環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.張家界航空工業職業技術學院，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、低損耗等優點應用在各機械部件中。靜壓軸承內部流場分析及承載能力特性計算一直是研究的重點，國內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，發現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生的熱量是溫升的主要原因。文獻[3]對毛細管節流下圓形、矩形和環形3種油腔的承載特性進行了研究，發現環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]研究了變粘度對環形靜壓軸承特性的影響，發現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在相對運動幅之間形成高壓油膜，從而防止動-靜幅之間產生接觸摩擦的滑動軸承。環形油腔靜壓軸承示，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外兩側間隙流出，靜壓油缸內外兩側設計了封油邊。對于一定尺寸的環形油腔靜壓軸承，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，但中間區域的承載油膜面積就相對減??；當封油邊尺寸越小時，承載油膜容易從兩側泄漏，但中間區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。環形油腔靜壓軸承結構參數，如表1所示。

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

3 靜壓軸承環形油墊理論計算

環形靜壓軸承油墊油腔為環狀，封油邊在油腔內外兩側，均為環狀。油從油腔沿徑向向內外兩側同時流出。油腔的有效承載面積Ag為：

式中：r1、r2、r3、r4—油腔徑向從內到外半徑；環形油腔平面油墊的承載能力W為：

環形油墊流量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 物理模型及網格劃分

靜壓軸承設計為環形油腔止推軸承，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，再調入fluent前處理器gambit進行網格劃分，采用非結構化混合網格以適應靜壓軸承復雜結構的分析。網格處理模型，如圖2所示。

圖2 靜壓軸承三維網格模型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

經計算，雷諾數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，油粘度系數為0.0132Pa ?s，其他參數保持默認，適當的調節松弛因子，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，環形靜壓軸承油腔壓力為環形高壓分布，此高壓分布區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。對靜止狀態與旋轉狀態的承載性能與油腔最高壓力進行了對比，計算模型參數為：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 環形油腔不同參數下對承載性能的影響規律

靜壓軸承環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

環形油腔寬度對承載能力的影響，如圖5所示。當環形油腔寬度越大時，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??；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，為靜壓軸承優化設計提供了仿真計算依據。

（2）在高壓重載環形靜壓軸承中，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、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??；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。