液體靜壓軸承主軸設(shè)計與仿真分析

王曉晶，李軍民，魏建義

(1.安陽工學(xué)院機(jī)械工程學(xué)院，河南安陽455000;2.安陽職業(yè)技術(shù)學(xué)院航空學(xué)院，河南安陽 455000)

0 前言

高速切削機(jī)床要求主軸單元具有較高的工作精度和較高的靜剛度，液體靜壓軸承主軸以其驅(qū)動功率低、回轉(zhuǎn)精度高、適用速度范圍寬、抗震性能好、壽命長等優(yōu)點(diǎn)在機(jī)械加工領(lǐng)域獲得了廣泛的應(yīng)用。在國內(nèi)引進(jìn)的Landis公司生產(chǎn)的曲軸磨床中，其砂輪架主軸采用了以靜壓軸承為支承的電主軸結(jié)構(gòu)形式，這種結(jié)構(gòu)得到了國內(nèi)眾多研究者的重視。隨后靜壓軸承的應(yīng)用日益廣泛，早在2007年，湖南大學(xué)就研制成功了液體動靜壓電主軸［1］。

液體靜壓軸承依靠外部供油裝置供給恒定壓力油，利用節(jié)流原理，使壓力油腔中產(chǎn)生足夠大的靜壓承載能力將主軸浮起，主軸從起動到停止始終在液體潤滑下工作，有效提高了主軸的使用壽命和精度保持性。該設(shè)計第一次將液體靜壓軸承皮帶軸用于冷拉伸設(shè)備，將主軸的徑向跳動限制在0.002 mm以內(nèi)，保證了加工精度的要求［2－4］。

1 皮帶軸結(jié)構(gòu)設(shè)計

1.1 主軸支撐形式選擇

動靜壓電主軸結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 動靜壓電主軸結(jié)構(gòu)圖

該設(shè)計主軸前端采用兩套徑向軸承和一套止推軸承共同支承，后端采用一套角接觸球軸承作為輔助支承，輔助支承軸承定位方式為軸肩和卡簧，這樣減少了加工和安裝維護(hù)的難度。主軸采用皮帶傳動結(jié)構(gòu)，相對于電動機(jī)內(nèi)置式主軸軸向尺寸減小，優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)緊湊，提高了主軸的剛度和抗振性。

1.2 主軸軸徑設(shè)計計算

主軸額定轉(zhuǎn)速為2 000 r/min，可以實現(xiàn)正反轉(zhuǎn)，徑向跳動小于0.002 mm，主軸按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計算直徑。

主軸材料選用38CrMoAl合金結(jié)構(gòu)鋼，又由于采用了鍵連接，主軸應(yīng)在原基礎(chǔ)上增大7%，薄厚最薄處取10 mm，計算得最小外徑取d≥18 mm，根據(jù)工作要求取內(nèi)徑為90 mm。

1.3 卸荷機(jī)構(gòu)設(shè)計

帶輪卸荷機(jī)構(gòu)如圖2所示，組成卸荷機(jī)構(gòu)的軸承4由軸承座5的軸肩定位，鎖緊螺母2提供軸承預(yù)緊力，后密封環(huán)1與同步帶輪3由螺釘緊固連接。如果不采用卸荷機(jī)構(gòu)，帶輪的預(yù)緊力通過主軸傳到輔助支承軸承和液體靜壓軸承上，使軸承承受了所有的預(yù)緊力，主軸頻繁的啟動和停止將嚴(yán)重影響輔助軸承和液體靜壓軸承的壽命和精度，如果預(yù)緊力過大，則將直接損害主軸軸承［5］。而采用卸荷機(jī)構(gòu)后，帶輪的徑向預(yù)緊力被直接轉(zhuǎn)移到了軸承座上，使主軸軸承不承受帶輪的預(yù)緊力，保證了工作時的精度和穩(wěn)定性，提高了主軸軸承的壽命［6］。

圖2 帶輪卸荷機(jī)構(gòu)

1.4 迷宮冷卻泄油機(jī)構(gòu)設(shè)計

圖3為迷宮冷卻泄油機(jī)構(gòu)。

圖3 迷宮冷卻泄油機(jī)構(gòu)

靜壓軸承結(jié)構(gòu)緊湊，主軸發(fā)熱量不易控制，為此設(shè)計了前蓋1和密封螺母2為間隙配合，密封螺母2與防塵蓋3為間隙配合，前蓋1上開有漏油口，防塵蓋3與前蓋1間隙配合形成迷宮冷卻泄油的結(jié)構(gòu)，增大了冷卻油與主軸的接觸面積，相比于普通冷卻結(jié)構(gòu)更有利于散熱。

2 靜壓軸承參數(shù)計算

2.1 前徑向軸承參數(shù)計算

節(jié)流器對液體靜壓軸承的性能影響很大，常用的節(jié)流方式有毛細(xì)管節(jié)流、小孔節(jié)流、薄膜反饋節(jié)流和縫隙節(jié)流［7－10］。小孔節(jié)流器利用油液通過管路中阻力的突變，造成能量損失而產(chǎn)生壓降，且小孔節(jié)流器的液阻對溫升不敏感，采用小孔節(jié)流靜壓軸承具有較好的承載能力和寬裕的穩(wěn)定裕度。根據(jù)冷拉伸使用要求，該設(shè)計采用小孔節(jié)流器。徑向軸承結(jié)構(gòu)如圖4所示。

圖4 徑向軸承結(jié)構(gòu)

根據(jù)主軸直徑和承載要求，徑向軸承采用四油腔結(jié)構(gòu)，供油方式為恒壓。

(1)確定節(jié)流比β，β=ps/pr，pr為油腔壓力;

(2)確定軸承的直徑D，根據(jù)設(shè)計方案取軸承的直徑D=170 mm;

(3)確定軸承寬度B，一般寬徑比B/D=0.8～1.5，根據(jù)要求取軸承寬度B=123 mm;

(4)確定潤滑油黏度η，根據(jù)主軸速度選擇2號主軸油。50℃時其密度ρ=860 kg/m3，運(yùn)動黏度ν=(1.2～2)×10－2cm2/s。取 ν=1.5×10－2cm2/s代入η=ρ·ν=1.29×10－3Pa·s;

(5)確定軸承軸向封油邊的寬度C1和周向封油邊寬度b1，C1=b1≈D/10，油腔的軸向?qū)挾萀=B－2C1，取C1=b1=15 mm，L=93 mm;

(6)確定周向回油槽尺寸，根據(jù)軸承直徑D取回油槽b2=6 mm、z2=1.2 mm;

(7)確定油腔的周向包角2θ1，根據(jù)周向封油邊和周向回油槽寬度b2，取2θ1=66°;

(8)確定軸承間隙h0，根據(jù)軸承直徑D，2h0=(0.000 4～0.000 7)D，取h0=0.043 mm;

(9)確定油腔深度t，t=(30～60)h0，一般取深度為1～3 mm，這里取t=3 mm;

(10)確定節(jié)流孔直徑d0，根據(jù)經(jīng)驗及h0的值，取d0=0.5 mm;

(11)確定工作壓力ps，取ps=2.5 MPa。

計算小孔節(jié)流液體靜壓徑向軸承油腔壓力的基本公式［8－10］:

式中:α為小孔流量系數(shù)取0.6;d0為節(jié)流孔直徑;ps為工作壓力;pr為油腔壓力;ρ為潤滑油密度;R為軸承半徑;h0為軸承間隙;η為潤滑油黏度;C1為軸承軸向封油邊寬度;L為油腔的軸向?qū)挾?b1為周向封油邊寬度;2θ1為油腔的軸向包角，以上數(shù)據(jù)分別代入式 (1)后，得pr=1.5 MPa。

液體靜壓徑向軸承剛度計算，由于封油邊上也有壓力分布，所以一個油腔的有效承載面積A比油腔的實際面積要大:

軸承的剛度J可由下式給出:

軸承的承載力Fmax，一般認(rèn)為ε不大于0.4，取ε=0.2:

式 (3)代入式 (4)、(5)中計算得軸承剛度為1 250 N/μm，軸承的承載力為10 000 N。

后軸承的參數(shù)計算方法與前軸承一致，這里就不再贅述。

2.2 止推軸承設(shè)計計算

液體靜壓止推軸承的結(jié)構(gòu)形式分為環(huán)形油腔靜壓止推軸承、多油腔靜壓止推軸承。環(huán)形油腔靜壓止推軸承結(jié)構(gòu)簡單、加工方便、作用效果明顯，該設(shè)計采用環(huán)形單油腔結(jié)構(gòu)，如圖5所示。

圖5 止推軸承結(jié)構(gòu)示意圖

(1)d1～d2是靜壓止推軸承的內(nèi)封油邊，d3～d4是靜壓止推軸承的外封油邊，d2～d3是單油腔靜壓止推軸承的環(huán)形油腔，d1=223 mm，d2=200 mm，d3=180 mm，d4=168 mm;

(2)確定節(jié)流孔直徑dd0，根據(jù)經(jīng)驗取dd0=0.6 mm;

(3)確定軸承間隙hz0，根據(jù)要求取hz0=0.035 mm;

(4)確定潤滑油黏度，主軸油的選擇與徑向軸承相通，50 ℃時其密度 ρ=860 kg/m3，η=1.29×10－3Pa·s;

(5)確定小孔節(jié)流系數(shù)，取α=0.6;

(6)確定供油壓力，與徑向軸承供油壓力相同，ps=2.5 MPa。

計算小孔節(jié)流靜壓止推軸承油腔壓力的基本公式:

式中:pr0為止推油腔壓力，計算得pr0=1.0 MPa。

靜壓止推軸承有效承載面積為:

靜壓止推軸承剛度:

計算得出軸承剛度為275 N/μm。

3 液體靜壓軸承仿真分析

使用有限元流體分析軟件CFX研究液體靜壓徑向軸承和止推軸承油墊壓力場和流場的關(guān)系。建立徑向軸承油膜1/4模型 (圖6)和止推軸承圓環(huán)形油膜1/2模型 (圖7)，將模型導(dǎo)入ANSYS CFX的前處理軟件進(jìn)行網(wǎng)格的劃分，為了計算的準(zhǔn)確性和收斂性，在流體階梯變化處加密網(wǎng)格。在壓力梯度變化比較大的地方做了特殊處理，采用不等厚度的劃分方式。網(wǎng)格劃分如圖7所示。

圖6 靜壓徑向軸承1/4流體網(wǎng)格

圖7 靜壓止推軸承1/2流體網(wǎng)格

將劃分好網(wǎng)格的模型調(diào)入前處理程序CFX-Pre中進(jìn)行邊界條件的設(shè)定，靜壓軸承流場分析中:設(shè)定油膜進(jìn)口壓力為2.5 MPa，進(jìn)油溫度為20℃，出油口壓力0，工作轉(zhuǎn)速為800 r/min。潤滑油的密度為ρ=860 kg/m3，動力黏度為0.003 84 Pa·s，比熱容為2 000 J/(kg·K)，導(dǎo)熱系數(shù)為0.37 W/(m·K)。

可知液體靜壓徑向軸承在空載條件下，轉(zhuǎn)速為800 r/min時的油腔壓力和流速分布圖。從圖8可知，回油槽附近負(fù)壓為0.49 MPa，油腔壓力均勻1.056 MPa;從圖9中可知，速度流線在轉(zhuǎn)動前方比較密集，油腔內(nèi)潤滑油流速為15.45 m/s。

圖8 壓力分布圖

圖9 速度流線分布圖

可以看出液體靜壓止退軸承在空載條件下，轉(zhuǎn)速為800 r/min時油腔入口負(fù)壓為29.88 MPa，油腔內(nèi)壓力均勻為3.877 MPa，而且油腔內(nèi)潤滑油速度比較均勻為0.051 m/s。

4 結(jié)論

液體靜壓軸承的出現(xiàn)，是隨著機(jī)械工業(yè)的發(fā)展，為適應(yīng)高速、高精度、高承載力的要求而出新的新型油膜軸承，其應(yīng)用范圍在不斷的擴(kuò)大，較好的解決了一些機(jī)械對軸承精度、壽命、剛度等的特殊要求。

文中設(shè)計為靜壓軸承的擴(kuò)展應(yīng)用提供了參考。通過實驗驗證了液體靜壓皮帶軸設(shè)計的合理性，主軸的動、靜態(tài)等各項性能均達(dá)到了要求，實際運(yùn)轉(zhuǎn)狀況良好。主軸的徑向跳動在0.001～0.001 5 mm之間，達(dá)到了徑向跳動小于0.002 mm的要求，改善了冷拉伸設(shè)備的機(jī)械性能。

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