基于流固耦合的靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)底部支撐優(yōu)化

高凌宇，洪榮晶

(南京工業(yè)大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院，江蘇南京 211816)

0 前言

液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)具有摩擦因數(shù)低、剛度高、承載能力大等特點(diǎn)，被廣泛應(yīng)用于各種機(jī)加工設(shè)備中[1]。由于液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)的油膜厚度極小，油腔的微小變形就會(huì)引起油膜的較大變化，從而影響靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)的承載能力；而且，靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)的底部支撐點(diǎn)處會(huì)發(fā)生微小應(yīng)變，影響靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)的加工精度，因此有必要深入研究靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)底部支撐布局對(duì)油腔變形和底部支撐點(diǎn)應(yīng)變的影響規(guī)律。KOZDERA和 DRBKOV[2]利用Fluent軟件研究了環(huán)形腔靜壓軸承的油膜厚度對(duì)油膜承載力和油腔壓力的影響規(guī)律。ZHANG等[3]運(yùn)用動(dòng)網(wǎng)格技術(shù)，針對(duì)雙矩形油腔進(jìn)行了數(shù)值模擬。HU 和LIU[4]提出了一種針對(duì)液體靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)的流-固-熱耦合模型，研究了不同工作參數(shù)對(duì)靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)潤(rùn)滑性能的影響。DHANDE和 PANDE[5]根據(jù)流固耦合原理研究了軸承的變形情況。QIN等[6]提出了一種用于解決箔片推力軸承的雙向流固耦合模型。張慶鋒[7]設(shè)計(jì)了一種扇形油腔并基于流固耦合模型驗(yàn)證了其可行性。王長(zhǎng)飛和周煥林[8]基于螢火蟲(chóng)算法對(duì)不同螺栓數(shù)量下的結(jié)構(gòu)進(jìn)行布局優(yōu)化，優(yōu)化后結(jié)構(gòu)的孔周應(yīng)力集中現(xiàn)象均得到明顯改善。肖文耀等[9]提出了單親混沌遺傳算法，對(duì)螺栓布局進(jìn)行了優(yōu)化，克服了傳統(tǒng)遺傳算法在工程應(yīng)用上的局限性。王曉婷和劉文光[10]研究了螺栓組布局對(duì)承載能力和剛度的影響。

在大型重載靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)加工過(guò)程中，毛坯工件可達(dá)上百噸，工件質(zhì)量通過(guò)油膜傳遞到靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)的油腔內(nèi)導(dǎo)致油腔變形，從而對(duì)油膜厚度產(chǎn)生影響，降低油膜的承載能力和剛度。在加工重型工件時(shí)，底部支撐點(diǎn)附近也會(huì)產(chǎn)生微小應(yīng)變，導(dǎo)致轉(zhuǎn)臺(tái)加工精度降低。

針對(duì)以上問(wèn)題，本文作者通過(guò)建立靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)流固耦合模型，以得到靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)在額定負(fù)載下油腔的變形量和底部支撐點(diǎn)處的應(yīng)變量，分析底部支撐點(diǎn)半徑和間距對(duì)變形和應(yīng)變的影響規(guī)律，確定轉(zhuǎn)臺(tái)底部支撐布局最佳參數(shù)并進(jìn)行重構(gòu)。

1 靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)工作原理及有限元建模

文中研究對(duì)象為南京某公司大型靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)，如圖1所示，其工作原理為：通過(guò)液壓泵將一定壓力的潤(rùn)滑油從液壓站輸送到多個(gè)靜壓油腔內(nèi)，油液經(jīng)過(guò)封油邊回流到回油槽中，再?gòu)幕赜筒叟诺揭簤赫局型瓿裳h(huán)。在導(dǎo)軌與封油邊之間形成厚度大約幾十微米的油膜，使運(yùn)動(dòng)導(dǎo)軌面浮起，保持導(dǎo)軌面與封油邊之間為純液體摩擦狀態(tài)，可以大幅度降低摩擦阻力和動(dòng)力消耗。

圖1 靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)外觀

靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)底座如圖2所示，在三維建模軟件中對(duì)轉(zhuǎn)臺(tái)底座進(jìn)行建模，模型如圖3所示，底座設(shè)計(jì)了3圈靜壓導(dǎo)軌，2圈主導(dǎo)軌用于主要外載荷，副導(dǎo)軌起到輔助支撐作用。但由于重載時(shí)圖3中A區(qū)域較薄弱所以不通油，為了保持轉(zhuǎn)臺(tái)的平衡B區(qū)域的3個(gè)油腔也不通油，即副導(dǎo)軌起支撐作用的為18個(gè)恒壓油腔。轉(zhuǎn)臺(tái)底部支撐結(jié)構(gòu)如圖4所示。

圖2 靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)底座

圖3 底座建模

圖4 底部支撐結(jié)構(gòu)

2 靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)流固耦合仿真

2.1 流固耦合模型建立

首先建立油膜的模型，為提高網(wǎng)格質(zhì)量，節(jié)約計(jì)算時(shí)間，利用ICEM CFD將油膜劃分成結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格后導(dǎo)入Fluent進(jìn)行仿真，油膜的厚度為0.028 mm，黏度為0.03 Pa·s，油膜網(wǎng)格整體如圖5(a)所示，進(jìn)油口處采用O形剖分如圖5(b)所示。

圖5 油膜網(wǎng)格

靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)的油腔由22個(gè)恒流式供油油腔和32個(gè)恒壓式供油油腔構(gòu)成，因此恒壓式供油油腔入口邊界設(shè)置為壓力入口，入口壓力值為0.3 MPa，恒流式供油油腔入口邊界設(shè)置為速度入口，設(shè)置為0.1 L/min，2種油腔出口邊界條件皆為壓力出口，出口壓力值為0，其余邊界設(shè)置為壁面。其中恒流式供油油腔的壓力分布如圖6所示。

圖6 油腔壓力分布

2.2 靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)流固耦合分析

靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)底座材料為鑄鐵，密度為7 300 kg/m3，彈性模量為130 GPa，泊松比為0.25，最大外負(fù)載約為2×106N(含工作臺(tái)自重)，通過(guò)油膜和油腔之間的流固耦合交界面直接作用在靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)的主導(dǎo)軌和副導(dǎo)軌上。邊界條件設(shè)置如圖7所示。

圖7 底座邊界條件設(shè)置

油腔的變形云圖和底部支撐的應(yīng)變?cè)茍D如圖8所示，從圖8(a)中可知變形區(qū)主要集中在主導(dǎo)軌處，最大變形量為8.729 μm。從圖8(b)中可知底部支撐點(diǎn)處應(yīng)變最大為4.926 3×10-5。

圖8 靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)流固耦合分析結(jié)果

3 底部支撐結(jié)構(gòu)分析及重構(gòu)驗(yàn)證

3.1 支撐點(diǎn)半徑對(duì)靜壓導(dǎo)軌變形和底部支撐處應(yīng)變的影響

支撐點(diǎn)半徑是影響靜壓導(dǎo)軌變形和底部支撐處應(yīng)變的關(guān)鍵因素之一，由于轉(zhuǎn)臺(tái)一共有4圈支撐點(diǎn)，但是第一圈支撐點(diǎn)處的靜壓導(dǎo)軌變形較小且分布均勻，所以只考慮后3圈支撐點(diǎn)，分為R2、R3和R3、R4兩種不同情況進(jìn)行分析。s為靜壓導(dǎo)軌變形量，ε為底部支撐處應(yīng)變量，表1所示為參數(shù)的描述、初始值以及變化范圍。

表1 距離參數(shù)變量

當(dāng)保持R4=2 190 mm不變時(shí)，靜壓導(dǎo)軌的變形量s隨半徑R2、R3的變化如圖9(a)所示，當(dāng)R2在1 280～1 320 mm、R3在1 650～1 700 mm時(shí)，靜壓導(dǎo)軌變形較??；當(dāng)保持R2=1 340 mm不變時(shí)，靜壓導(dǎo)軌的變形量s隨半徑R3、R4的變化如圖9(b)所示，當(dāng)R3在1 650～1 700 mm、R4在2 170～2 185 mm時(shí)，靜壓導(dǎo)軌變形較小。

圖9 底部支撐半徑對(duì)變形量的影響關(guān)系

當(dāng)保持R4=2 190 mm不變時(shí)，底部支撐處最大應(yīng)變量ε隨半徑R2、R3的變化如圖10(a)所示，當(dāng)R2在1 300～1 330 mm、R3在1 670～1 700 mm時(shí)，底部支撐處最大應(yīng)變量ε較小；當(dāng)保持R2=1 340 mm不變時(shí)，底部支撐處最大應(yīng)變量ε隨半徑R3、R4的變化如圖10(b)所示，R3在1 650～1 700 mm、R4在2 170～2 185 mm時(shí)，底部支撐處最大應(yīng)變量ε較小。

圖10 底部支撐半徑對(duì)應(yīng)變量的影響關(guān)系

綜合上述分析，考慮靜壓導(dǎo)軌變形量和底部支撐處應(yīng)變量，取R2=1 300 mm、R3=1 680 mm、R4=2 180 mm。

3.2 相鄰支撐點(diǎn)夾角對(duì)靜壓導(dǎo)軌變形和底部支撐處應(yīng)變的影響

相鄰支撐點(diǎn)夾角也是影響靜壓導(dǎo)軌變形和底部支撐處應(yīng)變的關(guān)鍵因素之一，θ的取值會(huì)直接影響底部支撐點(diǎn)的個(gè)數(shù)。由于第一圈相鄰支承點(diǎn)間夾角θ1對(duì)靜壓導(dǎo)軌變形的影響極小，所以分為θ2、θ3、θ43種不同情況進(jìn)行分析，表2所示為θ的描述、初始值以及變化范圍。

表2 角度參數(shù)變量

靜壓導(dǎo)軌的變形量s隨θ的變化如圖11所示，可知：第二圈相鄰支承點(diǎn)間夾角θ2、第三圈相鄰支承點(diǎn)間夾角θ3和第四圈相鄰支承點(diǎn)間夾角θ4對(duì)靜壓導(dǎo)軌變形的影響顯著。

圖11 θ對(duì)變形量s的影響關(guān)系

底部支撐處最大應(yīng)變量ε隨θ的變化如圖12所示，可知：當(dāng)3圈的相鄰支承點(diǎn)間夾角取值θ為18°～25°時(shí)支撐點(diǎn)處的最大應(yīng)變量較小。

圖12 θ對(duì)應(yīng)變量ε的影響關(guān)系

綜合上述分析，考慮實(shí)際加工和現(xiàn)場(chǎng)裝配條件等因素，θ值不可過(guò)小，且要均勻布置，所以θ2、θ3保持初值不變，取θ4=12°。

3.3 轉(zhuǎn)臺(tái)重構(gòu)及驗(yàn)證

根據(jù)第3.1、3.2節(jié)中優(yōu)化后的參數(shù)，利用SolidWorks三維建模軟件重新對(duì)轉(zhuǎn)臺(tái)底座進(jìn)行建模，并建立流固耦合模型，所有邊界條件與重構(gòu)前一致，重構(gòu)后的靜壓導(dǎo)軌變形云圖如圖13(a)所示，重構(gòu)后的支撐點(diǎn)應(yīng)變?cè)茍D如圖13(b)所示。

圖13 重構(gòu)后的結(jié)果

對(duì)比重構(gòu)前后的靜壓導(dǎo)軌變形量云圖，發(fā)現(xiàn)靜壓導(dǎo)軌的最大變形量從8.729 μm減小到7.049 μm，降低了約19.25%；對(duì)比重構(gòu)前后支撐處應(yīng)變量云圖，發(fā)現(xiàn)應(yīng)變量從4.926 3×10-5減小到3.458 3×10-5，降低了約29.80%，且應(yīng)變量分布更加均勻。

4 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證有限元分析結(jié)果的可靠性，以該轉(zhuǎn)臺(tái)為實(shí)驗(yàn)對(duì)象，在承載1.6×106N(含工作臺(tái)自重)的工況下，搭建試驗(yàn)臺(tái)底部支撐處應(yīng)變測(cè)試系統(tǒng)，如圖14所示。

圖14 應(yīng)變測(cè)試系統(tǒng)

測(cè)試點(diǎn)1、2設(shè)置在轉(zhuǎn)臺(tái)外立面，測(cè)試點(diǎn)3、4設(shè)置在轉(zhuǎn)臺(tái)底部平面，每個(gè)測(cè)試點(diǎn)設(shè)置2個(gè)垂直分布的應(yīng)變片，測(cè)試2個(gè)方向上的應(yīng)變量。每個(gè)測(cè)點(diǎn)對(duì)應(yīng)的方向如表3所示。具體布置如圖15所示。

表3 應(yīng)變測(cè)點(diǎn)分布

圖15 應(yīng)變片布置

由表4可知：仿真結(jié)果和實(shí)測(cè)結(jié)果基本一致，證明了轉(zhuǎn)臺(tái)底座模型建立的正確性和底部支撐結(jié)構(gòu)優(yōu)化結(jié)果的可靠性，但是也存在一定的偏差。造成偏差的原因有：

表4 底部支撐應(yīng)變實(shí)測(cè)值與仿真值對(duì)比

(1)應(yīng)變測(cè)量系統(tǒng)存在一定的誤差，如應(yīng)變測(cè)試儀精度誤差、外部干擾、應(yīng)變片粘貼不當(dāng)?shù)纫蛩兀?/p>

(2)仿真時(shí)忽略了油溫上升產(chǎn)生的影響，但實(shí)際轉(zhuǎn)臺(tái)工作過(guò)程中，即使轉(zhuǎn)臺(tái)沒(méi)有轉(zhuǎn)動(dòng)，油液流經(jīng)管路和閥門(mén)也會(huì)導(dǎo)致油溫略微升高。

5 結(jié)論

文中基于流固耦合的方法對(duì)靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)底部支撐布局進(jìn)行了重構(gòu)，重構(gòu)后油腔變形降低了約19.25%，底部支撐點(diǎn)處應(yīng)變降低了約29.80%，并通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證了仿真的可靠性。此研究為大型靜壓轉(zhuǎn)臺(tái)的底部支撐布局的設(shè)計(jì)和實(shí)際生產(chǎn)提供了理論參考。