環(huán)形油腔靜壓軸承流場及承載性能分析

羅 靜，張高峰，李益輝，何 楊

（1.張家界航空工業(yè)職業(yè)技術學院，湖南 張家界 427000；2.湘潭大學機械工程學院，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)點應用在各機械部件中。靜壓軸承內(nèi)部流場分析及承載能力特性計算一直是研究的重點，國內(nèi)外學者對此做了大量的研究工作。文獻[1]對靜壓止推軸承油腔深度進行了研究，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[2]對重型止推軸承溫度場進行了研究，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[3]對毛細管節(jié)流下圓形、矩形和環(huán)形3種油腔的承載特性進行了研究，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[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，粘度變化會帶來壓力的降低，使支撐的承載能力下降。文獻[5]用fluent軟件對靜壓軸承進行了狀態(tài)流場仿真，得出不同油腔流場壓力分布。文獻[6]基于christen 隨機性理論，分析了表面粗糙度對靜壓推力軸承動剛度和阻尼性能的影響，總結出圓周方向的粗糙度使動剛度阻尼有所提高，而徑向的粗糙度對動剛度和阻尼的影響正好相反的結論。

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)在相對運動幅之間形成高壓油膜，從而防止動-靜幅之間產(chǎn)生接觸摩擦的滑動軸承。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進入，在推力盤與靜壓油缸之間內(nèi)外兩側間隙流出，靜壓油缸內(nèi)外兩側設計了封油邊。對于一定尺寸的環(huán)形油腔靜壓軸承，當靜壓油缸封油邊尺寸越大時，承載油膜不容易從兩側泄漏，但中間區(qū)域的承載油膜面積就相對減小；當封油邊尺寸越小時，承載油膜容易從兩側泄漏，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，靜壓油缸靜止不動，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)形油腔靜壓軸承結構參數(shù)，如表1所示。

表1 軸承結構參數(shù)Tab.1 Bearing Structural Parameters

3 靜壓軸承環(huán)形油墊理論計算

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，均為環(huán)狀。油從油腔沿徑向向內(nèi)外兩側同時流出。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—液壓油動力粘度；h—油膜厚度

4 靜壓軸承流體仿真計算

4.1 物理模型及網(wǎng)格劃分

靜壓軸承設計為環(huán)形油腔止推軸承，其進油口為三個進油口，呈對稱均勻分布。三個進油口在運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，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體模型是用SolidWorks 生成，再調(diào)入fluent前處理器gambit進行網(wǎng)格劃分，采用非結構化混合網(wǎng)格以適應靜壓軸承復雜結構的分析。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 基本設置條件

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

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

5 計算結果及分析

5.1 靜壓軸承仿真計算結果

經(jīng)計算，雷諾數(shù)Re＜2300，滿足層流條件，在仿真時潤滑油的流動模式選擇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，適當?shù)恼{(diào)節(jié)松弛因子，初始化后進行迭代計算，直至收斂。

迭代計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)承擔了軸承的主要載荷。油膜徑向壓力分布從高壓油腔向兩側出油邊逐漸減小，直到出油側，液壓油壓力得到釋放。

5.2 仿真與理論計算對比

選取不同油膜厚度情況時，對環(huán)形靜壓軸承進行理論與仿真計算，計算結果，如表2所示。

表2 理論與仿真計算結果Tab.2 Theory and Simulation Results

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

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

表3 主軸旋轉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時計算結果與旋轉時計算結果對比，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，承載性能在靜止時為809.46kN，與旋轉時（804.25kN）計算結果基本相同，可以得知，在大載荷下，主軸旋轉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。當環(huán)形油腔寬度越大時，封油邊的尺寸越小，壓力油越容易從兩側流走。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。當油膜厚度為0.1mm時，軸承承載能力隨著油腔寬度的增大而減小；當油膜厚相對較大時，承載性能基本不受油腔寬度的影響。這說明，在設計環(huán)形油腔靜壓軸承過程中，當工作載荷較大時，需適當增大封油邊尺寸，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，油膜厚度也相應的增加，兩者基本成線性關系。所以，在實際軸承設計中，為了克服軸承零件的制造公差與裝配誤差對實際油膜厚度的影響，在設計供油量時需要根據(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 結論

結合對環(huán)型油腔的理論計算與仿真分析，得出以下結論：

（1）fluent仿真計算與理論計算結果基本吻合，為靜壓軸承優(yōu)化設計提供了仿真計算依據(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，基本不受主軸旋轉狀態(tài)、油腔深度與油腔寬度的影響。

（3）油膜厚度較小時，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，承載能力基本不受油腔寬度的影響。

（4）載荷一定時，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際油膜厚度的影響，在實際靜壓軸承使用中，應供給足夠的潤滑油流量，抵消實際偏差對油膜厚度的影響。