靜動(dòng)壓油膜軸承油腔結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

張婉茹，王建梅

（太原科技大學(xué) 重型機(jī)械教育部工程研究中心，太原 030024）

薄板連鑄連軋技術(shù)簡(jiǎn)稱無(wú)頭軋制技術(shù)，是傳統(tǒng)熱軋板帶鋼生產(chǎn)制造領(lǐng)域的一項(xiàng)技術(shù)突破。靜動(dòng)壓油膜軸承作為粗軋機(jī)組的核心支承部件，實(shí)現(xiàn)了重型冶金設(shè)備的精密制造，成為機(jī)械裝備的關(guān)鍵基礎(chǔ)件［1］。靜動(dòng)壓油膜軸承承受軋制力大，運(yùn)行速度極低，建立動(dòng)壓油膜困難，利用靜壓供油系統(tǒng)提供高壓油并在靜壓油腔內(nèi)形成一定的壓力，保證軸承啟停或低轉(zhuǎn)速運(yùn)行時(shí)處于全液體摩擦狀態(tài)。靜壓支承供油系統(tǒng)長(zhǎng)期連續(xù)工作，其壓力流量特性直接影響靜壓支承性能，進(jìn)而影響軋機(jī)設(shè)備的制造精度［2］。

靜壓油腔結(jié)構(gòu)參數(shù)與供油系統(tǒng)的匹配直接影響軸承的承載性能［3］，是軸承設(shè)計(jì)的關(guān)鍵。靜動(dòng)壓油膜軸承具有靜壓腔和足夠大的動(dòng)壓滑動(dòng)面，能增大靜壓承載力，減少對(duì)動(dòng)壓承載力的影響。軸承結(jié)構(gòu)有中央單油腔式、軸向雙油腔式、周向雙油腔式和四油腔式等。

文獻(xiàn)［4］提出了內(nèi)置扁毛細(xì)管淺腔節(jié)流的新型動(dòng)靜壓滑動(dòng)軸承，全面的有限元分析和優(yōu)化計(jì)算結(jié)果表明，該軸承提高了承載力，降低了摩擦力和摩擦力矩。文獻(xiàn)［5］采用毛細(xì)管、小孔、滑閥反饋和薄膜反饋4種節(jié)流方式，分析了三油腔動(dòng)靜壓混合油膜軸承的承載能力及溫升，采用毛細(xì)管和小孔節(jié)流方式軸承的承載力最低，溫升最小。文獻(xiàn)［6］研究了橫向、縱向、各向同性和光滑表面等不同形式的表面粗糙度以及小孔、毛細(xì)管、恒流閥、縫隙節(jié)流器的流量控制裝置對(duì)雙葉混合軸承性能的影響，結(jié)果表明合理選擇表面粗糙度模式參數(shù)、補(bǔ)償裝置是提高軸承性能的關(guān)鍵。文獻(xiàn)［7］研究了高效精密磨床砂輪主軸的HSDB?R深淺腔動(dòng)靜壓軸承“一”字和“匡”字2種油腔結(jié)構(gòu)形式對(duì)軸承性能的影響，結(jié)果表明“一”字油腔結(jié)構(gòu)能提高軸承承載力和剛度。文獻(xiàn)［8］研究了軸承周向長(zhǎng)度、寬度、寬徑比及油腔長(zhǎng)度、寬度、數(shù)量對(duì)四腔矩形油腔混合滑動(dòng)軸承承載能力和油腔流量的影響，結(jié)果表明隨著寬徑比的增大，軸承的承載能力減小。文獻(xiàn)［9］建立了軋輥與軋機(jī)油膜軸承的裝配模型，考慮了油腔長(zhǎng)度、寬度、深度、進(jìn)油孔直徑對(duì)軸承接觸應(yīng)力、等效應(yīng)力、位移值的影響，結(jié)果表明最大應(yīng)力隨著油腔長(zhǎng)度的增大先增大后減小，隨著油腔寬度的增大而減小。文獻(xiàn)［10］基于正交試驗(yàn)法對(duì)三點(diǎn)接觸球軸承進(jìn)行結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)，增大球數(shù)、球徑和減小內(nèi)、外圈溝曲率半徑系數(shù)有利于提高軸承壽命。文獻(xiàn)［11］采用CFD軟件研究了深淺腔液體動(dòng)靜壓軸承工作參數(shù)和結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)軸承剛度、流量和溫升的影響規(guī)律，并對(duì)軸承剛度進(jìn)行了試驗(yàn)研究，結(jié)果表明設(shè)計(jì)間隙為0.03 mm，進(jìn)油孔徑為0.7 mm時(shí)軸承剛度最大且油膜溫升較低。文獻(xiàn)［12］設(shè)計(jì)了一種新型螺旋油楔動(dòng)靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)，通過(guò)增大供油壓力，降低靜壓腔封油邊高度，在螺旋油楔進(jìn)油槽處增加進(jìn)油孔等辦法優(yōu)化了油腔結(jié)構(gòu)，提高了轉(zhuǎn)臺(tái)性能。文獻(xiàn)［13］采用靜壓腔、動(dòng)壓面兩步驟設(shè)計(jì)方法，建立了包角120°徑向滑動(dòng)軸承的CFX有效模型，進(jìn)行了不對(duì)稱三油腔動(dòng)靜壓軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算和仿真驗(yàn)證，油膜壓力分布曲線與理論定性分析一致，承載力與理論計(jì)算的誤差在可接受范圍內(nèi)。文獻(xiàn)［14］提出了一套用TRIZ沖突理論指導(dǎo)油腔結(jié)構(gòu)創(chuàng)新設(shè)計(jì)的流程以及一種六油腔交錯(cuò)布置的動(dòng)靜壓滑動(dòng)軸承結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案。文獻(xiàn)［15］利用復(fù)合形法對(duì)軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行多目標(biāo)優(yōu)化，提出了單位承載力下功耗、溫升及失穩(wěn)轉(zhuǎn)速均衡控制的優(yōu)化方案。

1 靜壓油腔結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì)

無(wú)頭軋制工況下，靜壓油腔結(jié)構(gòu)通常采用軸向雙油腔結(jié)構(gòu)。為提高靜壓承載力，降低對(duì)動(dòng)壓承載力的影響，本文提出一種非對(duì)稱三油腔靜動(dòng)壓油膜軸承（以下簡(jiǎn)稱非對(duì)稱三油腔軸承），如圖1所示，在襯套下部?jī)?nèi)徑面上左側(cè)沿軸向?qū)ΨQ布置2個(gè)靜壓油腔，右側(cè)中斷面上布置1個(gè)靜壓油腔。與軸向雙油腔軸承相比，非對(duì)稱三油腔軸承增大了靜壓油腔有效承載面積，且靜壓油腔遠(yuǎn)離承載區(qū)，減小了對(duì)動(dòng)壓承載力的影響，提高了承載力。非對(duì)稱三油腔軸承基本結(jié)構(gòu)參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 非對(duì)稱三油腔軸承基本結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 Basic structural parameters of asymmetric three oil cavity bearing

圖1 非對(duì)稱三油腔軸承結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖Fig.1 Structure diagram of asymmetric three oil cavity bearing

2 靜壓油腔壓力流量模型

通過(guò)封油面流量法建立靜壓油腔流量壓力模型，考慮靜壓油腔數(shù)量和有效承載面積，采用恒流量供油和恒壓供油2 種方式計(jì)算非對(duì)稱三油腔軸承靜壓油腔的壓力流量［16］。

圓截面毛細(xì)管節(jié)流器安裝在靜壓泵與靜壓油腔間的管路中，依據(jù)軸承靜壓油腔設(shè)計(jì)尺寸參數(shù)。

非對(duì)稱三油腔軸承雙側(cè)靜壓油腔1，2 和單側(cè)靜壓油腔3的尺寸為

式中：oa為靜壓油腔周向方向封油面長(zhǎng)；ob為靜壓油腔軸向方向封油面長(zhǎng)；opl為靜壓油腔長(zhǎng)度；opb為靜壓油腔寬度；αcd為動(dòng)壓油腔包角。

不同周向位置處的油膜厚度為

式中：h1為靜壓油腔1，2 邊緣油膜厚度；h2為靜壓油腔1，2 中心位置油膜厚度；h3為靜壓油腔1，2 與靜壓油腔3 交界處油膜厚度；h4為靜壓油腔3 中心位置油膜厚度；h5為靜壓油腔3邊緣油膜厚度。

根據(jù)平行平板縫隙流量公式，采用封油面流量法計(jì)算靜壓油腔流量Qr，即

現(xiàn)階段農(nóng)業(yè)跨區(qū)域生產(chǎn)多采用Internet網(wǎng)絡(luò)傳遞農(nóng)機(jī)手所需信息，但農(nóng)機(jī)手在野外工作時(shí)，常常無(wú)法及時(shí)使用Internet網(wǎng)絡(luò)，給跨區(qū)域生產(chǎn)工作造成不便；而目前定位導(dǎo)航系統(tǒng)[3]大多缺少農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中的實(shí)用地圖，如缺少田間道路附近的加油站、配修所和旅館等信息，無(wú)法為農(nóng)機(jī)手提供便利服務(wù)。

式中：Qan為沿軸向封油面上方出油流量；Qas為沿軸向封油面下方出油流量；Qcw為沿周向封油面左方出油流量；Qce為沿周向封油面右方出油流量。

非對(duì)稱三油腔軸承雙側(cè)靜壓油腔1，2 和單側(cè)靜壓油腔3封油面出油流量為

式中：Pr為靜壓油腔壓力；Pd為動(dòng)壓油腔壓力。由于動(dòng)壓油腔供油壓力Pa較低，對(duì)靜壓油腔流量特性影響較小，為便于計(jì)算，動(dòng)壓油腔壓力Pd恒等于Pa。

3 正交試驗(yàn)及多因素方差分析

選取靜壓油腔包角、寬度、中心間距、周向夾角、毛細(xì)管節(jié)流器長(zhǎng)度和直徑為影響因素，根據(jù)各因素尺寸范圍取5 個(gè)水平，見(jiàn)表2。在不同偏心率ε、靜壓油腔結(jié)構(gòu)和供油參數(shù)下，采用MATLAB 軟件對(duì)靜壓油腔壓力、流量特性進(jìn)行極差和多因素方差分析，L25（56）正交試驗(yàn)表見(jiàn)表3。

表2 正交試驗(yàn)優(yōu)化設(shè)計(jì)因素水平表Tab.2 Factors and levels of orthogonal test optimal design

表3 正交試驗(yàn)表Tab.3 Orthogonal test table

非對(duì)稱三油腔軸承雙側(cè)靜壓油腔1 和2 的油腔壓力相等，即Pr1=Pr2，略小于單側(cè)靜壓油腔3 的壓力Pr3，本文采用最大靜壓油腔壓力和流量（Pr3和Qr3）對(duì)靜壓油腔壓力、流量特性進(jìn)行極差、多因素方差分析以及最優(yōu)設(shè)計(jì)方案的靜壓油腔壓力流量特性分析。

3.1 恒流量供油

采用恒流量（3 L/min）供油時(shí)，各因素水平的靜壓油腔壓力平均值如圖2所示：根據(jù)極差分析判斷各因素影響主次順序?yàn)镈＞A＞C＞B；周向夾角是影響靜壓油腔壓力的主要因素，其余依次為包角、中心間距和寬度；最佳水平為A1B1C5D1。

圖2 恒流量供油各因素對(duì)應(yīng)靜壓油腔壓力平均值Fig.2 Average pressure value of hydrostatic oil cavity corresponding to various factors of constant flow oil supply

3.2 恒壓供油

采用恒壓（150 MPa）供油時(shí)，各因素水平的靜壓油腔壓力平均值如圖3所示：根據(jù)極差分析判斷各因素影響主次順序?yàn)镕＞A＞D＞C＞B＞E；節(jié)流器直徑是影響靜壓油腔壓力的主要因素，其余依次為包角、周向夾角、中心間距、寬度、節(jié)流器長(zhǎng)度；最佳水平為A1B5C5D1E1F5。

圖3 恒壓供油各因素對(duì)應(yīng)靜壓油腔壓力平均值Fig.3 Average pressure value of hydrostatic oil cavity corresponding to various factors of constantpressure oil supply

采用恒壓（150 MPa）供油時(shí)，各因素水平的靜壓油腔流量平均值如圖4 所示：當(dāng)偏心率為0.85時(shí)，根據(jù)極差分析判斷各因素影響主次順序?yàn)镕＞E＞D＞A＞B＞C，節(jié)流器直徑是影響靜壓油腔流量的主要因素，其余依次為節(jié)流器長(zhǎng)度、周向夾角、包角、寬度、中心間距；當(dāng)偏心率大于0.85 時(shí)，各因素影響主次順序?yàn)镕＞D＞E＞C＞B＞A，節(jié)流器直徑是影響靜壓油腔流量的主要因素，其余依次為周向夾角、節(jié)流器長(zhǎng)度、中心間距、寬度、包角；偏心率為0.85 時(shí)的最佳水平為A2B3C4D1E5F1，偏心率為0.90 時(shí)的最佳水平為A2B5C4D1E5F1，偏心率為0.95時(shí)的最佳水平為A3B5C4D1E5F1。

圖4 恒壓供油各因素對(duì)應(yīng)靜壓油腔流量平均值Fig.4 Average flow rate value of hydrostatic oil cavity corresponding to various factors of constant pressure oil supply

3.3 優(yōu)化設(shè)計(jì)方案

由圖2—圖3 可知，當(dāng)非對(duì)稱三油腔軸承的偏心率、靜壓油腔尺寸相同時(shí)，采用恒流量供油可得到更大的靜壓油腔壓力，滿足低速重載工況。恒流量（3 L/min）供油多因素方差分析如圖5所示，周向夾角、包角、中心間距對(duì)靜壓油腔壓力的影響最大。

圖5 恒流量供油多因素方差分析Fig.5 Multi?factor variance analysis of constant flow oil supply

通過(guò)正交試驗(yàn)對(duì)靜壓油腔壓力、流量特性進(jìn)行極差分析，得到了軸承結(jié)構(gòu)尺寸、偏心率、供油方式對(duì)靜壓油腔壓力流量特性的影響：1）采用恒流量（3 L/min）供油，靜壓油腔壓力與包角、周向夾角呈負(fù)相關(guān)，與偏心率呈正相關(guān)，隨著偏心率增大，不同油腔包角、周向夾角的靜壓油腔壓力減幅增大；2）采用恒壓（150 MPa）供油，靜壓油腔壓力與油腔包角、節(jié)流器長(zhǎng)度呈負(fù)相關(guān)，與中心間距、節(jié)流器直徑、偏心率呈正相關(guān)，隨著偏心率增大，不同油腔包角的靜壓油腔壓力減幅增大；3）采用恒壓（150 MPa）供油，靜壓油腔流量與周向夾角、節(jié)流器直徑呈正相關(guān)，與偏心率和節(jié)流器長(zhǎng)度呈負(fù)相關(guān)。

綜上所述，采用恒流量（3 L/min）供油，靜壓油腔包角15°、寬度0.04 m、中心間距0.19 m、周向夾角25°為非對(duì)稱三油腔軸承的最優(yōu)設(shè)計(jì)方案。

4 優(yōu)化方案靜壓油腔壓力流量特性分析

正交試驗(yàn)不能確定所有結(jié)構(gòu)參數(shù)下靜壓油腔壓力流量特性的分布規(guī)律，需進(jìn)一步研究其他結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)靜壓油腔壓力流量特性的影響。因此，以優(yōu)化方案的軸承參數(shù)為基本尺寸進(jìn)行單因素試驗(yàn)。

恒流量（3 L/min）供油時(shí)，軸承靜壓油腔壓力如圖6 所示：靜壓油腔壓力與寬度呈負(fù)相關(guān)，與中心間距呈正相關(guān)；隨著偏心率增大，不同油腔寬度的靜壓油腔壓力減幅增大。

圖6 恒流量供油靜壓油腔壓力Fig.6 Pressure of hydrostatic oil cavity with constant flow oil supply

恒壓（150 MPa）供油時(shí)，軸承靜壓油腔壓力如圖7 所示：靜壓油腔壓力與油腔寬度、周向夾角呈負(fù)相關(guān)；隨著偏心率增大，不同油腔寬度的油腔壓力減幅增大。軸承靜壓油腔流量如圖8所示：靜壓油腔流量與包角、寬度、中心間距呈正相關(guān)；隨著偏心率增大，不同油腔包角的靜壓油腔流量增幅增大。

圖7 恒壓供油靜壓油腔壓力Fig.7 Pressure of hydrostatic oil cavity with constant pressure oil supply

圖8 恒壓供油靜壓油腔流量Fig.8 Flow rate of hydrostatic oil cavity with constant pressure oil supply

5 結(jié)論

設(shè)計(jì)了一種全圓非對(duì)稱三油腔靜動(dòng)壓油膜軸承結(jié)構(gòu)，以靜壓油腔包角、寬度、中心間距、周向夾角、節(jié)流器長(zhǎng)度、節(jié)流器直徑為影響因素，采用封油面流量法建立以靜壓油腔壓力、流量為目標(biāo)函數(shù)的優(yōu)化模型，基于正交試驗(yàn)法對(duì)軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)及多因素方差分析，研究了不同油腔結(jié)構(gòu)尺寸、偏心率、供油方式下靜壓油腔的壓力流量特性，得到以下結(jié)論：

1）非對(duì)稱三油腔結(jié)構(gòu)軸承，當(dāng)偏心率、靜壓油腔尺寸相同，采用恒流量（3 L/min）供油，靜壓油腔壓力大，滿足低速重載工況。包角15°、寬度0.04 m、中心間距0.19 m、周向夾角25°為最優(yōu)設(shè)計(jì)方案。

2）采用恒流量供油，靜壓油腔壓力與包角、寬度、周向夾角呈負(fù)相關(guān)，與中心間距、偏心率呈正相關(guān)。采用恒壓供油，靜壓油腔流量與包角、周向夾角、寬度、中心間距、節(jié)流器直徑呈正相關(guān)，與偏心率和節(jié)流器長(zhǎng)度呈負(fù)相關(guān)；靜壓油腔壓力與包角、寬度、周向夾角、節(jié)流器長(zhǎng)度呈負(fù)相關(guān)，與中心間距、節(jié)流器直徑、偏心率呈正相關(guān)。