超精密錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)節(jié)流器孔徑和軸承間隙對(duì)其剛度影響的研究

張瑞濤 李增強(qiáng) 袁梓馨 劉長(zhǎng)在 孫 濤

（①哈爾濱工業(yè)大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院，黑龍江哈爾濱 150001；②長(zhǎng)光衛(wèi)星技術(shù)股份有限公司，吉林長(zhǎng)春 130000）

近年來(lái)，液體靜壓技術(shù)被廣泛運(yùn)用于超精密加工設(shè)備中，液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)作為液體靜壓技術(shù)的典型應(yīng)用，除了具有大負(fù)載、高剛度及高回轉(zhuǎn)精度等優(yōu)點(diǎn)外，其低摩擦、不易磨損以及良好的動(dòng)靜態(tài)特性等特點(diǎn)，都十分符合超精密機(jī)床的性能的要求，故得到了廣泛運(yùn)用。為了提高轉(zhuǎn)臺(tái)的性能，從上世紀(jì)開始，眾多學(xué)者對(duì)其開展了研究[1-5]。

然而，對(duì)于傳統(tǒng)的圓柱形軸承液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)，它必須組裝徑向軸承和止推軸承，才能同時(shí)提供兩個(gè)方向的支撐，并且加工完成后徑向軸承的間隙將不能再被調(diào)整[6]。錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)可以用一對(duì)接觸面為錐面的軸承在徑向和軸向同時(shí)提供支持力，這種轉(zhuǎn)臺(tái)的結(jié)構(gòu)更加簡(jiǎn)單緊湊，具有更大的角剛度，并且轉(zhuǎn)臺(tái)的軸承間隙也可以在裝配時(shí)被不斷調(diào)整的。對(duì)于錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)，近幾十年里，其不同的節(jié)流形式，如小孔節(jié)流、薄膜節(jié)流、毛細(xì)管節(jié)流和自補(bǔ)償節(jié)流等，也開始被研究人員進(jìn)行理論和實(shí)驗(yàn)研究，他們發(fā)現(xiàn)這種轉(zhuǎn)臺(tái)的性能，除了受到節(jié)流形式的影響，軸承的錐角大小、節(jié)流器孔徑、軸承間隙及封油邊的寬度等參數(shù)都會(huì)對(duì)轉(zhuǎn)臺(tái)的性能產(chǎn)生不同程度的影響，尤其是節(jié)流器孔徑和軸承間隙。

Kane N R等[7]設(shè)計(jì)了一種新型的自補(bǔ)償錐形靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)，該轉(zhuǎn)臺(tái)具有很高的剛度和精度，軸向和徑向的回轉(zhuǎn)誤差低于0.05μm。Zuo X B等[8]對(duì)兩種帶有不同補(bǔ)償結(jié)構(gòu)的錐形靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)進(jìn)行對(duì)比研究，發(fā)現(xiàn)可變槽補(bǔ)償靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)的徑向剛度是固定槽補(bǔ)償靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)的3倍以上，且軸承的半圓錐角越大，其在軸向上會(huì)具有更好承載能力、軸向剛度和阻尼特性。Sharma SC等[9-10]使用有限元法開展了四油腔錐形靜壓軸承及其液壓油的性能研究，發(fā)現(xiàn)了軸承的軸向承載能力隨著半錐角的增大而增大，但液壓油流量會(huì)隨之減少。這些學(xué)者對(duì)于錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)或軸承的研究大多都還處于理論階段，很少有對(duì)實(shí)物的研究，至于錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)節(jié)流孔徑以及軸承間隙對(duì)其剛度的影響，更是無(wú)人研究。

此外，隨著計(jì)算機(jī)性能的不斷提升，設(shè)計(jì)者們可以在設(shè)計(jì)時(shí)通過(guò)計(jì)算機(jī)仿真軟件計(jì)算分析，得到一個(gè)性能優(yōu)良的轉(zhuǎn)臺(tái)[11-12]。Ma L N等[13]使用Fluent軟件對(duì)所設(shè)計(jì)的非對(duì)稱靜壓軸承進(jìn)行仿真，結(jié)果表明該支撐結(jié)構(gòu)可以很好地平衡偏載，并降低了伺服油缸的摩擦，提高了其壽命。Gao S Y等[14-15]采用CFD方法，研究了不同節(jié)流孔結(jié)構(gòu)和節(jié)流孔的長(zhǎng)徑比對(duì)靜壓軸承性能的影響，發(fā)現(xiàn)不同節(jié)流孔結(jié)構(gòu)的氣膜壓力分布存在差異，不同的壓差會(huì)導(dǎo)致靜壓止推軸承推力的改變。然而，還沒(méi)有學(xué)者使用計(jì)算機(jī)仿真軟件對(duì)錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)的性能進(jìn)行分析。

本文使用理論和實(shí)驗(yàn)相結(jié)合的方式，對(duì)小孔節(jié)流錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)的節(jié)流器孔徑和軸承間隙這兩種參數(shù)進(jìn)行研究，目的在于找到其對(duì)錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)剛度的影響規(guī)律，為設(shè)計(jì)出更高剛度的轉(zhuǎn)臺(tái)提供指導(dǎo)作用。

1 研究方法

1.1 小孔節(jié)流錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)的結(jié)構(gòu)

本文設(shè)計(jì)了一種結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)，其采用小孔節(jié)流的形式，不僅易于加工和裝配，相較自補(bǔ)償結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)臺(tái)，其具有更優(yōu)的阻尼系數(shù)和穩(wěn)定性。如圖1所示，節(jié)流器通過(guò)螺紋的連接方式和軸承定子安裝在一起，此外，軸承間隙的大小也可以通過(guò)改變墊圈的厚度來(lái)進(jìn)行調(diào)整，軸承整體結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，零件數(shù)量少。

圖1 錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)剖視圖

1.2 小孔節(jié)流錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)的理論公式

本文分別對(duì)軸承只受徑向和軸向2種偏載情況分別建立理論模型，由小孔節(jié)流液體潤(rùn)滑理論得到從單個(gè)節(jié)流器流入液壓油腔的流量

式中：α是節(jié)流器的流量系數(shù)，一般取0.6～0.7；d0是節(jié)流器小孔的直徑；ΔP是供油壓力P0與工作壓力Pw的差值ΔP=P0-Pw；ρ是液壓油的密度。

從單個(gè)液壓油腔的封油邊流出的流量

式中：R是軸承半徑；h0是軸承的間隙；η是液壓油的動(dòng)力粘度；l1是液壓油腔軸向封油邊的寬度；l2是液壓油腔周向封油邊的寬度；l是液壓油腔的母線長(zhǎng)；θ1是液壓油腔的包角的一半。

液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)在受到偏載的情況下，液壓油會(huì)對(duì)軸承轉(zhuǎn)子產(chǎn)生一個(gè)與偏載反向的推力，如圖2所示，該推力可以被分解成沿軸線方向和沿直徑方向的分力，這兩個(gè)分力可以看作是徑向和軸向兩塊油膜產(chǎn)生的。本文將分別計(jì)算轉(zhuǎn)臺(tái)在兩個(gè)方向的性能。

圖2 錐形油膜反向推力等效分解圖

首先計(jì)算轉(zhuǎn)臺(tái)沿直徑方向的性能：

從單個(gè)節(jié)流孔流入的液壓油的流量，等于從單個(gè)油膜流出的流量，即Qin=Qout，結(jié)合式（1）和式（2）得

轉(zhuǎn)臺(tái)在徑向的有效承載面積為

其中：θ2是油膜包角的一半。

轉(zhuǎn)臺(tái)的剛度可由式（5）計(jì)算得到

式中：節(jié)流比β是供油壓力P0與工作壓力Pw的比值β = P0/Pw；φ是軸承的錐角。

在計(jì)算轉(zhuǎn)臺(tái)沿軸線方向的性能時(shí)，本文將等效的軸向油腔近似為液體靜壓導(dǎo)軌矩形油腔求得其有效工作面積Aa，如圖3所示。

圖3 液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)軸向剛度計(jì)算油腔等效示意圖

近似的過(guò)程和計(jì)算求解的公式如下

等效止推軸承的剛度為

1.3 小孔節(jié)流錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)的流體仿真有限元模型建模

本文針對(duì)所設(shè)計(jì)的小孔節(jié)流錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)，建立了其處于徑向或軸向偏移狀態(tài)下時(shí)油膜的三維模型，在對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分后，將其導(dǎo)入到Fluent軟件中進(jìn)行仿真計(jì)算。油膜的供油孔被設(shè)定為“壓力入口”，4個(gè)側(cè)邊被設(shè)定為“壓力出口”，其余的表面被設(shè)定為“墻面”?！皦毫θ肟凇碧幍膲簭?qiáng)設(shè)定為1.5 MPa，出口處壓強(qiáng)為0 MPa，當(dāng)?shù)`差小于1×10-4MPa時(shí)，視為計(jì)算結(jié)果收斂。最后，使用Fluent軟件的后處理功能，可以得到油膜的壓力分布情況及其在軸向或徑向上的壓力總數(shù)值。在仿真中建立的油膜的模型如圖4所示，其形狀和尺寸與實(shí)際轉(zhuǎn)臺(tái)中的一致，結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

圖4 仿真建立的油膜模型

表1 錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)油膜的結(jié)構(gòu)參數(shù)

如圖4所示，本文設(shè)計(jì)的轉(zhuǎn)臺(tái)具有4對(duì)完全一樣的油腔，并在圓周方向均勻分布。為了加快仿真計(jì)算的速度，在計(jì)算轉(zhuǎn)臺(tái)軸向剛度時(shí)，只建立其中1對(duì)油膜的模型，并將計(jì)算結(jié)果乘以4作為最終的結(jié)果。

1.4 小孔節(jié)流錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)剛度檢測(cè)方法

錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)的一個(gè)明顯的優(yōu)勢(shì)是可以改變其軸承間隙，而本文設(shè)計(jì)的轉(zhuǎn)臺(tái)除了具有該優(yōu)點(diǎn)，其節(jié)流器也可以輕松更換，這就給本文的驗(yàn)證實(shí)驗(yàn)創(chuàng)造了條件。本文通過(guò)實(shí)驗(yàn)對(duì)所設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)臺(tái)的軸向和徑向剛度分別進(jìn)行測(cè)量，實(shí)驗(yàn)中轉(zhuǎn)臺(tái)的結(jié)構(gòu)參數(shù)如表2所示。

表2 錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)剛度實(shí)驗(yàn)安排

錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)剛度的測(cè)量通過(guò)加載法來(lái)實(shí)現(xiàn)，具體方式是給轉(zhuǎn)臺(tái)一個(gè)逐漸增大的外界負(fù)載，觀察轉(zhuǎn)臺(tái)的工作臺(tái)面在該方向上位移量的變化，負(fù)載大小和位移量的比值即為轉(zhuǎn)臺(tái)在該方向的剛度。實(shí)驗(yàn)中使用的位移傳感器為TESA公司的雙通道接觸式電子長(zhǎng)度測(cè)量?jī)x和高精度電感測(cè)頭，傳感器測(cè)量精度為0.01μm。

轉(zhuǎn)臺(tái)軸向剛度測(cè)量實(shí)驗(yàn)如圖5所示，采用給轉(zhuǎn)臺(tái)臺(tái)面不斷添加標(biāo)準(zhǔn)重物的方法以施加軸向負(fù)載。為了避免轉(zhuǎn)臺(tái)臺(tái)面傾斜對(duì)測(cè)量結(jié)果的影響，實(shí)驗(yàn)中將2個(gè)測(cè)微儀測(cè)頭對(duì)稱放置在轉(zhuǎn)臺(tái)臺(tái)面的兩端且2個(gè)測(cè)頭到臺(tái)面軸心處的距離相等，轉(zhuǎn)臺(tái)在軸向上的實(shí)際位移量等于2個(gè)測(cè)頭測(cè)量值的平均值。

圖5 錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)軸向剛度測(cè)量實(shí)驗(yàn)圖

轉(zhuǎn)臺(tái)剛度的計(jì)算公式為

式中：F為外界載荷的大小；Δx為2個(gè)測(cè)頭測(cè)量值Δx1、Δx2的平均值。

要想使轉(zhuǎn)臺(tái)只發(fā)生徑向的位移，必須對(duì)轉(zhuǎn)臺(tái)施加一個(gè)沿直徑方向且處在軸承中心面上的外載荷，如圖6所示為錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)徑向剛度測(cè)量實(shí)驗(yàn)圖，徑向外力的施加是通過(guò)擰緊加載螺釘實(shí)現(xiàn)的。為了防止外載荷的偏心，本文設(shè)計(jì)了一種力加載支架，將加載螺釘處的力分解成上下兩個(gè)連桿對(duì)轉(zhuǎn)臺(tái)的拉力。加載螺釘處在轉(zhuǎn)臺(tái)軸承的中心面，上下連桿到加載螺釘?shù)木嚯x相等，如此可以保證上下連桿對(duì)轉(zhuǎn)臺(tái)的拉力是相等的，即轉(zhuǎn)臺(tái)受到的拉力的合力是沿其直徑方向且轉(zhuǎn)臺(tái)不會(huì)發(fā)生偏擺；一個(gè)力傳感器與加載螺釘?shù)亩瞬肯噙B接，用于測(cè)量并顯示加載螺釘對(duì)轉(zhuǎn)臺(tái)施加壓力的數(shù)值。

圖6 錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)徑向剛度測(cè)量實(shí)驗(yàn)圖

2 結(jié)果與討論

2.1 間隙影響

為了探究軸承間隙對(duì)轉(zhuǎn)臺(tái)性能的影響，本文分別建立了錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)在不同軸承間隙大小情況下的偏心模型。根據(jù)以往的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)的間隙一般都在10～30μm，所以本文建立了軸承間隙為14～22 μm的液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)在軸向或徑向偏心了2μm的油膜模型，接著導(dǎo)入到Fluent軟件中進(jìn)行仿真計(jì)算，計(jì)算出液壓油的壓力分布，轉(zhuǎn)臺(tái)處于軸向和徑向偏心情況下的結(jié)果相似，如圖7所示為轉(zhuǎn)臺(tái)處于徑向偏心的情況。轉(zhuǎn)臺(tái)節(jié)流孔大小統(tǒng)一設(shè)定為0.4 mm，供油壓力恒定為1.5 MPa。

從圖7中可以看出，在其他條件不變的情況下，隨著液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)軸承間隙的增大，軸承油腔內(nèi)的壓力逐漸減小。例如，轉(zhuǎn)臺(tái)處于偏心時(shí)，上油腔內(nèi)的壓力由1.3 MPa逐漸減小到1 MPa，下油腔的壓力也由1.13 MPa逐漸減小到0.67 MPa。這是因?yàn)檩S承間隙增大后，液壓油壓力出口處的截面積增大，即封油邊的液阻變小，油腔內(nèi)的液壓油更容易流出到外界，造成油腔內(nèi)與外界環(huán)境的壓力差降低，而外界壓力始終等于大氣壓力為一恒定值，因此油腔內(nèi)部的壓力逐漸降低。為了進(jìn)一步研究軸承間隙與轉(zhuǎn)臺(tái)剛度的關(guān)系，我們使用Fluent軟件輸出液壓油在軸向或徑向上的壓力總值，經(jīng)處理計(jì)算后得到轉(zhuǎn)臺(tái)軸向和徑向的剛度，并整理繪制出如圖8所示的剛度曲線。

圖7 錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)不同軸承間隙液壓油的壓力分布云圖

圖8 不同軸承間隙下轉(zhuǎn)臺(tái)的剛度曲線圖

從圖8中可以看出，當(dāng)節(jié)流器孔徑為0.4 mm時(shí)，隨著軸承間隙的增大，錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)的軸向和徑向剛度都呈現(xiàn)出先增大后減小的趨勢(shì)，并在軸承間隙為16μm時(shí)達(dá)到峰值，這是因?yàn)檗D(zhuǎn)臺(tái)的承載力和剛度是由4對(duì)油腔的壓力差值決定的，壓差越大，轉(zhuǎn)臺(tái)的承載力越大，剛度也就越大。雖然油腔內(nèi)的壓力是隨著軸承間隙的增大逐漸降低的，但油腔的壓力差值并非具有同樣的變化趨勢(shì)。至于當(dāng)軸承間隙取值多少時(shí)，轉(zhuǎn)臺(tái)的剛度能到達(dá)峰值，是由轉(zhuǎn)臺(tái)多種參數(shù)如節(jié)流器孔徑、封油邊的寬度、潤(rùn)滑油的粘度等共同決定的。本次計(jì)算得到的剛度峰值對(duì)應(yīng)的軸承間隙為16μm，說(shuō)明供油壓力為1.5 MPa，節(jié)流器孔直徑為0.4 mm時(shí)，油腔壓力在軸承間隙16 μm附近變化最大，此時(shí)4對(duì)油腔的壓力差值變化率最大，轉(zhuǎn)臺(tái)的剛度也就最大。

2.2 孔徑影響

為了研究節(jié)流器孔徑對(duì)轉(zhuǎn)臺(tái)剛度的影響，本文建立了節(jié)流器孔徑分別為0.3 mm、0.4 mm和0.5 mm的錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)在受外界負(fù)載的情況下的油膜模型，按照前文所敘述的仿真計(jì)算步驟，最終得到不同節(jié)流器孔徑的轉(zhuǎn)臺(tái)在受外界負(fù)載情況下，油腔的壓力分布情況以及油膜的壓力總值如圖9所示，供油壓力恒定為1.5 MPa，軸承間隙統(tǒng)一為18μm。

圖9 錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)不同節(jié)流孔徑液壓油的壓力分布云圖

從圖9中可以看出，在其他條件不變的情況下，隨著錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)節(jié)流器孔徑的增大，轉(zhuǎn)臺(tái)油腔內(nèi)的壓力逐漸增大。例如，轉(zhuǎn)臺(tái)處于軸向偏心時(shí)，上油腔內(nèi)的壓力由0.67 MPa逐漸增大到1.2 MPa，下油腔的壓力也由0.3 MPa逐漸增大到0.97 MPa。這是因?yàn)檗D(zhuǎn)臺(tái)的節(jié)流器孔徑增大后，液壓油壓力入口處的截面積增大，即節(jié)流器的液阻變小，供油管內(nèi)的液壓油更容易流入到油腔，造成油腔內(nèi)的壓力與供油壓力的差值減小，因此在供油壓力恒定不變的情況下，油腔內(nèi)部的壓力逐漸增大。

由圖8可以看出，隨著軸承間隙的變化，節(jié)流器孔徑對(duì)轉(zhuǎn)臺(tái)剛度的影響程度是不同的，當(dāng)軸承間隙小于15μm時(shí)，節(jié)流器孔徑越小，轉(zhuǎn)臺(tái)的軸向剛度越大，當(dāng)軸承間隙在15～19μm時(shí)，0.4 mm孔徑的轉(zhuǎn)臺(tái)軸向剛度最大，當(dāng)軸承間隙大于19 μm時(shí)，節(jié)流器孔徑越大，轉(zhuǎn)臺(tái)的軸向剛度越大，轉(zhuǎn)臺(tái)的徑向剛度也有相似的變化規(guī)律。這是因?yàn)檗D(zhuǎn)臺(tái)的承載和剛度是由4對(duì)油腔的壓力差產(chǎn)生的，而油腔的壓力是受節(jié)流孔徑和軸承間隙等多個(gè)參數(shù)共同影響的，當(dāng)軸承間隙發(fā)生了改變后，油腔壓力對(duì)節(jié)流器孔徑變化的敏感程度是不同的，造成4對(duì)油腔的壓力差的變化率不同，轉(zhuǎn)臺(tái)的剛度也隨之發(fā)生改變。因此在液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)的設(shè)計(jì)過(guò)程中，需要綜合考慮轉(zhuǎn)臺(tái)的多種參數(shù)，最終選取一組合適的值。

2.3 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證仿真的結(jié)果是否可靠，本文選取了一部分仿真的參數(shù)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。

將實(shí)驗(yàn)測(cè)得的數(shù)據(jù)經(jīng)過(guò)計(jì)算整理后，繪制出不同節(jié)流器孔徑和軸承間隙的錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)的剛度曲線如圖10所示，實(shí)驗(yàn)中設(shè)定的供油壓力恒定為1.5 MPa。

圖10 轉(zhuǎn)臺(tái)剛度測(cè)量結(jié)果與仿真結(jié)果對(duì)比圖

將實(shí)驗(yàn)測(cè)得的轉(zhuǎn)臺(tái)剛度的變化趨勢(shì)和仿真的結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，不難看出兩者具有很強(qiáng)的一致性，隨著軸承間隙從14μm逐漸增大到20 μm，節(jié)流器孔直徑為0.3 mm、0.4 mm和0.5 mm的轉(zhuǎn)臺(tái)先后取得剛度的最大值，且節(jié)流器孔徑的大小與轉(zhuǎn)臺(tái)剛度值的相關(guān)性也開始變得相反，說(shuō)明不論是對(duì)于轉(zhuǎn)臺(tái)的軸向剛度還是徑向剛度，仿真和實(shí)驗(yàn)的結(jié)果在變化趨勢(shì)上具有良好的一致性。

然而，實(shí)驗(yàn)測(cè)量出來(lái)的轉(zhuǎn)臺(tái)剛度數(shù)值只有仿真結(jié)果的一半左右，這可能是因?yàn)樵诜抡鏁r(shí)忽略了轉(zhuǎn)臺(tái)的自重，實(shí)驗(yàn)中的軸承間隙是通過(guò)測(cè)量轉(zhuǎn)臺(tái)通油時(shí)的浮起量得到的，也就是說(shuō)實(shí)際的軸承間隙要比測(cè)量值大；此外，仿真中沒(méi)有考慮到高壓液壓油導(dǎo)致的軸承變形，從而導(dǎo)致軸承間隙的變化，通過(guò)對(duì)比實(shí)驗(yàn)和仿真的結(jié)果可以發(fā)現(xiàn)，軸承間隙越小時(shí)，油腔處的壓力越大，此時(shí)實(shí)驗(yàn)和仿真的誤差也越大，這很有可能是由軸承變形導(dǎo)致的，為了進(jìn)一步說(shuō)明軸承變形對(duì)實(shí)驗(yàn)數(shù)值的影響，本文使用ANSYS軟件的流固耦合仿真，計(jì)算液體靜壓軸承在工作時(shí)軸承的變形量。

2.4 流固耦合

本文以軸承承受徑向偏載的情況為例，進(jìn)行流固耦合分析。主要流程為：首先在Workbench求解器中，導(dǎo)入之前求解過(guò)的FLUENT流體場(chǎng)結(jié)果并計(jì)算更新數(shù)據(jù)；再建立Static Structure靜態(tài)結(jié)構(gòu)分析模塊，導(dǎo)入建立的軸承零件仿真模型，在對(duì)其進(jìn)行網(wǎng)格劃分后，導(dǎo)入流體的壓力計(jì)算結(jié)果；最后，對(duì)軸承零件的變形量進(jìn)行求解。

將模型中與其他轉(zhuǎn)臺(tái)零件接觸的面設(shè)為固定，分別將油腔的壓力導(dǎo)入到軸承的轉(zhuǎn)子和定子上，如圖11所示。油腔壓力為軸承間隙18μm，節(jié)流孔徑0.4 mm，軸承處于徑向偏心2μm時(shí)的壓力值。

圖11 液壓油壓力導(dǎo)入結(jié)果

對(duì)軸承轉(zhuǎn)子和定子的變形量進(jìn)行仿真求解，結(jié)果如圖12所示。

如圖12，在高壓液壓油的作用下，軸承轉(zhuǎn)子的最大形變量為4.06μm，位于轉(zhuǎn)子零件的上圓錐錐面邊角位置；軸承定子的最大形變量為1.18μm，位于定子零件油腔封油邊，且與轉(zhuǎn)子零件最大變形量的位置對(duì)應(yīng)，兩者之和超過(guò)5μm。由之前的仿真和實(shí)驗(yàn)結(jié)果可以看出，當(dāng)軸承間隙改變幾個(gè)μm后，會(huì)對(duì)軸承剛度產(chǎn)生很大的影響，這會(huì)導(dǎo)致仿真與實(shí)驗(yàn)的結(jié)果產(chǎn)生較大偏差。

圖12 軸承變形量求解結(jié)果

3 結(jié)語(yǔ)

本文設(shè)計(jì)了一種小孔節(jié)流形式的錐形液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)，該轉(zhuǎn)臺(tái)可以方便地改變節(jié)流器孔徑和軸承間隙，并通過(guò)仿真計(jì)算和實(shí)驗(yàn)測(cè)量的方式，研究了節(jié)流器孔徑和軸承間隙對(duì)該類轉(zhuǎn)臺(tái)剛度的影響規(guī)律，得出了以下結(jié)論：

（1）在其他條件不變的情況下，轉(zhuǎn)臺(tái)油腔內(nèi)的壓力隨著軸承間隙的增大逐漸減小，隨著節(jié)流器孔徑的增大逐漸增大。

（2）轉(zhuǎn)臺(tái)剛度大小隨著軸承間隙的增大呈現(xiàn)出先增大后減小的變化趨勢(shì)，且不同節(jié)流器孔徑轉(zhuǎn)臺(tái)的剛度峰值對(duì)應(yīng)的軸承間隙值也不同。此外，當(dāng)軸承間隙小于15μm時(shí)，節(jié)流器孔徑越小，轉(zhuǎn)臺(tái)的剛度越大，隨著軸承間隙的增大，這種相關(guān)性開始變得相反。

（3）實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，不論是在軸向還是徑向，轉(zhuǎn)臺(tái)剛度仿真和實(shí)驗(yàn)的結(jié)果在變化趨勢(shì)上呈現(xiàn)良好的一致性，但是在數(shù)值上兩者有些偏差，實(shí)驗(yàn)的數(shù)值只有仿真的一半左右。使用ANSYS軟件的流固耦合仿真計(jì)算后發(fā)現(xiàn)，軸承變形量最大值超過(guò)5μm，是造成兩者結(jié)果偏差的重要影響因素。