameters and operating parameters of the bearing was deduced, using a orthogonal experimental design method which named four factors three levels.The deep-shallow bearings with orifice restrictors were trial by the optimal parameters, and an experimental platform was established. The pressure values of oil cavity were measured with different rotational speed and supplying pressure. The results show that the trend of experimental data and numerical simulation results for spindle speed are consistent, and the error is within 11%. The reliability of the structure optimization design method for the deep-shallow bearings with orifice restrictors is verified, which combines the finite volume method with orthogonal experimental method.

finite volume method;orthogonal experimental design method;orifice restrictor;deep-shallow hydrodynamic-static hybrid journal bearing;load characteristics;structure optimization design

2015-04-08

國家自然科學基金資助項目(51275163)；湖南省自然科學杰出青年基金資助項目(12JJ1006)

TH133.31

10.3969/j.issn.1004-132X.2016.09.016

孟曙光，男，1983年生。湖南大學機械與運載工程學院博士研究生。主要研究方向為液體靜壓軸承技術(shù)及轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動力學。熊萬里(通信作者)，男，1971年生。湖南大學機械與運載工程學院教授、博士研究生導師。王少力，男，1981年生。湖南大學機械與運載工程學院博士研究生。呂浪，男，1979年生。湖南大學機械與運載工程學院講師。鄭良鋼，男，1987年生。湖南海捷主軸科技有限公司工程師。