液体静压轴承主轴设计与仿真分析

王晓晶，李军民，魏建义

(1.安阳工学院机械工程学院，河南安阳455000;2.安阳职业技术学院航空学院，河南安阳 455000)

0 前言

高速切削机床要求主轴单元具有较高的工作精度和较高的静刚度，液体静压轴承主轴以其驱动功率低、回转精度高、适用速度范围宽、抗震性能好、寿命长等优点在机械加工领域获得了广泛的应用。在国内引进的Landis公司生产的曲轴磨床中，其砂轮架主轴采用了以静压轴承为支承的电主轴结构形式，这种结构得到了国内众多研究者的重视。随后静压轴承的应用日益广泛，早在2007年，湖南大学就研制成功了液体动静压电主轴［1］。

液体静压轴承依靠外部供油装置供给恒定压力油，利用节流原理，使压力油腔中产生足够大的静压承载能力将主轴浮起，主轴从起动到停止始终在液体润滑下工作，有效提高了主轴的使用寿命和精度保持性。该设计第一次将液体静压轴承皮带轴用于冷拉伸设备，将主轴的径向跳动限制在0.002 mm以内，保证了加工精度的要求［2－4］。

1 皮带轴结构设计

1.1 主轴支撑形式选择

动静压电主轴结构如图1所示。

图1 动静压电主轴结构图

该设计主轴前端采用两套径向轴承和一套止推轴承共同支承，后端采用一套角接触球轴承作为辅助支承，辅助支承轴承定位方式为轴肩和卡簧，这样减少了加工和安装维护的难度。主轴采用皮带传动结构，相对于电动机内置式主轴轴向尺寸减小，优点是结构紧凑，提高了主轴的刚度和抗振性。

1.2 主轴轴径设计计算

主轴额定转速为2 000 r/min，可以实现正反转，径向跳动小于0.002 mm，主轴按扭转强度条件计算直径。

主轴材料选用38CrMoAl合金结构钢，又由于采用了键连接，主轴应在原基础上增大7%，薄厚最薄处取10 mm，计算得最小外径取d≥18 mm，根据工作要求取内径为90 mm。

1.3 卸荷机构设计

带轮卸荷机构如图2所示，组成卸荷机构的轴承4由轴承座5的轴肩定位，锁紧螺母2提供轴承预紧力，后密封环1与同步带轮3由螺钉紧固连接。如果不采用卸荷机构，带轮的预紧力通过主轴传到辅助支承轴承和液体静压轴承上，使轴承承受了所有的预紧力，主轴频繁的启动和停止将严重影响辅助轴承和液体静压轴承的寿命和精度，如果预紧力过大，则将直接损害主轴轴承［5］。而采用卸荷机构后，带轮的径向预紧力被直接转移到了轴承座上，使主轴轴承不承受带轮的预紧力，保证了工作时的精度和稳定性，提高了主轴轴承的寿命［6］。

图2 带轮卸荷机构

1.4 迷宫冷却泄油机构设计

图3为迷宫冷却泄油机构。

图3 迷宫冷却泄油机构

静压轴承结构紧凑，主轴发热量不易控制，为此设计了前盖1和密封螺母2为间隙配合，密封螺母2与防尘盖3为间隙配合，前盖1上开有漏油口，防尘盖3与前盖1间隙配合形成迷宫冷却泄油的结构，增大了冷却油与主轴的接触面积，相比于普通冷却结构更有利于散热。

2 静压轴承参数计算

2.1 前径向轴承参数计算

节流器对液体静压轴承的性能影响很大，常用的节流方式有毛细管节流、小孔节流、薄膜反馈节流和缝隙节流［7－10］。小孔节流器利用油液通过管路中阻力的突变，造成能量损失而产生压降，且小孔节流器的液阻对温升不敏感，采用小孔节流静压轴承具有较好的承载能力和宽裕的稳定裕度。根据冷拉伸使用要求，该设计采用小孔节流器。径向轴承结构如图4所示。

图4 径向轴承结构

根据主轴直径和承载要求，径向轴承采用四油腔结构，供油方式为恒压。

(1)确定节流比β，β=ps/pr，pr为油腔压力;

(2)确定轴承的直径D，根据设计方案取轴承的直径D=170 mm;

(3)确定轴承宽度B，一般宽径比B/D=0.8～1.5，根据要求取轴承宽度B=123 mm;

(4)确定润滑油黏度η，根据主轴速度选择2号主轴油。50℃时其密度ρ=860 kg/m3，运动黏度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)确定轴承轴向封油边的宽度C1和周向封油边宽度b1，C1=b1≈D/10，油腔的轴向宽度L=B－2C1，取C1=b1=15 mm，L=93 mm;

(6)确定周向回油槽尺寸，根据轴承直径D取回油槽b2=6 mm、z2=1.2 mm;

(7)确定油腔的周向包角2θ1，根据周向封油边和周向回油槽宽度b2，取2θ1=66°;

(8)确定轴承间隙h0，根据轴承直径D，2h0=(0.000 4～0.000 7)D，取h0=0.043 mm;

(9)确定油腔深度t，t=(30～60)h0，一般取深度为1～3 mm，这里取t=3 mm;

(10)确定节流孔直径d0，根据经验及h0的值，取d0=0.5 mm;

(11)确定工作压力ps，取ps=2.5 MPa。

计算小孔节流液体静压径向轴承油腔压力的基本公式［8－10］:

式中:α为小孔流量系数取0.6;d0为节流孔直径;ps为工作压力;pr为油腔压力;ρ为润滑油密度;R为轴承半径;h0为轴承间隙;η为润滑油黏度;C1为轴承轴向封油边宽度;L为油腔的轴向宽度;b1为周向封油边宽度;2θ1为油腔的轴向包角，以上数据分别代入式 (1)后，得pr=1.5 MPa。

液体静压径向轴承刚度计算，由于封油边上也有压力分布，所以一个油腔的有效承载面积A比油腔的实际面积要大:

轴承的刚度J可由下式给出:

轴承的承载力Fmax，一般认为ε不大于0.4，取ε=0.2:

式 (3)代入式 (4)、(5)中计算得轴承刚度为1 250 N/μm，轴承的承载力为10 000 N。

后轴承的参数计算方法与前轴承一致，这里就不再赘述。

2.2 止推轴承设计计算

液体静压止推轴承的结构形式分为环形油腔静压止推轴承、多油腔静压止推轴承。环形油腔静压止推轴承结构简单、加工方便、作用效果明显，该设计采用环形单油腔结构，如图5所示。

图5 止推轴承结构示意图

(1)d1～d2是静压止推轴承的内封油边，d3～d4是静压止推轴承的外封油边，d2～d3是单油腔静压止推轴承的环形油腔，d1=223 mm，d2=200 mm，d3=180 mm，d4=168 mm;

(2)确定节流孔直径dd0，根据经验取dd0=0.6 mm;

(3)确定轴承间隙hz0，根据要求取hz0=0.035 mm;

(4)确定润滑油黏度，主轴油的选择与径向轴承相通，50 ℃时其密度 ρ=860 kg/m3，η=1.29×10－3Pa·s;

(5)确定小孔节流系数，取α=0.6;

(6)确定供油压力，与径向轴承供油压力相同，ps=2.5 MPa。

计算小孔节流静压止推轴承油腔压力的基本公式:

式中:pr0为止推油腔压力，计算得pr0=1.0 MPa。

静压止推轴承有效承载面积为:

静压止推轴承刚度:

计算得出轴承刚度为275 N/μm。

3 液体静压轴承仿真分析

使用有限元流体分析软件CFX研究液体静压径向轴承和止推轴承油垫压力场和流场的关系。建立径向轴承油膜1/4模型 (图6)和止推轴承圆环形油膜1/2模型 (图7)，将模型导入ANSYS CFX的前处理软件进行网格的划分，为了计算的准确性和收敛性，在流体阶梯变化处加密网格。在压力梯度变化比较大的地方做了特殊处理，采用不等厚度的划分方式。网格划分如图7所示。

图6 静压径向轴承1/4流体网格

图7 静压止推轴承1/2流体网格

将划分好网格的模型调入前处理程序CFX-Pre中进行边界条件的设定，静压轴承流场分析中:设定油膜进口压力为2.5 MPa，进油温度为20℃，出油口压力0，工作转速为800 r/min。润滑油的密度为ρ=860 kg/m3，动力黏度为0.003 84 Pa·s，比热容为2 000 J/(kg·K)，导热系数为0.37 W/(m·K)。

可知液体静压径向轴承在空载条件下，转速为800 r/min时的油腔压力和流速分布图。从图8可知，回油槽附近负压为0.49 MPa，油腔压力均匀1.056 MPa;从图9中可知，速度流线在转动前方比较密集，油腔内润滑油流速为15.45 m/s。

图8 压力分布图

图9 速度流线分布图

可以看出液体静压止退轴承在空载条件下，转速为800 r/min时油腔入口负压为29.88 MPa，油腔内压力均匀为3.877 MPa，而且油腔内润滑油速度比较均匀为0.051 m/s。

4 结论

液体静压轴承的出现，是随着机械工业的发展，为适应高速、高精度、高承载力的要求而出新的新型油膜轴承，其应用范围在不断的扩大，较好的解决了一些机械对轴承精度、寿命、刚度等的特殊要求。

文中设计为静压轴承的扩展应用提供了参考。通过实验验证了液体静压皮带轴设计的合理性，主轴的动、静态等各项性能均达到了要求，实际运转状况良好。主轴的径向跳动在0.001～0.001 5 mm之间，达到了径向跳动小于0.002 mm的要求，改善了冷拉伸设备的机械性能。

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