气体静压轴承范文

气体静压轴承范文（精选4篇）

气体静压轴承 第1篇

关键词：气体静压轴承,CFX,压力场,速度场

0 引言

在工程中,气体静压轴承的设计多采用图表法或解析法,这两种方法计算繁琐,对试验和经验的依赖性大,设计周期长,导致成本较高。近年来,随着计算流体动力学(CFD)软件的广泛应用,利用CFD求解各种流体模型越来越普遍。用CFD软件做流体分析不需要编程计算,只要输入合理的边界条件,计算机便能自动求解,从而节约了大量设计时间,大大提高了工作效率[1],使产品或工程设计对试验和经验的依赖性大大减小,且它自带的后处理模块可以使研究对象的压力、速度场等的分布清晰直观地展现出来,是一种比较理想的分析设计手段。

本文应用唯一包含基于有限元的有限体积算法的计算流体动力学软件CFX(Computational Fluid X),对固定孔节流静压径向气体轴承间隙内部流体(即气膜)的流动进行数值计算,获得了气膜压力、速度分布详图,研究了偏心率对气体静压轴承流量和承载力的影响。

1 有限元模型的建立

1.1 气体静压轴承模型的建立

本文以固定孔节流静压径向气体轴承为研究对象,结构示意图见图1,具体尺寸见表1。采用通用的三维造型软件SolidWorks建立轴瓦和轴颈之间气体区域的三维模型,导入GAMBIT中进行网格划分。三维模型导入GAMBIT后,GAMBIT会自动在xz平面与模型的交接处生成线。为了保证网格的质量,节流孔中心应避免位于y为零的位置。

1.2 网格的划分

由于径向滑动轴承气膜厚度非常小,偏心率ε为0.5时,最小气膜厚度只有11.25μm,与半径和长度相比均为极小量,易造成网格扭曲率大和最小体积为负的情况,从而降低网格质量,进而影响计算。气膜是数值模拟的重点。为了保证网格质量,网格划分采用分区域结构化与非结构化网格相结合的方式,把整个气膜分为8个区域,分别对这8个区域的周向、径向、轴向位置设置不同数量的节点,再依次进行面、体网格的划分[2]。综合考虑网格质量以及计算机的内存分配,本文的研究对象网格总数量为301 836个,最大扭曲率为0.6,占总网格的0.17%。静压轴承网格划分图如图2所示。

1.3 模型假设与边界条件的确定

轴承间隙的气体流动非常复杂,在模拟过程中作如下假设:①轴承内部流场中的气体为牛顿流体,动力黏度μ为常数;②轴承间隙内的流动是层流;③间隙厚度方向的速度可以忽略,即间隙厚度方向压力一定;④气膜的质量忽略不计;⑤气流在轴颈和轴瓦表面不存在相对滑动,忽略气体与轴的摩擦[3]。

CFX中边界条件设置如下:进气口为16个节流孔端面(为保持图片清晰,图2中指引线只标出2个节流孔端面),采用总压入口,压力值ps=0.59MPa;出气口为轴向两个端面,静压值pa为一个标准大气压。其他部分皆为固体壁面。具体设置如图2所示。

对流模式选择高解析解对流模式(high resolution advection scheme),时间按步长设置为自动时间步长,并根据监测变量的变化实时调整。设定连续方程、动量方程的收敛精度为10-6。设定物理模型为层流,气体为CFX材料库里的理想空气。

2 结果及分析

2.1 气膜压力场分布

当轴上无载荷且忽略轴的重力时,轴与轴承的中心重合,气膜区是一个等厚度的薄壁圆筒,平均厚度为h0;当轴受到某一方向的外载荷时,轴将沿载荷方向偏离中心位置,偏心量为e,从而引起气膜厚度的变化,气膜压力场也随之变化。为研究轴承压力场随偏心率的变化情况,本文设定外载荷方向沿-y方向,按照偏心率ε=e/h0分别计算出偏心率为0、0.2、0.4、0.5时气膜的具体尺寸,然后重新建模、划分网格并进行流体动力学分析,得到不同偏心率下的气膜压力分布,如图3所示。由于篇幅限制,图3未列出偏心率为0.4时的分析结果。为了分析压力沿轴向的变化情况,在CFX后处理中沿z轴方向建立过节流孔中心的polyline线ab,再通过导出功能,把线上各节点处的压力值导出并整理,得到不同偏心率下的压力分布曲线,偏心率为零时的轴向压力分布曲线见图4。

从图3可知,偏心率ε为0时,气膜的厚度均匀,节流孔处压力最大,整个气膜上的压力分布呈几何对称分布;由图4可知,双排供气孔中间的压力基本不变,从气体入口到轴承两端,压力逐渐降到环境压力。随着偏心率ε逐渐增大(即外载荷逐渐增大),气膜上的压力分布也随之变化,气膜下边区域压力值逐渐增大,气膜上边区域压力值逐渐变小。这与实际情况吻合,因为随着偏心率的增大,气膜下边区域的厚度越来越小,上边区域的厚度越来越大,而气膜压力会随气膜厚度的减小而增大。

2.2 气膜速度场分布

同理,为了分析气体速度沿周向的变化情况,在CFX后处理中建立过节流孔中心的polyline线cd,得到不同偏心率下的速度分布曲线,如图5所示。

由图5可知,每个节流孔附近出现了两个速度峰值,这是节流孔处的几何突变造成的;节流孔之间区域的速度约为15m/s,说明轴承间隙存在气体的周向流动。偏心率ε为0时,上半圆与下半圆的速度峰值基本相同,随着偏心率的增大,速度峰值越来越大,且上下半圆间的速度差值也越来越大。这是因为随着偏心率的增大,下半圆的气膜厚度减小,产生的流体阻抗增大,从而导致下半圆的流量减小,速度减小。与此相反,上半圆的流量增大,速度增大。

为了分析速度沿轴向的变化情况,把线ab上各节点处的速度导出并整理,得到不同偏心率下的速度分布曲线,偏心率为零时的速度分布曲线如图6所示。

由图6可知,由节流孔至轴承端面出口,流速逐渐增大;由节流孔至轴承中心,流速逐渐减小趋于零,与模型在轴向上对称、两节流孔间压力基本相等的假设相吻合。由图5可知,气膜内最大速度出现在偏心率为0.5时的上半圆,其值约为420m/s,根据雷诺系数的定义$Re=\frac{\rho vl}{\mu }$可知,当空气在气膜中流动时,发生紊流流动时的临界速度$v=\frac{\mu Re}{\rho l}=793\text{m}/\text{s}$(其中,Re=2300,μ=1.831×10-5N·s/m2,ρ=1.18kg/m3,l=0.045×10-3m)。由此可知,轴承间隙中的实际流动为层流[4]。

2.3 偏心率与轴承流量、承载力的关系

图7所示为轴承出口流量与偏心率关系曲线,从图7可以清楚地看到,对于同一参数的固定孔节流静压径向气体轴承,偏心率越大则间隙越小,空气流量越小,并且随着偏心率的增大,流量呈现出非线性减小趋势。根据文献[5]中气体轴承设计相关理论计算得出,本文研究的气体轴承在偏心率为0.4时的流量为8.28×10-4kg/s,承载力为228N。对比本文CFX计算结果,可知两者结果相差分别为6.9%、8.3%,从而验证了利用CFX对气体静压轴承进行研究的可行性。

在CFX仿真计算时,将轴承的内表面定义为静止的壁面,然后利用CFX软件中的积分指令,对轴承内表面的压力进行积分,得到轴承在不同偏心率时轴承的承载力,如图8所示。

由图8可知,随着偏心率的增大,轴承的承载力也逐渐增大,但增大的规律不呈线性关系。当偏心率较小(0.1～0.4)时,承载力随着偏心率的增大而增大得比较明显;当偏心率大于0.4时,即轴颈与轴瓦将要处于接触状态时,承载力增大趋势变缓。

3 结论

(1)随着偏心率ε的增大,气膜上的压力分布不再对称,薄的区域气膜压力值逐渐增大,厚的区域气膜压力值逐渐变小,气膜区域速度峰值越来越大,且速度差值也越来越大。

(2)随着偏心率的增大,承载力呈非线性增大趋势,流量呈非线性减小趋势。

参考文献

[1]Renn J C,Hsiao C H.Experimental and CFD Studyon the Mass Flow-rate Characteristic of Gas Through Orifice-type Restrictor in AerostaticBearings[J].Tribology International,2004,37(2):309-315.

[2]马涛,戴惠良,刘思仁.基于FLUENT的液体动静压轴承数值模拟[J].东华大学学报(自然科学版),2010,36(3):279-282.

[3]孙昂,马文琦,王祖温.高压下环面节流静压气体轴承适用的润滑方程探讨[J].中国机械工程,2008,19(17):2090-2094.

[4]杨文勇,马平.空气静压轴承静刚度有限元非线性分析[J].润滑与密封,2000,11(6):707-712.

气体静压轴承 第2篇

多孔质气体静压轴承因其具有高承载、高刚度及高阻尼的特性而受到国内外学者和工程技术人员的广泛关注,在精密超精密工程、微细工程、空间技术、电子精密仪器及医疗器械等领域具有广阔的应用前景[1,2]。在过去10年中,对多孔质节流形式的研究主要集中于基于有限元法的全多孔质气体静压轴承数值计算方法与实验方面[3,4,5,6,7,8],而在局部多孔质气体静压轴承研究方面尽管取得了一定的成果[9,10],但是仍然处在实验研究阶段。

目前对多孔质气体静压轴承的理论研究表明,多孔介质内的气体流动和轴承气膜间隙内的气体流动是耦合的,而且气体在多孔介质中流动和在轴承表面流动的边界条件十分复杂。因此,理论分析的重点是提出多孔材料中合适的简化模型和界面上的边界条件,并根据其修正轴承间隙内流动的雷诺方程,从而联合求解方程组。另一方面,多孔介质材料的制备工艺、加工工艺技术以及相关的检测方法都存在一定的局限性[11,12],特别是低渗透系数的多孔介质材料难以获得,大多数实验研究采用的多孔介质材料的黏性渗透系数为10-14～10-12m2,而涉及更低黏性渗透系数的全多孔质气体静压轴承静特性研究的文献较少。

由于多孔质气体静压轴承多用于超精密机床和精密测量仪器的主轴上,这对多孔质气体静压轴承的承载力和静态刚度提出了一定的要求。本文采用基于有限体积法的软件Fluent对多孔质气体静压止推轴承进行三维流场的数值模拟计算,着重分析多孔介质的黏性渗透系数、节流器的结构参数以及供气压力等因素对全多孔质气体静压轴承静特性的影响关系,探索提高轴承刚度的技术途径。采用冷等静压技术制备的各向同性多孔石墨作为全多孔质气体静压止推轴承的材料(黏性渗透系数为10-15～10-14m2),构建实验测试平台,测量计算得到多孔石墨材料的渗透系数,进行全多孔质气体静压止推轴承静态性能的测试实验,并把实验结果与数值仿真的结果进行比较分析。

1 数学模型的建立

本文对稳定状态下的全多孔质气体静压止推轴承进行理论分析。气体静压止推轴承结构示意图如图1所示。

在流体润滑中,最重要的特点是流体润滑剂层的厚度特别小(一般为几微米到20μm),与流场其他方向的特征尺寸相比要小好几个量级。从这个事实出发,流体力学的基本方程都可以大大简化。多孔质气体静压轴承的理论基础是等温条件下的压力分布方程,该方程是建立在下列7个假设的前提下:①润滑气体为理想气体,满足理想气体方程;②气体在气膜间隙内的流动为层流,不存在涡流和湍流;③气体在多孔介质内部的黏性流动起主导作用,可以用Dacry定律来表征;④多孔介质为各向同性材料,即同一多孔介质平板各个方向的黏性渗透系数相同;⑤与气膜间隙的厚度相比,支承表面的曲率半径很大,因而可以忽略由表面曲率引起的速度方向的变化;⑥多孔质气体静压轴承处于稳定状态;⑦润滑剂为牛顿流体。

考虑气体在多孔质内的三维流动,根据Darcy定律,气体在多孔介质内三个方向的流动速度可分别表示为[5]

式中,p′为多孔质内气体压力;ψr、ψθ、ψz为多孔介质圆柱坐标系中各坐标方向的黏性渗透系数(由于采用的多孔质石墨是各向同性材料,即有ψ=ψr=ψθ=ψz);η为动力黏度。

气体润滑的主要特征表现为气体的可压缩性[13],可压缩气体的质量守恒方程为

$\frac{1}{r}\frac{\partial (r\rho u)}{\partial r}+\frac{1}{r}\frac{\partial (\rho v)}{\partial \theta }+\frac{\partial (\rho w)}{\partial z}=0(4)$

理想气体状态方程为

$p^{\prime }V=nR{\rm T}=\frac{m}{{\rm M}}R{\rm T}(5)$

式中,V为气体体积;R为理想气体常数;m为气体质量;M为气体分子量;T为绝对温度。

联立式(1)～式(5)并利用变化式p′(∂p′/∂r)=-∂p′2/(2∂r),得到气体在多孔介质内部的压力分布方程为

$\frac{1}{r}\frac{\partial }{\partial r}(r\frac{\partial p^{\prime }{}^2}{\partial r})+\frac{1}{r{}^2}\frac{\partial {}^2{p}^{\prime }{}^2}{\partial \theta {}^2}+\frac{\partial {}^2{p}^{\prime }{}^2}{\partial z{}^2}=0(6)$

由于多孔介质表面出口流速与气膜间隙内流速相耦合,故引入连续性边界条件。多孔介质与气体薄膜界面处存在速度滑移影响,用滑移流动因数ξ1表示[3]:

式中,h为平均气膜间隙(图1);α为与多孔介质材料有关的量纲一滑移系数。

气体气膜间隙内部压力分布方程为

$\begin{array}{l}\frac{1}{r}\frac{\partial }{\partial r}[rh{}^3(1+\xi {}_1)\frac{\partial p{}^2}{\partial r}]+\\ \frac{1}{r{}^2}\frac{\partial }{\partial \theta }[h{}^3(1+\xi {}_1)\frac{\partial p{}^2}{\partial \theta }]=12\psi (\frac{\partial p^{\prime }{}^2}{\partial z})|{}_{z=0}(8)\end{array}$

式中,p为气膜内流体的压力;H为多孔介质材料的厚度(图1)。

边界条件如下:①供气边界条件为0≤θ≤2π,z=-H时,p′=ps;②大气边界条件为0≤θ≤2π,r=D/2,0≤z≤h时,p=p0;③密封边界条件为0≤θ≤2π,r=R,-H≤z≤0时,dp′/dr=0;④连续性边界条件为0≤θ≤2π,z=0时,p′=p。

用承载力、静态刚度和体积流量来表征多孔质气体静压轴承的静态性能。首先利用式(6)、式(8)推导出薄膜内部压力的有限体积控制方程,再将整个气体流动区域离散为有限个控制体积单元,在每个控制体积单元上对控制方程进行积分,从而在控制体积节点上产生离散的方程,然后采用目前工程上应用最广泛的流场计算方法SIMPLE算法进行求解,得出轴承承载面的压力分布,并进一步计算出轴承的承载力W、静态刚度K和体积流量Q。

2 静态性能数值仿真结果及分析

设定工况环境参数如下:环境温度T=293K,环境大气压力p0=0.1MPa,气体动力黏度η=1.84×10-5Pa·s,气体常数R=288J/(kg·K)。在此前提下,分析气源供气压力、多孔介质的渗透系数、多孔介质厚度大小以及多孔质节流器工作面积大小等因素对多孔质气体静压止推轴承静态性能的影响。

(1)仅改变气腔供气压力ps的大小,计算其带来的载荷能力、静态刚度和气体消耗量的变化情况。设节流器工作面直径D=45mm,多孔介质厚度H=5mm,多孔介质的黏性渗透系数ψ=7.95×10-15m2,则数值模拟计算结果如图2所示。从图2中可以发现:同一气膜间隙下,随着供气压力的增大,轴承的流量也随之增大,使气膜间隙内的压力上升,止推轴承的承载能力也相应地随之增大;随着供气压力的增大,轴承的承载力变化趋势越明显,则轴承静态刚度也相应增大;当压力一定时,刚度随着气膜间隙的增大先增大后减小,而且在气膜间隙为3～7μm时出现一个最大刚度,这是由于轴承的承载力不是无限增大的,当气膜间隙内的压力均值接近气腔供气压力时达到最大极限值,承载力随气膜间隙的变化率是先增大后减小的,也就说明轴承的静态刚度必定存在一个最大值。上述计算结果表明:在保证气腔气体连续性较好的前提下,气腔供气压力增大,止推轴承的静态性能得到显著改善。

(2)仅改变多孔介质黏性渗透系数ψ的大小,计算其带来的载荷能力、静态刚度和气体消耗量的变化情况。设节流器工作面直径D=45mm,多孔介质厚度H=5mm,气腔供气压力ps=0.5MPa,则数值模拟计算结果如图3所示。从图3中可以发现:同一气膜间隙下,随着多孔介质渗透系数的增大即多孔介质的气体渗透性能增强,轴承的气体流量显著增大,使节流器气膜间隙内的压力快速上升,止推轴承的承载能力也随之增大,在气膜间隙较大时尤为明显;渗透系数一定时,ψ=7.95×10-15m2对应的刚度随着气膜间隙的增大先增大后显著减小,ψ=3.82×10-13m2和ψ=6.88×10-14m2对应的刚度随着气膜间隙的增大而减小,但是后者减小的幅度较平缓。这是由于随着气膜间隙越来越小,轴承承载力随之增大直至气膜间隙内平均气压接近供气气压而达到极限,但增大的幅度也会逐渐减小,因此每一种模型的轴承刚度必定都存在一个最大值区间,该区间所在的位置受很多因素的影响而不同,这个问题将在下一步工作中作深入探究。上述计算结果表明:在气膜工作间隙较小时,降低多孔介质的渗透系数,可以显著地改善轴承的静态刚度性能。

(3)仅改变多孔质材料厚度H的大小,计算其带来的载荷能力、静态刚度和气体消耗量的变化情况。设节流器工作面直径D=45mm,多孔介质的黏性渗透系数ψ=7.95×10-15m2,气腔供气压力ps=0.5MPa,则数值模拟计算结果如图4所示。从图4中可以发现:同一气膜间隙下,随着多孔介质厚度的减小,气体流经多孔介质的阻力相应减少,轴承的气体流量增大,使节流器气膜间隙内压力上升,止推轴承的承载能力随之增大;气膜间隙小于7μm,刚度随着多孔介质厚度的增大而增大,气膜间隙大于9μm,刚度随着多孔介质厚度的增大而减小,多孔介质厚度一定时,刚度随着气膜间隙的增大先增大后减小,但轴承的最佳刚度对应的工作间隙区间随着多孔介质厚度的增大而减小。上述计算结果表明:在气膜间隙较小时,适当地增大多孔介质的厚度可以改善轴承的静态刚度性能,在气膜间隙较大时,适当地减小多孔介质的厚度可以改善轴承的静态刚度性能。

(4)仅改变多孔质气体静压轴承的节流器工作面直径D的大小,计算其带来的载荷能力、静态刚度和气体消耗量的变化情况。设多孔介质的黏性渗透系数ψ=7.95×10-15m2,气腔供气压力ps=0.5MPa,多孔介质厚度H=10mm,则数值模拟计算结果如图5所示。从图5中可以发现:同一气膜间隙下,止推轴承的承载能力随着节流器工作面积的减小而减小,节流器工作面积一定时,承载力随着气膜间隙的增大而减小;同一气膜间隙下,刚度随着节流器工作面积的增大而增大,节流器工作面积一定时,刚度随着气膜间隙的增大而减小,但最佳刚度对应的工作间隙随着气源供气压力的增大基本没有变化,分布在气膜间隙为2～6μm的区间内;同一气膜间隙下,止推轴承的气体消耗量随着多孔质节流器工作面积的减小而增大,节流器工作面积一定时,气体消耗量随着气膜间隙的增大而增大。上述计算结果表明:在保证加工精度满足要求的前提下,多孔介质直径增大,止推轴承的静态性能得到显著改善。

3 实验研究

3.1 实验装置

多孔质气体静压止推轴承静态性能测试主要是测量气体静压止推轴承在不同气膜厚度下的承载力、气膜间隙内的压力分布等静态性能指标,进而计算出轴承的刚度。实验系统结构示意图如图6a所示,该系统主要由空气过滤柜、气体静压止推节流器(图6b)、加载板、砝码、导杆、电感位移传感器(分辨率为0.01μm)、流量计(SMC—PF2A510)以及若干气管等组成。气柜提供清洁可调压力的高压气体,高压气体经节流器节流小孔流出,使加载板和砝码均匀浮起;流量计实时监测进气流量的变化情况,进而判断轴承是否达稳定状态;电感位移传感器监测通气和停气两种状态下加载板的浮起量,得到一定载荷下的气膜间隙;通过增加(或减少)加载板上的砝码实现加载(或卸载),而测量不同间隙下的承载力就可计算出轴承的刚度。

3.2 实验结果及分析

实验中所使用的石墨圆盘止推气体静压轴承的参数及环境条件如下:止推轴承工作面直径D=45mm,多孔石墨厚度H=10mm,环境大气压力p0=0.1MPa,环境温度T=293K,供气压力ps=0.6MPa,气体动力黏度η=1.84×10-5Pa·s,气体常数R=288J/(kg·K)。

3.2.1 多孔石墨渗透系数的测试结果

在空载的情况下,实验测得不同供气压力下通过多孔质石墨的气体体积流量,如表1所示。

计算多孔质石墨渗透系数的公式[14]:

式中,n为读取的供气压力的个数;A为多孔材料沿气体流动方向上的横截面积,m2;Q为流体通过多孔材料横截面积的体积流量,m3/s。

把表1中实验测量数据代入式(9),得该多孔质石墨材料的黏性渗透系数ψ=7.95×10-15m2。

3.2.2 多孔质气体静压轴承静态性能的测试结果及分析

图7所示为通过数值计算和实验测量两种方式得到的承载值、刚度值、体积流量进行对比情况。由于在气膜间隙小于2μm时的计算结果不收敛,因此没有给出该区间的计算结果。从图7中可以看出:①随着气膜间隙的减小,气膜间隙内的压力均值越来越大且逐步接近气腔供气压力,止推轴承承载能力随之增大,但增长的幅度越来越小;②随着气膜间隙的减小,轴承静态刚度先逐渐增大,在气膜间隙为3～5μm时轴承的刚度可达70N/μm,但随着轴承的承载力越来越接近最大极限值,所以静态刚度必定会在达到最大值后逐渐减小;③体积流量随着气膜间隙增大而增大,但是增长的幅度越来越趋于平缓。从图7还可以看出,在小气膜间隙所测量到的承载力比计算得到的偏小,造成这种现象的主要原因是:①数值模拟的模型设定工作面为理想平面,而由于加工水平的限制,实际加工工件粗糙度Ra为0.4μm,平面度为2μm,即在没有供气的时候就已经存在一定的间隙,导致了实验测定的气膜间隙值要比真实的气膜间隙要小,以及在气膜间隙较小时的测试结果不稳定;②数值模拟计算采用了简化的物理模型,计算精度也存在一定的偏差。对比表明,数值计算结果与实验结果的基本趋势是一致的,实验测量结果与数值仿真结果的误差小于10%,这也证明了数值模拟方法结果有一定的可信度。

4 结论

(1)应用Fluent软件对全多孔质气体静压止推轴承进行了三维流场的模拟计算,计算结果稳定性高、一致性好。从数值仿真的结果可以得出:在工况一定的情况下,为了获得良好的刚度特性,首先要选择渗透系数足够低的多孔质材料,再确定合适尺寸结构的多孔介质节流器,在设计制造轴承时使轴承工作气膜间隙接近最佳刚度对应的气膜间隙区间,最后在工作运行时在供气连续性较好的前提下供气压力尽可能取较大的值。

(2)在自行研制的多孔质气体静压轴承实验平台上,测试本文所选择的石墨材料的渗透系数,并对多孔质石墨气体静压轴承静态性能进行测试。结果表明,当多孔介质的黏性渗透系数为7.95×10-15m2、厚度为10mm、节流器工作面直径为45mm,且在工作气膜间隙3～5μm时,全多孔质气体静压止推轴承的静态刚度可达70N/μm。为更好地实现全多孔质气体静压轴承的应用,下一步工作研究的重点应选择在轴承动态性能分析方面。

(3)数值计算结果和实验测量结果吻合较好,说明数值计算的结果具有一定的可信度。

摘要：应用基于有限体积法的Fluent软件进行数值仿真实验,分析了多孔介质的渗透系数、厚度、直径以及气源的供气压力等因素对全多孔质气体静压轴承静态性能的影响,得出相应的关系曲线。自行设计了实验平台,实测获得了多孔质石墨气体静压止推轴承的载荷、刚度、流量等静态特性曲线。数值计算结果与实验结果具有很好的一致性,验证了该数值计算方法的可行性。结果还表明,当多孔介质渗透系数为7.95×10-15 m2,厚度为10mm,直径为45mm,且气膜间隙为3～5μm时,全多孔质石墨气体静压止推轴承静态刚度超过70N/μm。

大直径静压轴承注胶成型 第3篇

大型卧式车床主轴运行中由于受到重切削所带来的径向力影响, 常采用大型静压式轴承, 尺寸一般在Φ500mm×500mm以上。静压主轴结构示意图见图1。

静压轴承制造质量的高低将直接影响轴承的静压效果, 传统的静压轴承多采用青黄铜或锌铝合金制造。由于涉及到多部件组合装配, 如何保证主轴前后静压轴承间隙的均匀性, 是整个机加工与装配的重要问题。

二、大型主轴静压轴承加工及装配问题

(1) 一般静压轴承内径尺寸是在主轴轴承位直径加工好后再进行配合加工, 因此, 加工公差等级要求严格, 特别是大型轴类与轴承的配合, 一般机床加工精度往往不能满足要求。

(2) 组装部件多, 影响精度因素多。卧车静压轴承部件包括前后轴承座 (上、下半瓦式轴承座) 、前后静压轴承及主轴, 任何一个部件都会影响最后的装配精度, 其因素可达数十项之多。

(3) 静压对相对滑动面接触间隙要求严格。液体静压导轨应保持两个相对运行的导轨面处于纯液体摩擦状态, 同时保证导轨有良好的运行精度、足够的油膜刚度以及较小的油泵功率消耗。根据经验公式Δ≤ (0.3～0.5) h0分析, 式中Δ为移动导轨面的几何精度总误差 (包括平面度、挠曲度、平行度、同轴度等) , 单位mm, h0为导轨的油膜厚度, 单位mm。导轨间油膜厚度不宜过大, 以免造成移动件运行速度不稳、漂移和爬行等现象, 油膜的厚度也不宜过小, 以免造成导轨面相互接触发生研伤, 一般将其控制在0.03～0.06mm。如果采用机加工方式, 即便是精加工, 由于受到轴承座内圆、轴承内外圆及组合件的多项公差因素影响, 装配后静压轴承与主轴的接触均匀性及同轴度, 要达到规定要求实际上是很难的, 在对轴承反复进行配刮后, 其静压效果也不易达到最佳。同轴度的误差将导致静压轴承与主轴间隙的不均匀, 从而导致静压的不均匀性, 一旦失去静压效果, 形成主轴与轴承导轨副的边界摩擦, 进而造成轴承内圈磨损和擦伤。

(4) 因精度要求静压轴承制造需要经过粗加工、精加工、固定导轨板、精磨等多道工序, 最后还需要反复刮研, 造成加工与装配时间长, 生产效率低。

(5) 黄铜本身价格高, 加之大量的加工工时, 大型静压轴承制造成本较高。

三、大直径静压轴承注胶成型

采用成型精度合格的主轴与粗加工的套筒配合后, 利用注胶成型法使套筒内形成与主轴配合非常理想的减摩涂层, 使多部件的加工及组合变得简单。多部件组合安装后, 轴承与主轴的间隙通过灌胶过程达到全接触, 胶层固化后通过主轴的位移, 达到轴承与主轴的等量间隙, 形成理想的静压效果。在一台C1680卧式车床上进行了实践, 总结出施工特点如下。

(1) 静压轴承与主轴可同时进行加工, 且静压轴承内孔的加工对机床精度要求不高 (图2) 。

(2) 由于上下静压轴承分别固定安装在上下轴承座上, 只要保证固定位置不变, 则可以消除轴承外径与轴承座配合精度差, 对于轴承内径与主轴配合要求不高, 其不规则的间隙完全可以用注胶来填充, 在外径固持下, 内孔要与主轴保持同轴度, 仅靠机加工来保证, 难度较大。

采用上下静压轴承与轴承座固定后穿入主轴, 在轴承与轴形成的间隙中注入减摩涂层, 待涂层固化后成型 (图3) , 此时, 上下静压轴承与主轴同轴度的配合达到无间隙状态, 轴承内圆与主轴同轴度达到零配合。由于主轴与静压轴承导轨副采用100∶1斜度配合, 控制主轴提升距离, 就很容易确定出主轴与静压轴承的间隙, 将传统方法中影响轴套配合精度的几十项因素一并消除, 这是采用减摩涂层浇注成型, 提高静压轴承与主轴配合精度的独有优势。

(3) 选择铸铁铸件制备静压轴承, 导轨副结合面采用减摩涂层, 替代了青铜导轨板的复杂制作过程, 可以降低材料成本。

(4) 省去导轨面静压油腔的加工而采用直接浇注成型, 图4是静压轴承油腔展开图。

(5) 静压轴承采用减摩涂层浇注成型, 制造周期比用青黄铜加工成型缩短5倍以上。

(6) 对于减摩涂层的性能, 可参阅北京天山新材料技术股份有限公司生产的TS312减摩涂层性能参数介绍, 总之减摩涂层性能完全可满足大型卧车静压轴承的要求。

四、浇注效果

液体静压双向止推轴承的设计与分析 第4篇

液体静压止推轴承的主要特点是静摩擦系数极小, 承载能力高并且和转速无关, 转盘的启动转矩小, 使用寿命长, 而且由于液体油膜有非常好的阻尼特性, 使得切削时产生的振动较小, 主轴回转精度较高。正是由于具有上述一系列优点, 液体静压止推轴承被广泛应用于各种精密机床的运动部件中。而作为机床设备中的主要部件, 其性能的优劣直接关系到设备的加工质量和运行效率。

1 液体静压止推轴承的结构及工作原理

根据油腔的结构形式的不同, 静压止推轴承的结构形式分为环形油腔静压止推轴承、多油腔静压止推轴承。对于环形油腔静压止推轴承, 这种结构形式结构简单、加工方便, 但是只能够承受通过轴心的轴向载荷, 无支承倾覆力矩的能力, 因此必须与径向静压轴承一起使用。本文中设计的液体静压止推轴承为外部定量供油轴承。因为轴承与主轴间的润滑油膜压力主要由外部供油系统供给, 借助改变流量补偿轴承载荷的变化来保持主轴的稳定性能的。因此, 静压轴承必须有一套液压供油系统。供油系统输出的压力油经过节流器或定量阀输送到轴承油腔。由于油腔四周的封油面与轴径间的配合间隙很小, 形成了出流液阻, 油腔内形成压力油膜, 将受载主轴浮起并实现液体润滑。

2 液体静压止推轴承的结构设计

双向止推轴承是两个单向止推轴承的组合, 其承载能力是两个单向止推轴承承载能力之差, 而刚度与流量分别是两个单向止推轴承刚度与流量之和。根据要求, 加工过程中, 主轴系统的总负载约为10000N, 因此, 为了增加承载能力及提高主轴的定心能力, 在止推轴承上、下幅板分别设计八个相同的扇形油腔, 两油腔中间设计轴向回油槽, 防止油腔内的回流现象, 增加系统的稳定性。

通过计算确定轴承结构参数:R1=300mm, R2=340mm, R3=360mm, R4=400mm, θ1=12.686, θ2=22.5。止推轴承的节流方式选用小孔节流, 具有结构简单, 工艺性好等优点。采用8油腔结构, 这种结构的定心能力好, 初步设计时, 供油压力PS分别选定为1.5MPa。

最后所设计的止推轴承结构如图1所示。

2.1 油腔有效面积

对于双向 (闭式) 止推轴承, 一个油腔有效面积可按下式计算:

式中, n=8为油腔个数。

2.2 节流小孔直径dc

对于双向 (闭式) 止推轴承, 节流小孔的直径可按下式计算:

式中, ρ—油液密度;μ—油液动力粘度;h0—轴承半径间隙;ps—供油压力;α—线

膨胀系数, 取12x10-6C-1。采用3号主轴油:

则对应于不同的设计间隙h0和供油压力ps时的截流小孔直径如表1所示。

综合考虑, 本论文中设计止推轴承油膜间隙h0=2.5x10-2mm, 供油压力PS=1.5MPa, 设计截流小孔直径dc=0.4mm

2.3 油膜刚度

对于双向 (闭式) 止推轴承, 油膜刚度可按下式计算:

由上式, 计算可得本论文中设计的双向止推轴承的刚度与油膜间隙和供油压力的关系如表2所示。

2.4 承载能力W

双向 (闭式) 止推轴承轴承承载能力主要表现为上下表面有效承载面积上的压力差。当承受轴向载荷时, 主轴沿载荷方向产生微小位移, 从而使双向止推轴承的上下两个面上油膜间隙发生变化, 同时压力也发生变化。如下式所示

式中ξ为位移变化率ξ∈ (0, 1)

将上述两式代入式, 化简可得:

由上式, 计算可得本静压止推轴承的最大承载能力不超过50934N。

2.5 功率消耗

式中, 动力粘度μ=5075x10-3N·S/m2 (Pa·S) ;线速度v=πnR/30;n=500r/min是转速;R是轴承半径;Z1油腔深度

3 结论

在精密机床中, 主轴轴承是个关键部件。它决定了机床主轴的旋转精度和运动精度, 直接影响机床的加工精度。液体静压轴承可使用在所有的滑动速度下;既可以在运转速度很低并控制位移很准确的条件下运动, 也能保证在极低的速度、极小的作用力下平稳工作, 更能保证在高速运转中保持准确的精度, 同时具有很高的刚度和十分稳定的温度。因而广泛应用于各种精密运动的机械中。本文分析了液体静压止推轴承的工作原理及结构形式, 介绍了液体静压止推轴承的设计方法, 并设计了适用于重载机床主轴的液体静压双向止推轴承, 在大型立式车床中得到了很好的应用。

摘要：液体静压轴承由于具有一系列优点而被广泛应用于各种精密及重型机械中。分析研究了液体静压止推轴承的结构形式及其工作原理;根据实际应用需求, 在一台大型立式车床的主轴系统上, 采用小孔节流及周向回油槽等结构形式, 设计了液体静压双向止推轴承的结构, 并设计计算了其主要参数。

关键词：液体静压轴承,结构,工作原理,设计

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