動(dòng)靜壓軸承間隙節(jié)流設(shè)計(jì)與分析

陳益軍

(上海機(jī)床廠有限公司 上海200093)

動(dòng)靜壓軸承間隙節(jié)流[1]有三種結(jié)構(gòu)形式：固定式間隙節(jié)流、可調(diào)式間隙節(jié)流、外間隙節(jié)流。基于模塊化設(shè)計(jì)的需求，選擇結(jié)構(gòu)較為簡(jiǎn)單的固定式間隙節(jié)流如圖1所示，軸承外表面設(shè)有兩條環(huán)形溝槽，采用一定的措施供油系統(tǒng)向環(huán)形溝槽供給壓力油。將通向油腔的位置設(shè)置環(huán)形的節(jié)流面，節(jié)流面沿圓周兩側(cè)設(shè)有連接兩環(huán)形溝槽的軸向溝槽，節(jié)流面一般比軸承的外徑低一些，當(dāng)軸承裝入套筒或體殼后節(jié)流面就與套筒或體殼形成間隙，這樣就形成了每個(gè)油腔的節(jié)流器。這樣的節(jié)流器，減少了傳統(tǒng)動(dòng)靜壓軸承外接接油管的數(shù)量，只需一根管道即可完成徑向和端面進(jìn)油，還能避免接油管長(zhǎng)度不一致引起的壓差問(wèn)題。

圖1 固定式間隙節(jié)流

間隙節(jié)流動(dòng)靜壓軸承的內(nèi)表面設(shè)有如圖 2所示的滑動(dòng)面，按圓周展開(kāi)依次為靜壓段、動(dòng)壓段和封油邊段，其中靜壓段設(shè)有靜壓油孔與環(huán)形節(jié)流面相通，動(dòng)壓段油腔型面以阿基米德螺旋線為基準(zhǔn)曲線。記主軸的半徑為R；封油邊的圓弧半徑為R2，對(duì)應(yīng)的圓弧長(zhǎng)度為B2；動(dòng)壓段的等效圓弧半徑為R1，它比R2稍大，對(duì)應(yīng)的圓弧長(zhǎng)度為B1，也大于封油邊對(duì)應(yīng)的圓弧長(zhǎng)度B2。一般B2取整個(gè)滑動(dòng)面長(zhǎng)度（B1+B2）的15～25%。未承載時(shí)，主軸軸頸與封油邊的油膜間隙為?0，即?0=R2-R；動(dòng)壓段起始段的油膜間隙為?0+?1。

圖2 阿基米德螺旋油腔型面參數(shù)

1 油腔結(jié)構(gòu)參數(shù)的選擇

1.1 油楔面數(shù)量

油楔面數(shù)量增多時(shí)，將使軸承的承載能力和油膜靜剛度降低，但使軸承的動(dòng)剛度（抵抗在交變振動(dòng)力下產(chǎn)生振動(dòng)位移的能力）提高。對(duì)于載荷較大或切削效率要求較高的軸承，可選用三油楔和四油楔；對(duì)于載荷較輕，要求抗振性較好，加工表面粗糙度較高的精密機(jī)床，則可選用五油楔或甚至更多油楔的軸承。

根據(jù)上述理由，我們改造的四油腔靜壓軸承，滿足使用要求，下面重點(diǎn)分析四油楔的結(jié)構(gòu)。

1.2 軸承最小半徑間隙h0

動(dòng)壓效應(yīng)中，軸承的油膜壓力ρ、承載力P和油膜靜剛度K大致與成反比，而軸承摩擦力F（它決定摩擦功率消耗和發(fā)熱）則大致與?0成反比。?0過(guò)小的話，由于粘性摩擦增加將使軸承發(fā)熱增加，故應(yīng)根據(jù)工作條件（載荷、轉(zhuǎn)速和對(duì)剛度的要求）選擇合理的最小半徑間隙?0。

假設(shè)最小半徑間隙?0仍用相對(duì)間隙ψ來(lái)表示，則?0=ψR(shí)。一般整體成型的多油楔軸承的相對(duì)間隙取ψ=0.0001～0.0002，當(dāng)主軸軸承受的載荷大，轉(zhuǎn)速較低時(shí)，可取較小的ψ值，反之則宜取較大的ψ值。當(dāng)軸承的線速度v≥10m/s 時(shí)，可取ψ=0.0002～0.0004。

1.3 動(dòng)壓面起始深度h1

油膜總的承載力：P=PmBL ；

式中：η為潤(rùn)滑油的動(dòng)力粘度；v為軸承線速度；B為油楔寬度；L為軸承長(zhǎng)度，包括封油邊和油腔長(zhǎng)度在內(nèi)；Cρ為油膜壓力系數(shù)，可查表；Cf為油膜摩擦系數(shù)。

當(dāng)A=0.8，即?1=1.25?0時(shí)，Cρ達(dá)最大值，即有最大的油膜壓力、承載力和靜剛度。當(dāng)A=0.4～0.6，即?1= （1.6～2.5）?0時(shí)，Cf達(dá)最小值，有最小摩擦力。為了使軸承能滿足剛度高、承載力大和摩擦發(fā)熱小等綜合要求，一般取A=0.4～1.5 ，即?1= （0.7～2.5）?0為宜。

為了減少摩擦發(fā)熱，除了采用較低粘度的潤(rùn)滑油外，可以減少A。當(dāng)A＜0.4并減小時(shí)，Cf增加較平緩，而Cρ減少則較明顯，故在?0不變時(shí)，增大?1能適當(dāng)?shù)販p小發(fā)熱。由于阿基米德螺旋線加工困難，如果 A選得較大，那么?1就會(huì)很小，這里可選?1=2?0=2×0.015=0.03mm。

1.4 油楔起始角φ1

油楔起始角φ1是從開(kāi)始建立油膜壓力到油膜壓力最大處之間的夾角，它決定了油楔面的寬度B（B1與B2之和）的大小。對(duì)于這里的四油楔來(lái)說(shuō)，其起始角φ1和動(dòng)壓面B1對(duì)應(yīng)的中心角大小相差不大，一般取70°左右。

1.5 軸承安裝角φQ

這個(gè)角度雖然影響軸承的性能，但考慮到這里設(shè)計(jì)的軸承是從靜壓軸承結(jié)構(gòu)改制而成，其影響暫時(shí)不考慮。

2 間隙節(jié)流參數(shù)計(jì)算

從軸承的制造工藝性來(lái)看，較之方形節(jié)流加工，圓形節(jié)流凸臺(tái)加工已無(wú)難點(diǎn)，但在計(jì)算上圓凸臺(tái)節(jié)流要比方形節(jié)流簡(jiǎn)便很多，而且在節(jié)流間隙?c相等的情況下，方形節(jié)流凸臺(tái)和圓形節(jié)流凸臺(tái)的節(jié)流液阻在很大范圍內(nèi)是近似相等的。

1)空載時(shí)通過(guò)圓形節(jié)流凸臺(tái)流入軸承一個(gè)油腔的流量QC0

式中：Rco為圓形節(jié)流凸臺(tái)的液阻，rc為圓形節(jié)流凸臺(tái)半徑。

2)結(jié)構(gòu)系數(shù)λ0及節(jié)流比β0

由于設(shè)計(jì)的油腔之間沒(méi)有回油槽，則結(jié)構(gòu)系數(shù)λ0為

節(jié)流比β0為 β0=1+ λ0。

3)軸承承載能力P

3 計(jì)算示例

1)選擇潤(rùn)滑油

選取15號(hào)主軸油，ηt= 6×15×10-8。

2)確定節(jié)流間隙?c

取圓形節(jié)流凸臺(tái)rc2=1.75 cm；θ1=68° ，rc1=0.15 cm，l1=1.2 cm，l=8.8 cm，則

由于該軸承有動(dòng)壓效應(yīng)，供油壓力Ps與油腔的有效壓力Pr的比值β 就會(huì)小于2，這樣最優(yōu)結(jié)構(gòu)系數(shù)λ0要取小于1的值，這樣?c的值要增大；再考慮節(jié)流效應(yīng)和抵抗油液污染的因素，取方形凸臺(tái)的節(jié)流間隙?c=5×10-3cm。

3)求軸承流量Q

4 軸承制造工藝的分析

軸承的制造工藝路線直接反映了一種精益生產(chǎn)方式，傳統(tǒng)的動(dòng)靜壓軸承制造：軸承結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)→加工工藝編制→數(shù)控車(chē)床→內(nèi)外磨床→數(shù)控鏜銑床→研磨。目前的動(dòng)靜壓軸承：軸承結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)→加工軟件編程→車(chē)銑復(fù)合中心，可實(shí)現(xiàn)螺旋線的成型加工。

兩種制造方式比較：(1)操作人員需要使用三維數(shù)控編程軟件，自動(dòng)化程度更高。(2)四軸以上數(shù)控機(jī)床應(yīng)用程度高，減少半自動(dòng)設(shè)備的需求。(3)減少了制造工序，減少了裝夾誤差。(4)可實(shí)現(xiàn)加工過(guò)程的數(shù)據(jù)監(jiān)控。

5 結(jié)語(yǔ)

本文設(shè)計(jì)了一種新型的固定式間隙節(jié)流動(dòng)靜壓軸承，基于阿基米德螺旋線形狀特征，運(yùn)用了車(chē)銑復(fù)合加工中心，滿足了軸承各項(xiàng)指標(biāo)需求，同時(shí)改進(jìn)了軸承制造的精益生產(chǎn)方式。