基于CFX下的液體靜壓支承油缸油膜的應用研究

李家平 尹明富 趙鎮(zhèn)宏

(天津工業(yè)大學機械工程學院，天津300387)

液體靜壓支承技術[5]的實質(zhì)是一套液壓供油系統(tǒng)，因此在實際應用工作中摩擦力小、跳動低、平穩(wěn)度高成為了現(xiàn)代工業(yè)生成中一項非常重要的技術，尤其是在各種高精度的自動化設備上和高效率的重型機床上都可看到液體靜壓支承技術的廣泛應用。

1938年，加州的帕洛山天文臺第一次成功地將重達500 t的靜壓推力支承技術應用到一個200 inch的光學望遠鏡。在以后的幾十年，靜壓技術得到了快速發(fā)展和成熟，應用范圍迅速擴大，幾乎整個制造業(yè)，軍事工業(yè)和民用設備。而我國的靜壓支承技術的研究與應用始于20世紀60年代，吳教授和北京航空航天大學在這方面做了很多工作。目前，國內(nèi)外研究靜壓支撐技術是重負荷和全自動控制，其中以減小摩擦力，提高油膜潤滑性、降低油膜溫度和評估是未來在該領域研究的方向。

1 應用與理論研究

巖石試驗機分為力學試驗機、剪切試驗機、三軸試驗機、耐崩解試驗機、CT試驗機等各類試驗機。本次所研究的是液體靜壓支承油缸技術應用在巖石CT試驗機上的應用，而巖石CT試驗機的運動方式是邊旋轉(zhuǎn)邊軸向直線運動，所以減小摩擦力是CT試驗機的關鍵技術[5]。

巖石CT試驗機的液壓缸軸向加載需達到2000 kN的大載荷，液壓缸選用八油腔，在軸向2000 kN的載荷下，為了保證旋轉(zhuǎn)精度和降低油腔所承受的壓力，潤滑油選46號抗磨潤滑油[3]。通過對比供油系統(tǒng)，選擇恒壓力供油靜壓支承，恒壓力[1]供油系統(tǒng)由油源、節(jié)流器、溢流閥等組成，當油泵工作時，通過過濾器、單向閥、節(jié)流器等將潤滑油注入轉(zhuǎn)臺和油腔之間，并且依靠節(jié)流閥的定壓作用和周向封油邊的密封保壓作用將轉(zhuǎn)臺浮起來；當油泵停止工作時，潤滑油未能進入油腔而產(chǎn)生壓力使轉(zhuǎn)臺浮起[2]。油腔示意圖如圖1所示，當轉(zhuǎn)臺浮起時，此時油膜厚度設為h，在液壓缸旋轉(zhuǎn)工作情況下，轉(zhuǎn)臺與靜壓支撐所受的旋轉(zhuǎn)摩擦力為粘滯力。當軸向加載F增大時，轉(zhuǎn)臺在負載的情況下會降低x，此時油模厚度變?yōu)閔-x，結(jié)果是46號潤滑油流動阻力增大，封油邊的保壓作用增強，導致潤滑油經(jīng)節(jié)流器流入油腔的潤滑油減少，流量降低，油腔內(nèi)部壓力增大，又由于油腔的有效承載面積不變，結(jié)果使固定承載力增大，故達到了平衡增大軸向加載的目的。

2 理論計算

為了研究轉(zhuǎn)臺和油腔之間的關于油膜支承的理論推導，假設此油膜在理想狀態(tài)下。其中運動粘度為46 mm2/s，潤滑油密度為ρ=866 kg/m3，動力粘度為0.041 Pa/s。根據(jù)上述理論簡化單個油腔如圖1所示。

圖1 簡化單個油腔示意圖Figure 1 Schematic of simplified individual oil cavity

基于以上假設，可得出流體在柱坐標的基本運動方程。

經(jīng)過計算可以得出任意r處的壓力分布為：

(1)

任意r處速度公式為：

(2)

油膜剛度與承載力為：

(3)

式中，h為油膜厚度(μm)；μ為動力粘度(Pa·s)；F為油膜承載力(N)；S為油膜剛度(N/m)；Q為潤滑油總流量(m3/s)。

3 基于ANSYS-CFX建模與分析

如圖1所示，取單個圓形油腔建模的1/4為研究對象，可知油膜厚度為：

(5)

式中，εmax=0.5。取表面粗糙度Ra=0.3 μm，偏移量為5 μm，則

圖2 1/4油腔建模及ICEM網(wǎng)格劃分Figure 2 1/4 oil cavity modeling and ICEM grid division

圖3 CFX下的速度沿半徑仿真Figure 3 Simulation of velocity unde CFX along the radius

hlim=max[40Ra，2×偏移量]=12(6)

故h≥24，取油膜厚度為h=30 μm。利用Solidworks三維建模及ANSYS CFX分析如圖2所示。

通過ANSYS-CFX仿真，得出速度沿半徑的變化圖、壓力沿半徑的變化圖、油膜厚度不同承載力的變化和油膜厚度不同剛度的變化曲線。由圖3可知，進油口處速度最大，而當液體流到封油邊處時，速度變得最低，通過仿真的速度大小與理論公式(2)的對比，得出速度在誤差范圍內(nèi)。由圖4可知，油腔內(nèi)各壓力相等，印證了上述方案恒壓力[1]供油。由圖5可知，本次設計要求承受2000 kN的大載荷，總共八個油腔，每個油腔承受250 kN的力。從圖5可以看出隨著油膜厚度越來越小，其承載力越來越大，由公式(3)可得出承載力與油膜厚度的三次方成反比，帶入驗算在誤差范 圍之內(nèi)。由圖6可知，油膜剛度隨著油膜厚度的增大而逐漸減小，由公式(4)可得出剛度與油膜厚度的四次方成反比，從理論上得知靜壓油膜的剛度是無窮大的，即理論值與仿真值曲線變化一致，經(jīng)帶入驗證同樣取得很好的一致性。從而得到在軸向載荷為2000 kN時，靜壓支承油缸油膜厚度取30 μm較為合適。

圖4 CFX下的壓力沿半徑變化Figure 4 Pressure variation under CFX along the radius

圖5 油膜厚度不同承載力的變化Figure 5 Variation of Bearing capacity by different oil film thickness

圖6 油膜厚度不同剛度的變化Figure 6 Stiffness variation by different oil film thickness

4 結(jié)論

根據(jù)油膜壓力方程、速度方程、承載力方程以及剛度方程，并且利用CFX流體分析對其靜態(tài)性能進行仿真研究，討論了靜態(tài)數(shù)學模型的正確性，以及不同油膜厚度下壓力，承載力，油膜剛度的變化情況，并與計算值進行了對比，得出如下結(jié)論：

(1)油膜速度和壓力理論值變化與CFX仿真值變化趨勢一致，從而得出了恒壓力供油的正確性。

(2)油膜厚度變化與承載力、剛度變化成反比。在油膜厚度的設計中，要考慮承載力與剛度是否吻合CT試驗機的設計要求，綜合考慮，油膜厚度選為30 μm時，最為合適。

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[3] 馬文琦， 姜繼海. 基于變粘度條件的流體靜壓支承摩擦轉(zhuǎn)矩的研究[J]. 潤滑與密封，2000(1)：9-10.

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