高速精密電主軸靜壓滑動軸承設計及性能分析

陸瑞陽

（江蘇飛虎針業有限公司，啟東 226233）

高端裝備制造業在國民經濟中占據著重要位置，而軸承作為機械生產的關鍵結構，其性能直接關系企業生產運行的穩定性。目前，市面上常見的電主軸采用液體滑動軸承進行支撐，與傳統軸承結構相比具有更強的承載力與運行穩定性，市場前景廣闊[1]。因此，為了進一步拓展電主軸靜壓滑動軸承的市場占有率，需要不斷改進軸承設計方案。

1 電主軸靜壓滑動軸承設計分析

1.1 需求分析

在本次高速精密電主軸靜壓滑動軸承設計中，基于智能與自動化生產要求提出一種軸承結構設計方案，目的是在保證電主軸靜壓滑動軸承性能要求的同時支持批量生產[2]。為此，提出一種液體靜壓滑動軸承模式。該軸承的最大轉速為8 000 r·min-1，徑向支撐剛度應不小于2.0×107N·m-1，最大功率為15 kW。

1.2 設計方案

從功能上來看，靜壓軸承可通過專用裝置將潤滑油運送至靜壓腔，最終在物理作用下形成覆蓋良好的油膜。軸承運行期間，通過油腔之間的壓力差即可形成靜脈承載力。該承載力能夠托起主軸，減少構件之間的接觸，從而達到潤滑的目的。在靜壓軸承設計階段，在內圓表面增設4 個油腔，且每個油腔周圍均設置回油槽。與傳統結構相比，靜壓軸承系統具有相對獨立的特性，啟動后可以通過不同節流器向軸承的油腔中提供高壓油，具體結構如圖1 所示，軸承的關鍵參數如表1 所示。

表1 靜壓軸承的設計參數

圖1 靜壓軸承結構及供油系統

2 軸承支撐剛度模型仿真

2.1 建模思路

在建模過程中，采用SolidWorks 軟件繪制靜壓軸承的實體模型。在軸承模型設計中，除了主要部件的建模，還應注意節流器、濾油器、蓄能器以及溢流閥等部件的設計。該模型可以真實反映軸承投入運行中的工況變化情況，如支撐剛度變化對靜壓軸承運行穩定度的影響。電機轉子、編碼器鎖緊套、前后軸承鎖緊套與軸芯為過盈配合，在模型設計中應考慮這些裝置對靜壓軸承性能的影響，需要對其進行一體化管理。以該軸承的油膜結構為例，其整體仿真架構如圖2所示。

圖2 油膜結構的仿真

2.2 模型的網格劃分方案

對靜壓軸承的模型進行網格劃分，可以判斷單一節點因素對軸承性能的影響，為優化軸承參數提供翔實資料。因此，在本次研究中將采用Solid45 三維實體單元劃分網格，用X、Y、Z軸顯示單元坐標的變化情況，并在模型上設定1 ～6 個面實現面荷載的定義。根據表1 中靜壓軸承的相關參數要求，設定材料的泊松比為0.3，彈性模量為198 GPa。

考慮軸承支承彈性特征的相關要求，在網格劃分中將通過軸承簡化為周向均勻分布的4 個彈簧-阻尼單元。在彈簧-阻尼單元中，可以在一維、二維、三維空間上應用軸向或者扭轉性能，并提供X、Y、Z這3 個方向的軸向運動量，確保軸承能夠適應不同工況的使用要求[3]。

在模型數據處理中，可以通過Block Lanczos 法獲得軸承的振型圖，設定電主軸諧響應單元軸節點的自由度全部為約束狀態，最終在該模型上共劃分出5 843 個節點，單元數量為25 169 個。

2.3 軸承優化參數調整方案

在軸承優化參數調整中，將分析不同剛度與載荷條件下裝置的運行情況。根據模型的現場仿真測試結果可以發現，在剛度相對穩定的情況下，整個靜壓軸承的載荷變化范圍被控制在102.9 ～685.2 N。在保證靜壓軸承載荷穩定變化的情況下，軸承支撐的實際剛度為3.75×107～9.68×107N·m-1，滿足靜壓軸承設計的性能要求。在保證其他輸入條件不變的情況下，軸承支撐剛度與荷載變化之間存在正相關，即隨著剛度的增加，模型的載荷會不斷提升。

為了更全面地判斷不同設計元素與靜壓軸承性能之間的相關性，在本次研究中將綜合其他關鍵指標展開分析。首先，根據模型仿真結果判斷封油面寬度與靜壓軸承剛度的相關性。模型仿真結果顯示，隨著封油面寬度增加，軸承的剛度水平也會有所提高，二者呈正相關[4]。當封油面寬度約為15 mm 時，靜壓軸承的剛度值約為9.0×107N·m-1；當封油面的寬度達到24 mm 時，其剛度值提升至15.4×107N·m-1。可見，適當增加封油面寬度能夠提升軸承剛度。為了保證構件剛度，可將封油面寬度設定為23 mm 左右。其次，模型仿真結果證實，回油槽寬度對軸承寬度的影響并不明顯。當回油槽的寬度為12 mm 時，軸承剛度值約為10.06×107N·m-1；當回油槽的寬度提升至20 mm 時，軸承的剛度提升至10.10×107N·m-1，剛度變化不大，因此在結構設計中可將回油槽寬度控制在12 mm 左右。最后，模型相關數據顯示：當構件節流比為1.2%時，靜壓軸承的剛度值約為10.21×107N·m-1；當節流比提升至2.0%時，靜壓軸承的剛度提升至10.23×107N·m-1，節流比變化與靜壓軸承剛度之間無明顯關系，因此建議將節流比控制在1.2%。

2.4 電主軸諧響應評價

在機械設備運行期間，由于受到磨削等外力作用影響，會導致電主軸承受周期性的磁振力。當磁振力保持相對穩定的運動頻率時，將會造成電主軸共振，不僅影響構件的加工精度，嚴重的情況下還會導致刀具甚至機床遭受巨大損害[5]。為避免上述問題發生，在高速精密電主軸靜壓滑動軸承設計中，應通過諧響應等措施保證構件正常運行。在諧響應分析中，采用的計算公式為

式中：P(t)為激振力；p為激振力的振幅；ω為強制頻率范圍；φ為相位角。

在利用式（1）進行數據計算時，應確保諧響應能夠適應某種阻尼性質，避免共振處的響應被無限放大。

分析響應評價結果發現，隨著激振力的增加，軸承前端徑向響應位移量明顯增加，動剛度明顯下降。當激振力的運動頻率不小于280 Hz 時，主軸前端的徑向響應位移急劇下降，主軸的動剛度回升。可以認為，軸承發生共振的頻率約為280 Hz。在運行期間，只要將工作頻率控制在270 Hz 以下，即可有效避免靜壓軸承的共振問題。

3 現場測試評估

3.1 試驗過程

為確保高速精密電主軸靜壓滑動軸承優化設計方案的應用性能，應完善現場測試評估環節，根據設計方案完成試制，并采用電主軸靜壓軸承剛度試驗測試系統檢驗其剛度。該測試系統的主體結構主要包含水平加載裝置、垂直加載裝置、電感測微儀、驅動電機、試驗軸承、標準軸以及聯軸器7 個部分。在試驗開展期間，技術人員利用液壓站將潤滑油的壓強控制在5 MPa，試驗轉速設置為5 000 r·min-1，并借助彈簧秤分別在豎直與水平方向上對試驗軸承加載7 次100 N的荷載，將實際承受載荷控制在100 ～700 N。同時，準確測量軸承在X方向與Y方向產生的位移變化量，完成靜壓軸承剛度的試驗測試[6]。

3.2 測試結果

結合高速精密電主軸靜壓滑動軸承設計的靜剛度值，現場評估測試結果發現，在豎直方向上，隨著壓力從100 N 加載到700 N，靜壓軸承的位移變化量逐漸減小。在該加載區間內，靜壓軸承豎直剛度整體為2.5×107～2.3×108N·m-1，與高速精密電主軸靜壓滑動軸承的設計要求相符。同時，在靜壓軸承水平方向的測試中，在壓力從100 N 逐漸加載至700 N 的過程中，水平方向上的靜壓軸承位移變化量不斷減小，水平剛度不斷增大，而且整體剛度處于3.1×107～2.5×108N·m-1，同樣符合高速精密電主軸靜壓滑動軸承的設計要求[7]。

4 結語

現場測試評估可知，提出的高速精密電主軸靜壓滑動軸承設計方案科學合理。根據相關測試結果可以發現，無論是在水平方向還是垂直方向，在壓力不斷加載的過程中，軸承的剛度均能夠滿足高速精密電主軸靜壓滑動軸承的設計要求，證明其性能良好，值得推廣應用。