基于動(dòng)網(wǎng)格方法的不同油膜厚度下靜壓軸承承載特性分析

張艷芹+孔祥濱+郭麗麗+程海闊+李銳

摘 要：針對(duì)重型裝備制造業(yè)中重型靜壓軸承承載特性的研究，考慮到不同工況下間隙油膜厚度對(duì)靜壓軸承承載能力及壓力分布的影響，建立了靜壓軸承間隙油膜三維模型及邊界條件，利用CFD（computational fluid dynamic）原理，應(yīng)用動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)和FLUENT軟件，探討靜壓軸承轉(zhuǎn)速為10r/min以及在空載0t、有載40t、滿(mǎn)載150t不同工況下，油膜厚度變化對(duì)壓力場(chǎng)以及油腔壓力值的影響規(guī)律。結(jié)果表明：油腔壓力隨著間隙油膜厚度的減小而增大，當(dāng)油膜減小到一定值時(shí)，油腔壓力顯著增加，油膜承載能力顯著增強(qiáng)。

關(guān)鍵詞：靜壓軸承；CFD；動(dòng)網(wǎng)格；承載特性

DOI：10.15938/j.jhust.2017.06.004

中圖分類(lèi)號(hào)： TH133.3

文獻(xiàn)標(biāo)志碼： A

文章編號(hào)： 1007-2683（2017）06-0020-04

Abstract：Research on the bearing characteristics of heavy hydrostatic bearing in heavy equipment manufacturing industry， considering the influence of film thickness on the bearing capacity and pressure distribution of hydrostatic bearing under different working conditions， 3D model and boundary condition of hydrostatic bearing oil film are established. Discussing the influence of oil film thickness variation on pressure field and oil chamber pressure under hydrostatic bearing running in the noload 0t， load 40t， full load 150t and the rotating speed of 10r/min， by using CFD （computational fluid dynamic） principle， dynamic mesh technology and FLUENT software. The results show that the oil cavity pressure increases with the decrease of oil film thickness， when the oil film decreases to a certain value， the pressure and bearing characteristics of oil cavity increases significantly.

Keywords：hydrostatic bearing； CFD； dynamic mesh； loadbearing characteristics

0 引 言

本文研究的重型靜壓軸承用于重型數(shù)控裝備制造業(yè)中，靜壓軸承的原理早在19世紀(jì)就被發(fā)現(xiàn)，但直到20世紀(jì)50年代才在發(fā)達(dá)國(guó)家興盛起來(lái)。我國(guó)從50年代后期開(kāi)始液體靜壓軸承的應(yīng)用研究工作，60年代初開(kāi)始在金屬切削機(jī)床上推廣應(yīng)用[1]。液

體靜壓軸承因其能提供廣泛的油膜厚度以及較高的油膜剛度，具有功率損耗小，低轉(zhuǎn)速下工作平穩(wěn)等特點(diǎn)被廣泛應(yīng)用到重型裝備制造業(yè)中并成為核心部件。

近年來(lái)，對(duì)于靜壓軸承的研究，國(guó)外學(xué)者考慮到靜壓軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)變化對(duì)軸承承載性能的影響進(jìn)行了理論與實(shí)驗(yàn)探究。2002年，SATISH對(duì)不同油腔形狀的靜壓軸承的靜態(tài)和動(dòng)態(tài)性能進(jìn)行了理論分析，探究了其對(duì)靜壓軸承承載性能的影響[2]。GRABOVSKII在負(fù)載和轉(zhuǎn)速恒定的條件下運(yùn)用變積分的方法研究了氣體靜壓推力軸承最大承載能力下的最佳間隙[3]。文[4]通過(guò)求解雷諾方程，并用有限元法計(jì)算了軸承間隙中速度場(chǎng)和壓力場(chǎng)，研究了節(jié)流器的尺寸和油腔的幾何形狀對(duì)靜壓軸承的流態(tài)及壓力分布的影響。文[5]研究了流體在穩(wěn)流和湍流狀態(tài)時(shí)，對(duì)液體靜壓軸承動(dòng)靜態(tài)參數(shù)的影響，涉及到剛度和阻尼特性的研究。

國(guó)內(nèi)學(xué)者從事靜壓軸承技術(shù)的研究開(kāi)始于20世紀(jì)50年代后期，文[6-11]對(duì)橢圓油腔和扇形油腔的靜壓軸承靜止?fàn)顟B(tài)時(shí)的流場(chǎng)進(jìn)行仿真，指出扇形油腔結(jié)構(gòu)的靜壓軸承要優(yōu)于橢圓油腔。2006年劉賓等采用有限差分法，對(duì)徑向空氣軸承的壓力場(chǎng)進(jìn)行了二維數(shù)值仿真，得到了在不同偏心率下的壓力場(chǎng)分布圖[12]。2009年YU X J等建立了大尺度靜壓軸承液-固態(tài)耦合數(shù)值分析模型，給出了空心同軸和鼓狀內(nèi)襯的最大應(yīng)力位置，得出由于空心同軸和鼓狀內(nèi)襯的變形，導(dǎo)致油膜最薄厚度減少了12.1%[13]。2011年哈爾濱工業(yè)大學(xué)的汪圣飛對(duì)徑向推力軸承的靜、動(dòng)態(tài)性能展開(kāi)了研究，并運(yùn)用Fluent軟件進(jìn)行計(jì)算，得到了軸承氣膜中壓強(qiáng)以及氣體流速的分布情況并進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證[14]。王幸福建立流體動(dòng)力潤(rùn)滑的數(shù)學(xué)模型對(duì)軸承潤(rùn)滑特性進(jìn)行研究，得到不同磨損狀態(tài)下的軸承油膜的潤(rùn)滑特性[15]。上海大學(xué)的李松生、周鵬等利用超高轉(zhuǎn)速電主軸結(jié)構(gòu)，通過(guò)改變供油量和轉(zhuǎn)速等狀態(tài)參數(shù)，進(jìn)行了軸承潤(rùn)滑性能的試驗(yàn)研究[16]。唐健研究了靜壓軸承節(jié)流器對(duì)軸承承載能力及油膜剛性的影響，采用四種不同的節(jié)流方式進(jìn)行比較驗(yàn)證[17]。

從以上國(guó)內(nèi)外學(xué)者研究綜述可以看出，對(duì)于靜壓軸承的研究主要還是側(cè)重于結(jié)構(gòu)參數(shù)變化對(duì)潤(rùn)滑特性及承載性能的影響，而對(duì)于高速重載多油墊靜壓軸承在油膜厚度變化過(guò)程中的承載特性的研究較少。本文在團(tuán)隊(duì)前期研究基礎(chǔ)上[18-20]，基于有限體積法和動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)對(duì)靜壓軸承間隙油膜進(jìn)行了動(dòng)態(tài)模擬，文中研究轉(zhuǎn)速10r/min，分別在空載、有載、滿(mǎn)載工況下，對(duì)不同油膜厚度下靜壓軸承的承載性能數(shù)值計(jì)算，得到了不同承載條件下油膜厚度變化對(duì)壓力場(chǎng)以及油腔壓力值的影響的變化規(guī)律，研究結(jié)果為重型靜壓軸承設(shè)計(jì)計(jì)算方面的提供理論參考。endprint

1 油膜模型及基本假設(shè)條件

1.1 油膜模型

靜壓軸承間隙油膜整體上采用圓環(huán)形油墊潤(rùn)滑型式，圓周上共包括24個(gè)油腔，并且在圓周上呈周期對(duì)稱(chēng)分布。根據(jù)工廠(chǎng)實(shí)際應(yīng)用的尺寸數(shù)據(jù)對(duì)重型靜壓軸承間隙油膜三維模型進(jìn)行建模。靜壓軸承間隙油膜三維模型如圖1所示，其中包括油腔、封油面、回油槽、油膜、入油孔等組成部分。

1.2 基本假設(shè)及計(jì)算條件

基本假設(shè)及計(jì)算條件：①工作介質(zhì)為不可壓縮流體且流態(tài)為三維非定常流動(dòng)；②流體流過(guò)進(jìn)油孔，經(jīng)計(jì)算雷諾數(shù)Re<1000，故進(jìn)油孔內(nèi)部流態(tài)為層流；流體進(jìn)入油腔后，工作臺(tái)與導(dǎo)軌之間經(jīng)計(jì)算雷諾數(shù)Re<2300，導(dǎo)軌內(nèi)部為層流狀態(tài)；③油膜厚度變化為線(xiàn)性變化；④旋轉(zhuǎn)過(guò)程中，不考慮工作臺(tái)及底座的熱變形。

2 油膜數(shù)學(xué)模型

文中所研究的重型機(jī)床尺寸很大，故將多油墊扇形腔簡(jiǎn)化成矩形單腔平面油墊結(jié)構(gòu)來(lái)計(jì)算，單個(gè)油墊結(jié)構(gòu)尺寸如圖2所示，圖中陰影部分面積為有效承載面積，其中R1、R2、R3、R4、φ1、φ2為靜壓工作臺(tái)單個(gè)油墊的結(jié)構(gòu)尺寸，L、l、B、b為簡(jiǎn)化后矩形單腔平面油墊結(jié)構(gòu)尺寸。

通過(guò)上式可以看出，運(yùn)行時(shí)靜壓軸承承載特性在采用定量方式供油時(shí)，支承的承載能力不僅和靜壓導(dǎo)軌上油腔及封油邊的幾何結(jié)構(gòu)尺寸有關(guān)，還和油膜厚度以及油液的粘度有關(guān)。

3 數(shù)值計(jì)算及邊界條件

3.1 邊界條件設(shè)置

在設(shè)置邊界條件時(shí)，計(jì)算模型為壓力基隱式求解器，流動(dòng)入口設(shè)置為速度進(jìn)口邊界，出口設(shè)置選用壓力出口，流動(dòng)出口靜壓為大氣壓。

根據(jù)工程實(shí)際運(yùn)用UG建模軟件進(jìn)行三維仿真模型的創(chuàng)建，導(dǎo)軌上周期性沿圓周方向陣列著24個(gè)油墊，各個(gè)油墊中流體的流動(dòng)狀態(tài)及流動(dòng)特性相同，為了便于進(jìn)行數(shù)值模擬分析，工作臺(tái)油膜整體被簡(jiǎn)化成周期性油墊模型如圖3所示。

為了研究在高速條件下，靜壓工作臺(tái)間隙油膜厚度變化對(duì)壓力場(chǎng)的影響，選取比較有特征的截面來(lái)進(jìn)行分析，為此以進(jìn)油孔軸線(xiàn)為基準(zhǔn)進(jìn)行周向AA截面，如圖4所示。

3.2 數(shù)值模擬及結(jié)果分析

重型靜壓軸承間隙油膜壓力場(chǎng)反映出支承的承載性能，本文基于有限體積法和動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)對(duì)靜壓軸承間隙油膜進(jìn)行了動(dòng)態(tài)模擬，得到了不同承載條件下油膜厚度變化對(duì)壓力場(chǎng)以及油腔壓力的影響規(guī)律。根據(jù)重型靜壓軸承實(shí)際工作中的承載情況，研究轉(zhuǎn)速10r/min，分別在空載、有載、滿(mǎn)載工況下即載荷為0t、40t、150t三種工況時(shí)，不同膜厚下靜壓軸承的承載性能。

由于篇幅有限，本文給出空載和滿(mǎn)載兩種載荷工況膜厚為0.12mm和0.04mm的油膜壓力場(chǎng)，油膜壓力場(chǎng)瞬態(tài)計(jì)算結(jié)果如圖5～6所示，其余工況見(jiàn)結(jié)果分析折線(xiàn)圖，壓力分布圖中壓力單位為Pa。

由計(jì)算結(jié)果可知，空載及滿(mǎn)載條件下，油腔內(nèi)的壓力場(chǎng)呈現(xiàn)均勻分布，壓力值沿著出口方向逐漸減小。

為了更清楚表達(dá)出不同載荷下，油膜承載能力與膜厚的關(guān)系，得出油膜厚度變化過(guò)程中油腔壓力變化折線(xiàn)圖如圖7所示。

由上述關(guān)系曲線(xiàn)可知，油膜厚度對(duì)軸承承載能力影響較大，隨著膜厚的減小油膜壓力逐漸增大，當(dāng)油膜厚度低于0.06mm時(shí)，隨著膜厚的減少，油膜承載能力急劇增強(qiáng)。

4 結(jié) 論

1）本文通過(guò)采用有限體積法及動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)對(duì)靜壓軸承進(jìn)行數(shù)值模擬計(jì)算，得到了靜壓軸承內(nèi)部壓力場(chǎng)的分布，為探究流體內(nèi)部壓力分布提供了可靠的研究方法，提高了計(jì)算精度。

2）通過(guò)模擬靜壓軸承油膜壓力場(chǎng)可知，空載、有載及滿(mǎn)載條件下，油腔內(nèi)的壓力場(chǎng)呈現(xiàn)均勻分布，壓力值沿著出口方向逐漸減小。

3）通過(guò)計(jì)算不同油膜厚度下的油腔壓力值可知，油膜厚度對(duì)軸承承載能力影響較大，隨著膜厚的減小油膜壓力逐漸增大，當(dāng)油膜厚度低于0.06mm時(shí)，隨著膜厚的減少，油膜承載能力急劇增強(qiáng)。

參 考 文 獻(xiàn)：

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（編輯：關(guān) 毅）endprint