深浅腔液体动静压轴承油膜承载特性分析
高效精密磨床砂轮主轴深浅腔动静压轴承静特性分析
２ ． Ｃ ｏ ｌ ｌ ｅ ｇ ｅ ｏ ｆ Ｍｅ ｃ ｈ ａ ｎ ｉ ｃ ｌ ａ ａ ｎ ｄ Ｖ ｅ ｈ ｉ ｃ ｌ ｅ Ｅ ｎ ｇ ｉ ｎ ｅ ｅ ｉ ｒ ｎ ｇ ， Ｃ ｈ ａ ｎ ｇ ｓ ｈ ａ Ｈ ｕ ｎ ａ ｎ ４ １ ０ ０ ８ ２ ， Ｃ ｈ ｉ ｎ ａ ）
高 效 精 密 磨 床 砂 轮 主 轴 深 浅 腔 动 静 压 轴承 静 特 性 分析
，
郭力
沈志伟
刘桂萍
（ １ ．湖南大学 国家高效磨削工程技术研究 中心 湖南 长沙 ４ １ ０ ０ ８ ２ ； ２ ．湖南 大学机械与运载工程学院 湖南长沙 ４ １ ０ ０ ８ ２ ）
摘要 ：阐述用于高效精密磨 床砂轮主轴 的 Ｈ Ｓ Ｄ Ｂ — Ｒ深浅腔动静压轴承的原理 ；建立基于 Ｎ ａ ｖ ｉ ｅ ｒ — Ｓ ｔ ｏ ｋ ｅ ｓ 方程的轴承油 膜流体力学控制方程 ，采用基于有限体积法的三维流体力学仿真软件 Ｆ Ｌ Ｕ Ｅ Ｎ Ｔ分析轴 承工作参数和结构参数对轴承承载 能力 、刚度 、温升等性能的影 响；对比 “ 一”字和 “ 匡”字 ２种油 腔结构形式对于轴承刚度及温度分布 的影 响。结果
Ａｎ ａ ｌ ｙ ｓ ｉ ｓ ｏ ｆ Ｓ ｔ ａ ｔ ｉ ｃ Ｃｈａ ｒ ａ ｃ ｔ ｅ ｒ ｉ ｓ ｉｃ ｔ ｓ ｏ ｆ ｔ ｈ ｅ Ｌｉ ｑ ｕ ｉ ｄ Ｈｙ ｂ ｉｄ ｒ Ｂｅ ａ ｉｎ ｒ ｇ ｓ ｗｉ ｔ ｈ
Ｄ ｅ ｅ ｐ — ｓ ｈ ｌｌ ａ ｏ ｗ Ｃ ａ ｖ ｉ ｔ ｙ ｉ ｎ ａ Ｉ Ｉ ｉ ｇ ｌ ｌ Ｅ ｉｃ ｆ ｉ ｅ ｎ ｃ ｙ ａ ｎ ｄ Ｐ ｒ ｅ ｃ ｉ ｓ ｉ ｏ ｎ Ｓ ｐ ｉ ｎ ｄ ｌ ｅ ｏ ｆ Ｇｒ ｉ ｎ ｄ ｅ ｒ
液体动静压球轴承的承载能力和温度场分析
Journal of Mechanical Strength2023,45(4):924-930DOI :10.16579/j.issn.1001.9669.2023.04.023∗20211216收到初稿,20220110收到修改稿㊂上海市扬帆计划项目(19YF1434500)资助㊂∗∗薛㊀浩,男,1998年生,江苏南通人,汉族,上海理工大学机械工程学院硕士研究生,主要研究方向为轴承润滑及热变形㊂∗∗∗沈景凤(通信作者),女,1968年生,安徽合肥人,汉族,上海理工大学机械工程学院副教授,硕士研究生导师,主要研究方向为机械设计及理论㊂液体动静压球轴承的承载能力和温度场分析∗ANALYSIS OF LOAD CAPACITY AND TEMPERATURE FIELD OFSPHERICAL HYBRID SLIDING BEARINGS薛㊀浩∗∗㊀沈景凤∗∗∗㊀秦㊀薇㊀程㊀攀㊀朱㊀锐(上海理工大学机械工程学院,上海200093)XUE Hao ㊀SHEN JingFeng ㊀QIN Wei ㊀CHENG Pan ㊀ZHU Rui(College of Mechanical Engineering ,University of Shanghai for Science and Technology ,Shanghai 200093,China )摘要㊀液体动静压球轴承在中高转速或高转速下,因润滑油摩擦和剪切作用使油膜温度升高,进而导致轴承与转子受热变形,且该变形量与油膜厚度处于同一数量级,严重影响主轴的回转精度㊂因此,以小孔节流方式的液体动静压球轴承作为研究对象,建立流体润滑数学模型,推导出润滑油膜的Reynolds 方程和能量方程,结合有限差分法和松弛迭代法计算了液体动静压球轴承的油膜压力分布和温度分布,并探究工作参数对承载能力和油膜温升的影响㊂结果表明,当转速越大㊁油膜厚度越小时,油膜剪切效应越强,温升也随之增大;当转速为3000r /min㊁油膜厚度为28μm 时,轴承最高温升相较1000r /min 时最高上升了18.65K;当转速为3000r /min㊁油膜厚度为20μm 时,轴承最高温升相较油膜厚度为28μm 时上升了27.685K㊂关键词㊀液体动静压球轴承㊀小孔节流㊀承载能力㊀温度场㊀热变形中图分类号㊀TH133.36Abstract ㊀The oil film temperature of the spherical hybrid sliding bearings would increase due to the friction and shear ofthe lubricating oil at high speed or super high speed,which leads to the thermal deformation of bearing and rotor.As a result,the deformation seriously affects the rotation accuracy of the spindle,because it is in the same order of magnitude as the oil film thickness.Therefore,the fluid lubrication mathematical model is established by taking the spherical hybrid sliding bearings with orifice throttling mode as the research object,and the Reynolds equation and energy equation of lubricating oil film are derived.The pressure distribution and temperature distribution of oil film of the spherical hybrid sliding bearings are calculated by combining the finite difference method and relaxation iteration method.The influence of working parameters on bearing capacity and oil film temperature rise was investigated.The results show that the oil film shear effect is stronger and the temperature rise increases with the increase of rotating speed and the decrease of oil film thickness.When the speed is 3000r /min and the oil filmthickness is 28μm,the maximum temperature rise of the bearing is 18.65K higher than that of 1000r /min.When the speed is 3000r /min and the oil film thickness is 20μm,the maximum temperature rise of the bearing is 27.685K higher than that of the oil film thickness of 28μm.Key words ㊀Spherical hybrid sliding bearings ;Orifice throttling ;Load capacity ;Temperature field ;Thermal deformationCorresponding author :SHEN JingFeng ,E-mail :shjf @ ,Tel :+86-21-55273617,Fax :+86-21-55273617The project supported by the Shanghai Sailing Program (No.19YF1434500).Manuscript received 20211216,in revised form 20220110.0㊀引言㊀㊀液体润滑轴承具有承载力大㊁刚度大㊁稳定性好等优点,在高速精密机床领域获得广泛应用㊂在实际应用中,由于轴承在中高转速下润滑油膜剪切与挤压生热,致使油膜温度升高,与油膜直接接触的轴径轴瓦会发生热变形,导致油膜厚度变小,影响主轴的回转精度,严重时甚至会造成刮瓦㊁抱轴等事故㊂因此,研究轴承温度场对提高轴承工作性能具有重大意义㊂学者们对液体润滑轴承的承载力和温度场等方面进行了研究㊂黄颖等[1]分析了静压轴承的内部油膜温度场及变形,研究结果表明静压轴承的局部最高热㊀第45卷第4期薛㊀浩等:液体动静压球轴承的承载能力和温度场分析925㊀㊀点基本与流体域计算的局部温度最大点重合㊂李健等[2]采用有限元法对转速和动压效应的关系进行了研究,研究表明在偏心率一定的情况下,油膜刚度㊁油腔压力㊁承载能力随着转速的提高而提高㊂陈园等[3]分析了润滑流体各个因素对轴承性能的影响,研究表明计及润滑流体热效应的油膜特性分布,随着温度分布的不同而有显著的变化,在考虑热效应下综合考虑润滑油的黏度㊁密度以及比热容等因素才更符合实际工况㊂SRINIVASAN V[4]采用雷诺方程并根据温度分布㊁黏度变化和径向载荷等参数改变边界条件,详细分析了仿真结果,研究表明,在特定条件下提高润滑油黏度有助于减小轴承磨损㊁延长使用寿命㊂SHAO J 等[5]通过拟合样条曲线建立了间隙油膜的黏温关系,然后给予有限体积法对相同转速下不同油腔深度的静压轴承温度场进行了数值计算,间接获得了由于实际工程中油膜过薄而无法通过测量直接获得的静压轴承内部温度场㊂孙雅洲等[6]利用Fluent软件计算了多孔质静压径向轴承的三维流场,得到了静压轴承中的压力变化图像以及承载能力数据,验证了仿真分析的正确性㊂ZHANG Y Q等[7]建立了润滑油膜的黏温方程和多油垫重型静压轴承油膜温升数学模型,揭示了油膜厚度对静压轴承温升的影响规律㊂XIU S C等[8]对超高速磨床主轴系统中混合滑动轴承的温度进行了研究,结果表明轴承的最高温度在一定偏心量下随着主轴外周转速的增大而升高㊂张艳芹等[9]基于计算流体力学原理建立了模拟静压轴承本体及轴承内部三维流动的数学模型及边界条件,得出了轴承周期端面较准确的不对称温度分布㊂张耀满等[10]建立动静压轴承油膜压力的数学理论模型和软件仿真模拟分析模型,得到油膜的无量纲压力分布图和不同区域的压力值及分布规律,并将数值计算结果和软件仿真结果进行对比,验证了理论模型和仿真分析方法的正确性和可行性㊂虽然目前对液体润滑轴承温度场已经有了大量研究,但是对液体动静压球轴承温升的理论研究比较匮乏,因此有必要对液体动静压球轴承的温升分布进行研究㊂本文针对液体动静压球轴承建立流体润滑理论数学模型,用有限差分法和松弛迭代法求解液体动静压球轴承的油膜压力和油膜温度,给出了静态条件下的油膜厚度㊁压力场㊁温度场分布,并分别研究了转速和油膜厚度对轴承承载力和温升的影响规律㊂1㊀液体动静压球轴承数学计算模型1.1㊀液体动静压球轴承润滑原理及数学模型㊀㊀液体动静压球轴承的轴系结构由液压供油系统㊁冷却系统㊁两个半球轴承及主轴等部件构成,其结构如图1所示㊂轴承工作时,具有特定压力的润滑油流经粗过滤装置㊁油泵以及精过滤装置后过滤掉其中夹杂的空气和微小的杂质,此时如果润滑油的压力太大就会通过溢流阀流回到油箱内;过滤后的润滑油通过节流器流入轴承间隙,支承起轴承的凸半球,最后随着转子的转动又流回到油箱㊂图1㊀超精密球轴系示意图Fig.1㊀Schematic diagram of the spherical hybrid sliding bearings本文主要针对四油腔球轴承,轴承中的4个油腔呈对称型排布,油腔中的流量计算式为Q b=K0πd0242(p s-p b0)ρ(1)式中,K0为流量系数;d0为小孔直径;p s为供油压力; p b为油腔压力;ρ为油液密度㊂以计算流体力学和液体润滑理论为基础,基于简化的动量(纳维斯托克斯)方程和无滑移的边界条件,建立球坐标系下液体动静压球轴承的稳态无量纲雷诺方程为∂∂φh3∂p∂φ()+sin2θ∂∂θh3∂p∂θ()=6ωηr2sin2θp0h20∂h∂φ()(2)式中,h为无量纲油膜厚度;p为无量纲油膜压力;ω为旋转角速度;η为压力油黏滞系数;p0为环境压力; r为轴承半径;h0为油膜初始厚度;θ为轴向角;φ为周向角㊂当有外加负载施加在轴承上时,转子就可能会在外部负荷和自身重力的作用下出现偏心现象,导致润滑油膜厚度分布处处不均匀㊂轴承的静态位置如图2所示㊂由图2可以看出,轴在转子偏心点的轴距,即转子中心偏离轴承中心的距离分别为e x,e y和e z㊂把偏心距与平均油膜厚度的比值设定为偏心率,稳态情况下,轴承间隙任一点(r,θ,φ)处的有量纲油膜厚度表达式为h=h0(1+εx cosφsinθ+εy sinφsinθ+εz cosθ)无油腔h0(1+εx cosφsinθ+εy sinφsinθ+εz cosθ)+h g有油腔{(3)㊀926㊀机㊀㊀械㊀㊀强㊀㊀度2023年㊀图2㊀转子平衡位置Fig.2㊀Rotor balance position式中,εx ㊁εy 和εz 分别为沿着x ㊁y 以及z 方向的偏心率;h 0为平均油膜厚度;h g 为油腔深度㊂在供油压力已知的情况下,轴承油腔压力可由小孔流入的润滑油流量和流量连续条件得到㊂油腔流量分布图如图3所示㊂图3㊀油腔流量示意图Fig.3㊀Schematic diagram of oil chamber flow由图3可知,流出油腔的流量由Q 1㊁Q 2㊁Q 3㊁Q 4决定,单位时间内润滑油通过节流器流入油腔的流量与单位时间内流出油腔的润滑油流量相等㊂流量公式推导如下:Q out =Q 2+Q 3+Q 4-Q 1Q out =Q in{(4)式中,Q out 为单位时间内润滑油流出油腔封油边的流量;Q in 为单位时间内润滑油通过节流孔流入油腔的流量㊂单位时间内润滑油通过任意轴向截面上的平均体积流量为Q θ=ʏ(n -1)π2+π3(n -1)π2q θd φ=ʏ(n -1)π2+π3(n -1)π2-h 312ηr ∂P∂θd φ(5)㊀㊀单位时间内润滑油通过任意周向截面上的总体积流量为Q φ=ʏ55ʎ23ʎq φd θ=ʏ55ʎ23ʎ12rωh sin θ-h 312ηr sin θ∂p∂φ()d θ(6)㊀㊀通过计算液体动静压球轴承的润滑原理及理论模型,结合有限差分法和松弛迭代法进行离散化求解,得出油腔压力P R ㊂1.2㊀液体动静压球轴承温度场数学模型㊀㊀油膜的温升是由剪切挤压生热引起的,外力对系统所做的功㊁热传导量(不计辐射)和流体质点因温升而增加的内能,三者应遵守能量守恒定律㊂动静压轴承内的润滑油流体不可压缩,即忽略压力做功项,对于动静压轴承这里采用绝热流动假设,即忽略温度传导热㊂球坐标系下简化的的液体润滑能量方程的表达式为Uh 2-h 312η∂p ∂φ()∂T ∂φ+-h 312η∂p ∂θ()∂T∂θ=㊀㊀㊀㊀ηU 2JρC p h +h 312ηJρC p ∂p ∂φ()2+∂p∂θ()2éëêêùûúú(7)㊀㊀令p =p p 0,h =h h 0,T =TT 0,无量纲能量方程计算公式为Uh 0h 2-h 03h 3p 012η∂p ∂φ()T 0∂T∂φ+-h 03h 3p 012η∂p ∂θ()㊀㊀㊀㊀T 0∂T ∂θ=ηU 2JρC p h 0h +h 03h 3p 2012ηJρC p ∂p∂φ()2+∂p∂θ()2éëêêùûúú(8)式中,U 为润滑油流动速度;J 为热功当量;ρ为润滑油密度;T 为温度;η为黏度;C p 为润滑油比热容;T 0为环境温度㊂1.3㊀液体动静压球轴承承载力计算㊀㊀轴承的承载能力是轴承静态特性的一个关键指标,其主要受油膜压力和接触面积两个因素的影响㊂采用Simpson 积分法对油膜周向压力和径向压力进行积分,即可得到x ,y ,z 三个方向的承载力为F x =ʏθ2θ1ʏ2π0pR 2sin 2θcos φd φd θF x=ʏθ2θ1ʏ2π0pR 2sin 2θsin φd φd θF z =ʏθ2θ1ʏ2πpR 2sin θcos θd φd θìîíïïïïïïï(9)式中,F x 为球轴承x 方向承载力;F y 为球轴承y 方向承载力;F z 为球轴承z 方向承载力㊂动静压球轴承在x ,y 两个方向的承载力都是径向力,z 方向上的承载力为轴向承载力,径向和轴向的承载合力表达式为F =F 2x +F 2y +F 2z(10)1.4㊀松弛迭代法㊀㊀利用计算机编程,采用有限差分法对方程求得压力P -i ,j ,为了加快计算机计算收敛速度,利用松弛法改善迭代性能,松弛迭代法公式为p (k +1)i ,j =ωp k i ,j +(1-ω)p (k +1)i ,j (11)t (k +1)i ,j =ωt k i ,j +(1-ω)t (k +1)i ,j(12)㊀第45卷第4期薛㊀浩等:液体动静压球轴承的承载能力和温度场分析927㊀㊀式中,ω为松弛因子,一般取值0~2;k为迭代系数㊂当迭代结果符合收敛准则时,迭代终止㊂采用的收敛准则为δȡ(ðN i=1|p k i-p k-1i|)/ðN i=1p i(13)式中,δ为收敛精度㊂判断迭代结果是否达到足够的精度,δ取值为10-6㊂当迭代精度小于10-7时,迭代终止㊂液体动静压球轴承油膜压力和油膜温度计算流程图如图4所示㊂图4㊀计算流程图Fig.4㊀Flow chart of calculation diagram ㊀表1所示为研究轴承的结构参数和润滑参数㊂表1㊀轴承和润滑液体参数Tab.1㊀Bearing parameter and lubricating oil parameter参数Parameter数值Value轴承半径Bearing radius R/m轴承宽度Bearing width L/(10-3m)0.06 100油膜厚度Oil film thickness h0/m 小孔直径Orifice diameter d/(10-3m)3ˑ10-5 4.0供油压力Supply pressure P s/(105Pa)20流量系数Flow coefficientα0.6液体动力黏度Liquids dynamic viscosityη/(10-5Pa㊃s)65导热系数Thermal conductivity k/[W/(m㊃K)]0.26大气压强Atmospheric pressure P a/MPa0.1润滑油密度Oil densityρ/(kg/m3)890偏心率Eccentricityε0.32㊀承载特性分析㊀㊀承载能力分析是考虑静态条件下供油压力㊁油膜厚度㊁转速对轴承承载能力的影响规律㊂图5表示的是在不同条件下供油压力㊁油膜厚度㊁转速与轴承承载能力的关系㊂图5(a)所示为轴承承载力在不同供油压力下转速对其的影响,当供油压力为2.5MPa时,转速从500r/min增加到4500r/min时,承载力由5303N增加到5319N,说明随着转速的不断增加,承载力呈现略微增大的情况㊂这是因为随着转速的增加,轴承间隙内部的液体流速越高,轴承的动压效应随之增强㊂但由于轴承的承载力主要依靠静压效应,因此转速对承载力的影响并不明显㊂图5(b)所示为轴承承载力在不同供油压力下油膜厚度对其的影响,当供油压力为2.5MPa时,油膜厚度从15μm增加到28μm时,承载力由5672N降低到5200N,说明油膜厚度越小,承载能力就越大㊂这是由于油膜厚度越小,形成的油膜动压效应越强,动压承载能力就越大㊂理论上,轴承的油膜厚度越小越好,考虑到轴承实际加工精度,当主轴系统受到外载荷时,轴承半径间隙过小,轴承和轴颈会发生碰撞㊁磨损现象,导致油膜破裂,增大球轴承磨损损伤㊂因此,在设置轴承工作参数时油膜厚度不宜过小㊂对于图5中不同供油压力下轴承承载力的变化情况,当转速为3000r/min㊁油膜厚度为25μm,供油压力为1.5~ 2.5MPa时,承载力从3241N增加到5313N,轴承承载力随着供油压力的增大而明显增大,这是因为供油压力越大,静压效应越强,承载力越大㊂因此,在考虑选择合适的轴承承载力时需要根据外部载荷的大小选择合适的供油压力㊂㊀928㊀机㊀㊀械㊀㊀强㊀㊀度2023年㊀图5㊀承载能力曲线Fig.5㊀Curves of load capacity3 轴承温度场分析㊀㊀液体动静压球轴承工作环境温度设置为20ħ,在转速3000r/min㊁偏心率0.3工况下的压力场与温度场分布图,如图6所示㊂图6(a)中由于四个油腔的存在,所以油膜压力呈现不连续的变化,在油腔位置油膜压力出现激增㊂这是由于液压油从油泵流出,经过小孔节流器流入到油腔,油腔可以提供相对比较稳定㊁均匀的油膜压力㊂当㊀㊀润滑油从油腔流入轴承内壁时,油膜压力沿周向和轴向向四周逐渐减小,直至与外界大气压相等㊂由图6(b)分析可知,低温区域主要集中在油腔处,这是由于低温润滑油通过进油孔进入油腔从而对高温润滑油起到了冷却作用,使得油腔区域温升相对较低㊂封油边区域温升较油腔区域更高,最高可达到25.37ħ㊂由于封油边处润滑油缺乏低温润滑油冷却,且封油边的油膜间隙远远小于油腔处的油膜间隙,速度梯度比油腔处更大,所以封油边区域温升最大㊂而轴承运转润滑油向两侧泄油端流动,由于热量的累积,油膜温度逐渐上升㊂最大温升出现在泄油端即子午线方向角两侧边界处,且在流动方向上,最大温度区域出现偏移现象,这是由于润滑油在流动过程中,将全部的油液温度带走,使得泄油端润滑油温度累计增加导致的㊂另外,由图6可以看出,当油腔压力从0.47MPa增加到0.98MPa时,油腔处的温升提高了7.1K,随着油腔压力的增大,油腔温升明显升高,说明油腔温升与油腔压力成正相关性,油腔压力越大,温升越高㊂图6㊀压力温度分布Fig.6㊀Pressure and temperature distribution㊀㊀为了研究油膜厚度和转速对温度分布的影响,在偏心率为0.3㊁供油压力为2MPa的条件下,分别设置速度为1000r/min和3000r/min,油膜厚度为20μm和28μm,计算结果如图7所示㊂由图7可知,当转速为1000r/min时,油膜厚度从28μm减小到20μm时,润滑油膜的最高温升增加了8.96K,当转速为3000r/min时,油膜厚度从28μm减小到20μm时,润滑油膜的最高温升增加了27.69K,由此可以看出,油膜厚度越薄温升越高,当转速较低时,油膜温度变化很小,而随着转速的增加,球轴承封油边的油膜温度峰值出现了急剧升高,温升变化的幅度更加明显㊂在其他参数保持不变的情况下,取偏心率为0.3,油膜厚度为24μm㊁26μm㊁28μm的情况下,液体动静压球轴承转速对油膜温度的影响如图8所示㊂由图8可以看出,当油膜厚度为24μm时,随着转速的增大,油膜最高温度不断增加,转速由2500r/min增加到5000r/min时,温升由33.16K变化到了65.819K,且随着转速的增加温升变化的趋势更加明显,说明转速越大,油膜剪切效应越强,润滑油温升增大越明显㊂由图8还可以看出,当转速为5000r/min时,随着油膜厚度的增大,油膜最高温度不断减小,油膜厚度由24μm增加到28μm时,温升由65.819K变化到了48.426K,且随着油膜厚度的不断增大,润滑油的总体温升仍然有降低的趋势,说明油膜厚度越小,所产生的黏性剪切热越严重,温升加剧㊂因此,在设计液体动静压球轴承时,要考虑转速和油膜厚度对温升的影响,根据参数对球轴承的基本性能影响曲线,综合考虑合理的转速和油膜厚度㊂㊀第45卷第4期薛㊀浩等:液体动静压球轴承的承载能力和温度场分析929㊀㊀图7㊀温度分布Fig.7㊀Temperaturedistribution图8㊀温升曲线Fig.8㊀Temperature rise curves4㊀算例对比验证㊀㊀KIM B S等[11]利用热电偶对静压轴承不同转速下产生的的温度进行了测量,测量结果如图9所示㊂结果表明,随着转速的增加,前后轴承的温度都有总体上升的趋势,当机器工作6h后转速增加到2860r/min,前后轴承的温度分别增加到38.5ħ和31ħ,与本文算例相比较,二者的趋势接近相同,在图8和图9中得以证明㊂WANG X Z等[12]通过Fluent对不同输入状态下的油膜温度进行了仿真分析,油膜温度云图如图10所示㊂结果表明,最高温度区域出现在偏心位置(最小油膜厚度处),温度从中间向两侧逐渐升高,并随旋转而升高,速度越高,温度一般越高,高温区面积逐渐增图9㊀静压轴承温升与转速的关系Fig.9㊀Relationship between temperature rise ofhydrostatic bearing and rotating speed大扩张㊂与本文研究结果相比较,二者的趋势一致,在图7和图10中得以证明㊂5㊀结论㊀㊀本文针对液体动静压球轴承,建立流体润滑理论数学模型,考虑小孔节流方式及流量连续原理,通过数值求解Reynolds方程和能量方程,分析了油膜压力场分布和温度场分布以及工作参数对液体动静压球轴承的承载力和温升的影响,所得到的结论为液体动静压球轴承的分析与设计提供了一定的理论基础㊂1)采用数值计算方式对液体动静压球轴承的压力场进行了分析,并对压力进行积分得到了轴承的承载能力㊂结果表明,液体动静压球轴承承载力随着转㊀930㊀机㊀㊀械㊀㊀强㊀㊀度2023年㊀㊀㊀图10㊀不同转速下油膜温度云图Fig.10㊀Nephogram of the oil flim temperature at different rotating speeds速的增加而略微增加,由于轴承承载力主要依靠静压效应,因此转速对承载力的影响不大;随着油膜厚度的减小,动压效应增强,承载力增大;随着供油压力的增大,轴承的静压效应增强,承载力显著增大㊂2)采用数值计算方式对液体动静压球轴承的温度场进行了分析㊂结果表明,润滑油膜从封油边处开始温度逐渐升高,其中封油边处的温度要比油腔的温度稍高,因为油腔处进油孔流出的低温润滑油对高温润滑油起冷却作用㊂当转速越大时,油膜剪切效应越强,温升也随之增大;当油膜厚度不断减小时,所产生的油膜剪切热更严重,温升更高㊂参考文献(References )[1]㊀黄㊀颖,高㊀华,张超群,等.基于温升引起静压轴承变形的冷却结构优化仿真[J].热加工工艺,2018,47(16):169-172.HUANG Ying,GAO Hua,ZHANG ChaoQun,et al.Optimizationsimulation of cooling structure based on 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液体动静压轴承油膜的压力场和温度场分析
液体动静压轴承油膜的压力场和温度场分析刘蕾;刘保国;王攀;申会鹏;丁浩;郑金勇【摘要】针对深浅腔液体动静压轴承的承载特性等问题,对液体动静压轴承的油膜压力场和温度场进行了仿真分析.以超高速磨削电主轴系统中常用的深浅腔液体动静压轴承为研究对象,建立了液体动静压轴承油膜的三维有限元模型,对油膜进行了网格划分,并对划分后的网格进行了质量评定;采用动网格技术实现了对油膜偏心率的变更,在不同主轴转速、偏心率的工作条件下,计算了深浅腔动静压轴承油膜压力和温度的分布情况,分析了其油膜压力分布和温度分布的变化规律;研究了转速、偏心率对动静压轴承的承载力和油膜温升的影响规律.研究结果表明:在深浅腔液体动静压轴承运转过程中,随着转速和偏心率的提高,油膜承载力和温升也随之提高,且转速对油膜温升的影响要比偏心率大.【期刊名称】《机电工程》【年(卷),期】2019(036)009【总页数】7页(P900-906)【关键词】油膜压力场;温度场;转速;偏心率;计算流体动力学【作者】刘蕾;刘保国;王攀;申会鹏;丁浩;郑金勇【作者单位】河南工业大学机电工程学院,河南郑州450001;河南工业大学河南省超硬磨料磨削装备重点实验室,河南郑州450001;河南工业大学机电工程学院,河南郑州450001;河南工业大学河南省超硬磨料磨削装备重点实验室,河南郑州450001;河南工业大学机电工程学院,河南郑州450001;河南工业大学机电工程学院,河南郑州450001;河南工业大学河南省超硬磨料磨削装备重点实验室,河南郑州450001;河南工业大学机电工程学院,河南郑州450001;河南工业大学河南省超硬磨料磨削装备重点实验室,河南郑州450001;河南工业大学机电工程学院,河南郑州450001;河南工业大学河南省超硬磨料磨削装备重点实验室,河南郑州450001【正文语种】中文【中图分类】TH133.30 引言超高速磨削已经广泛应用于汽车制造、航空航天等重要领域，成为磨削工艺未来的重要方向，电主轴是超高速磨削机床的重要组成部分，轴承直接影响电主轴寿命和超高速磨床的加工精度和可靠性[1]。
几种典型液体静压轴承结构特点与应用
几种典型液体静压轴承结构特点与应用几种典型液体静压轴承结构特点与应用本文介绍了几种典型的、使用场合较多的液体动静压轴承的结构及特点，并举了各种动静压轴承在机床上应用的实例及效果。
液体动静压轴承精度高、刚度大、寿命长、吸振抗震性能好，主要用于精密加工机械及高速、高精度设备的主轴。
既可用于旧机床改造，也可用于新机床配套。
采用动静压轴承可以完全恢复机床因主轴轴承问题而丧失的加工精度和表面粗糙度；提高机床主轴精度和切削效率；并可多年连续使用而不需维修。
多年来我国一些企业采用动静压轴承为新机床配套和进行国产和进口旧机床设备改造，均获得了满意的使用效果和显著的经济效益。
液体动静压轴承综合了静压轴承的优点，消除了这两种轴承的不足。
其特点是采用整体式轴承与表面深浅腔结构油腔轴承系统工作时主轴被一层压力油膜浮起，主轴为经电机驱动已悬浮在轴承之间发生机械摩擦与磨损，从而提高轴承寿命且有良好的精度保持性。
当电机驱动主轴旋转时，轴承油腔内由于阶梯效应自然形成动静压承载油膜，轴承成为具有静压压力场的东压滑动轴承。
与三块、五块瓦相比，动静压轴承为整体式使结构，轴承与箱体孔接触面积大，为刚性连接，是油膜刚度得到充分的发挥利用。
主轴工作时，油膜刚度是轴承静态刚度与动态刚度的叠加，有很强的承载能力。
压力油膜的“均化”作用可使主轴回转精度高于轴颈和轴承的加工精度。
一、静压轴承的几种典型结构及特点液体动静压轴承所采用油腔结构、节流器与静压轴承相比均不相同。
静压轴承采用的固定节流器有“小孔”、“毛细管”等，可变节流器大多设置在轴承外部的静止部位，结构复杂，使用时常因节流器出面截流面太小，油液杂质易堆积而发生堵赛。
早期设计的动静压轴承为浅腔结构，分有节流器和无节流器两种。
图1为节流器的动静压轴承，深腔与浅腔形成静压腔，浅腔兼备节流功能。
压力油ps 进入中间环槽后，流入深腔和浅腔，经两端的轴向封油面排出，当主轴在轴承中高速旋转时，由于浅腔同轴向封油面台阶及主轴中心的轴承中微小偏心，自然形成楔形油膜而产生动压承载油膜。
液体动压润滑径向轴承油膜压力和特性曲线
液体动压润滑径向轴承油膜压力和特性曲线液体动压润滑径向轴承是一种广泛应用于机械制造领域的重要轴承。
它可以通过油膜的作用，减小轴与壳之间的摩擦力，从而大幅度减少轴承的磨损，延长轴承的使用寿命。
在实际应用中，轴承的油膜压力是一个非常重要的参数，这种压力可以直接影响轴承的使用效能和寿命，因此对于液体动压润滑径向轴承油膜压力及其特性曲线的研究显得极为重要。
首先，让我们来了解一下液体动压润滑径向轴承的工作原理。
液体动压润滑径向轴承是一种基于压力的润滑方式，其原理就是通过高速旋转的轴心带动工作液体，并在高速旋转的同时产生压力，从而使工作液体形成一层润滑油膜，使轴承中的摩擦系数降低，达到润滑效果。
液体动压润滑径向轴承可以分为四大类，即齿形滚液液压轴承、叶形液压轴承、膜形液压轴承和球形液压轴承。
在液体动压润滑径向轴承中，油膜压力是一项非常重要的参数，也是轴承性能的核心指标之一。
油膜压力越大，则轴承受力越平稳，摩擦系数越小，轴与壳之间的间隙越小，从而使轴承外表面的磨损减少，使用寿命延长。
相反，当油膜压力不足时，则轴承摩擦系数显著增加，摩擦热也会巨大提高，从而导致轴承零件面的磨损加剧，甚至引发机械故障。
液体动压润滑径向轴承油膜压力与其工作状态有关。
一般来说，油膜压力和轴承转速成正比，与润滑油的粘度和流量成反比。
因此，当轴承所受负荷相对较小，转速较低、润滑油的粘度和流量相应增加时，油膜压力也会相应提高；反之，当轴承所受负荷较大，转速增加、润滑油的粘度流量减小时，油膜压力也会相应降低。
液体动压润滑径向轴承油膜压力特性曲线是油膜压力随负载、转速、润滑油粘度和流量变化的关系曲线，是刻画油膜压力特性的重要工具。
通过制作油膜压力特性曲线，我们可以清楚地了解到轴承在不同工作状态下所受的油膜压力的大小以及变化趋势，这对于研究轴承的安全性、可靠性和寿命评估等方面的研究非常重要。
在实际测量中，液体动压润滑径向轴承油膜压力特性曲线的制备可通过试验仪器进行。
数控车床的液体动静压轴承油膜压力特性
Abstra ct
：T h e
spindle assembly of the highly precised C N C lathe w a s taken as the object , an d the
theoretical m od el i ng of oil film pressure a n d the simulation analysis m e t h o d of the hybrid bearing w e r e studied . First，the R e yn o l d s equation a n d the oil film
’ s
loading capacity equation we re
transformed into dimensionless f o r m s ，a n d then the numerical m e t h o d w a s used to solve the equation . A c c o r d in gl y ， the dimensionless of oil film pressure distribution an d pressure values in different regions a n d the distribution regularity w e r e obtained b y further solving . In addition ， the characteristics of oil film pressure distribution a n d the pressure field in different supply pressures and spindle speeds w e r e obtained b y using the fluid d y n a m i c s analysis software . T h e analysis results also provided important reference for further studies o n the loading capacity an d hybrid bearing design
液体动力润滑径向滑动轴承承载能力测试实验
实验二 液体动力润滑径向滑动轴承承载能力测试实验一、实验项目名称实验项目名称：液体动力润滑径向滑动轴承承载能力测试实验二、实验目的（1） 了解滑动轴承中形成流体动压润滑；（2） 掌握测定油膜压力分布曲线，并用图解积分求油膜承载能力的方法；（3） 了解影响油膜承载能力的因素；三、实验内容（1） 测定和绘制径向滑动轴承径向油膜压力曲线，求轴承的承载能力。
（2） 观察载荷和转速改变时油膜压力的变化情况。
（3） 观察径向滑动轴承油膜的轴向压力分布情况。
四、实验仪器与设备采用ZCS-Ⅱ型液体动压轴承实验台。
五、实验基本原理根据液体动压润滑的雷诺方程，从油膜起始角φ1到任意角φ的理论油膜压力为：ϕϕχϕϕχψωηϕϕϕd P ⎰+-=130*2)cos 1()cos (cos 6 式中：P φ——任意位置的压力（Pa ）；η ——油膜黏度；ω ——主轴转速（r/s ）； ψ ——相对间隙，ψ=（D-d ）/d ，D 为轴承孔直径，d 为轴径直径φ ——油压任意角φ0 ——最大压力处极角φ1 ——油膜起始角χ ——偏心率，χ=2*e/(D -d)，e 为偏心距实测油膜压力由7个压力传感器测量轴瓦表面每隔22度角处的七点油膜压力值。
六、实验方法与步骤1、 实验准备工作（1） 打开实验台系统软件，选择标定，恢复出厂标定，输入当前产品序号，如标有9的序号为100009，选择串口1；（2） 确认载荷、速度为空，打开实验台电源开关；（3） 一次实验结束后马上又要重新开始实验时，请用轴瓦上端的螺栓旋入顶起轴瓦将油膜先放干净，同时在软件中重新复位，确保下次实验数据准确；2、 油膜压力测试（1）击“自动采集”，将电机速度旋转到200r/min左右，然后慢慢加载到1800N，观察油膜压力采集七点参数值，点击“提取数据”；（2）点击“实测曲线”作出测得的7个压力值之曲线，点击“理论曲线”作出理论压力曲线，对两者进行比较；（3）点击“结果显示”，显示轴承平均压力、轴承pv值、油膜最小厚度；（4）点击“打印”，将油膜压力实验结果打印出来。
液体动静压轴承的油腔结构特性分析
Science &Technology Vision 科技视界0引言随着先进制造业的发展,液体动静压滑动轴承的应用也越来越普遍。
而对于动静压支撑设计,一旦确定支撑方案后,对轴承性能影响最大的是液腔的数量和结构。
在对主轴回转性能的研究中已经证明当液腔的数量是轴颈圆度误差多边形的整数倍时,轴颈的圆度误差对主轴回转精度的影响最小。
研究供液压力、轴承的相对间隙和润滑介质相同的情况下,轴承的承载力、温升和轴颈的静平衡轨迹变化规律可以使我们根据要求合理的布置液腔的结构形状。
近年来,CFD 在流场计算中应用日益广泛,并出现了如PHOENICS、CFX、FIDIP、FLUENT 等多个商用CFD 软件,其中FLUENT 是目前功能最全面、适应性最广、国内使用最广泛的CFD 软件之一[1]。
PYP Chen 和EJ Hahn [2]等用滑动轴承、阶梯轴承、径向轴承在定常单向承载、稳态工况下求得雷诺方程的解析解,并用CFD 方法求得的解进行对比证明当雷诺数较小时,CFD 方法和求解雷诺方程得到的解析解是基本重合的.而当雷诺数增大时,惯性项的影响增大,二者的压力分布和最大压力出现了偏差。
蒋小文,顾伯勤[3]利用CFD 方法研究了收敛楔形间隙中流体的稳态、一元流动进行了数值模拟,得到了间隙中流体膜的压力和速度分布,数值模拟与解析结果基本吻合,表明了数值模拟的正确性。
1液体动静压轴承的油腔结构1.1常见的油腔结构形式目前常见的油腔形状有圆形油腔、三角形油腔和方形油腔。
直观上看,方形油腔是目前普遍应用的油腔形式,适用于主轴转速较高、自重较小的动静压轴承;圆形油腔便于加工,该类轴承的制造费用比方形腔轴承低30%。
对于三角形油腔,将等边三角形的一个角设置成与轴颈角速度方向相同,可以减小轴承的平均轴向流量,进而提高稳定性。
Purdue 大学的N.M.Franchck 与Texas A&M 大学的D.W.Child 等对上述三种油腔轴承的性能进行了实验分析研究,获得了大量实验性结果。
液体动静压轴承的油腔结构特性分析
液体动静压轴承的油腔结构特性分析【摘要】动静压轴承的承载性能主要由轴承的动压、静压混合效应决定，而不同的油腔结构又影响着动静压的混合效应。
因此，本文在动静压轴承的特性分析上主要从动静压轴承的油腔结构入手，以fluent为工具，着重分析了方形油腔、三角形油腔和圆形油腔对轴承承载特性的影响，进而为动静压轴承结构设计提供理论参考。
【关键词】动静压轴承；承载特性；有限体积法0 引言随着先进制造业的发展，液体动静压滑动轴承的应用也越来越普遍。
而对于动静压支撑设计，一旦确定支撑方案后，对轴承性能影响最大的是液腔的数量和结构。
在对主轴回转性能的研究中已经证明当液腔的数量是轴颈圆度误差多边形的整数倍时，轴颈的圆度误差对主轴回转精度的影响最小。
研究供液压力、轴承的相对间隙和润滑介质相同的情况下，轴承的承载力、温升和轴颈的静平衡轨迹变化规律可以使我们根据要求合理的布置液腔的结构形状。
近年来，cfd在流场计算中应用日益广泛，并出现了如phoenics、cfx、fidip、fluent等多个商用cfd软件，其中fluent是目前功能最全面、适应性最广、国内使用最广泛的cfd软件之一[1]。
pyp chen和ej hahn[2]等用滑动轴承、阶梯轴承、径向轴承在定常单向承载、稳态工况下求得雷诺方程的解析解，并用cfd方法求得的解进行对比证明当雷诺数较小时，cfd方法和求解雷诺方程得到的解析解是基本重合的.而当雷诺数增大时，惯性项的影响增大，二者的压力分布和最大压力出现了偏差。
蒋小文，顾伯勤[3]利用cfd 方法研究了收敛楔形间隙中流体的稳态、一元流动进行了数值模拟，得到了间隙中流体膜的压力和速度分布，数值模拟与解析结果基本吻合，表明了数值模拟的正确性。
1 液体动静压轴承的油腔结构1.1 常见的油腔结构形式目前常见的油腔形状有圆形油腔、三角形油腔和方形油腔。
直观上看，方形油腔是目前普遍应用的油腔形式，适用于主轴转速较高、自重较小的动静压轴承；圆形油腔便于加工，该类轴承的制造费用比方形腔轴承低30%。
液体动压滑动轴承实验报告
液体动压滑动轴承实验报告液体动压滑动轴承实验报告引言液体动压滑动轴承是一种常见的摩擦副，广泛应用于工业领域。
本实验旨在通过实际操作和数据分析，探究液体动压滑动轴承的工作原理和性能特点。
实验目的1. 了解液体动压滑动轴承的结构和工作原理。
2. 探究液体动压滑动轴承的摩擦特性和承载能力。
3. 分析液体动压滑动轴承的性能优势和应用范围。
实验装置和方法实验装置包括液体动压滑动轴承、电机、压力传感器、转速传感器和数据采集系统。
实验步骤如下：1. 将液体动压滑动轴承装配在电机轴上。
2. 连接压力传感器和转速传感器，并将其与数据采集系统连接。
3. 调整电机转速，记录不同转速下的轴承压力和摩擦力。
4. 根据实验数据，分析轴承的摩擦特性和承载能力。
实验结果与分析通过实验记录的数据，我们可以得到不同转速下的轴承压力和摩擦力。
根据数据分析，我们可以得出以下结论：1. 随着转速的增加，轴承压力逐渐增大。
这是因为液体动压滑动轴承的工作原理是通过液体的动压效应来支撑轴承负荷，转速增加会导致液体的动压效应增强，从而增大轴承压力。
2. 随着转速的增加，轴承摩擦力逐渐减小。
这是因为液体动压滑动轴承的摩擦力主要来自于液体的黏滞阻力，转速增加会导致液体黏滞阻力减小，从而减小轴承摩擦力。
实验结论根据实验结果和分析，我们可以得出以下结论：1. 液体动压滑动轴承具有较好的承载能力。
通过增加转速，可以增大轴承的承载能力，适用于高速旋转设备。
2. 液体动压滑动轴承具有较低的摩擦力。
由于液体的黏滞阻力较小，轴承运行时的摩擦损失较小，有利于提高设备的效率和使用寿命。
3. 液体动压滑动轴承适用于高温和高速环境。
由于液体动压轴承不需要润滑油脂，可以在高温和高速环境下稳定工作，适用于一些特殊工况。
实验总结通过本实验，我们深入了解了液体动压滑动轴承的工作原理和性能特点。
液体动压滑动轴承具有较好的承载能力和较低的摩擦力，适用于高速旋转设备和高温环境。
然而，在实际应用中，还需要考虑到成本、维护和安装等因素，综合评估选择最适合的轴承类型。
液体动压滑动轴承油膜压力与摩擦仿真及测试分析
3．液体压轴承摩擦特征曲线的测定 该实验装置通过压力传感器和A/D
板采集和转换轴承的摩擦力矩，轴承的 工作载荷并输入计算机得出摩擦系数的 特征曲线，了解影响摩擦系数的因素。
7.9 实验步骤
1.开机前先旋松加载手柄，调速旋钮回零。
2.启动实验台的电动机。开机后匀速升高转 速，避免冲击载荷损坏设备。
轴承的特性系数（入）可由下式计算
n n S
pF
式中： — 润滑油动力粘度（Pa.s） n — 主轴转速 (R/min) P — 轴承的比压（压强）（N/mm2）
P F dB
F — 外载荷（N） d — 轴颈直径（mm） B — 轴承有效工作长度（mm） S = d × B —有效工作面积（mm）
4）液体动压滑动轴承设计的结构、尺寸，制造 精度，材料选择对动压油膜的产生和压力的大小 都有直接的影响。
7.6 HS–B滑动轴承试验台介绍
4 3
2
1．操纵面板
2．电机
1
3．三角带
4．轴向油压传感器
5．外加载荷传感器
6 7
5 8
9 10、11 12
6．螺旋加载杆
8．径向油压传感器（7只）
10．主轴
11．主轴瓦
3）转速对油膜压力的影响
转速越高，单位时间通过载荷作用面的润滑 油就越多，产生的摩擦力就越大，油膜压力就越 大，特别是当转速达到一定值使流体的流动由层 流变为紊流时，承载力会得到显著提高。在转速 升高的同时会使润滑油的温度上升，运动粘度下 降，使油膜压力降低承载能力下降。相比而言， 油温升高带来的油膜压力降低比转速上升带来的 油膜压力升高要小得多。
2．液体动压轴承油膜压力周向分布的仿真分析
该实验装置配置的计算机软件通过数据模 拟作出液体动压轴承油膜压力周向分布的仿真 曲线，与实测曲线进行比较分析。
液体静压和动静压滑动轴承动态特性分析计算_许尚贤_图文_百度.
一用数十小时 , 计算机在设计中的应用 , —其各一 0 个执行机构笔夹装配自动机有 1 , 机构的动作也比较复杂完成 , 用通常方法设计要而用本方法仅用十几分钟即可。
并且还可方案优选 I I . 万由图4 可见 , 3 , 、4 两机构存在位置干涉 , 即设计不当时机构4 和 3 。
会碰撞 = 。
由图s (5)= 可求 lo c m 得干涉位置的座标 S : zZ c m 附录 ( 略一书本 H l z 入、、三面切书机时序设计打印结果。
{ 二二、笔夹装配自动机时序没计打印结果。
图5 根据方案设计知 H e : 4 oc m , , H : = 20 p n 。
( 上接4 7 页 m ,H 、。
二 25。
m , H … = , 2 0。
m 选定机构 i 、为等加减速运动规律、机构3 :4 、 2 为余弦加速规律初定时序阵为前进休止“ 返回… .. Ž . 占几机构 /\ SH —润滑油动力粘度—日压力比—动静压轴承的速度参数—r W a , . 供油压力 _ 月N 一丁一 , 、月 D 二丁一一…h o 、 : B = b i j〕〔 = 乙 } 2 3 U 4 Ž l , | l ” 0 0 d O | 3 4 2 几 , . 、 - F3 j 、 J , 参考文献 1 . B R o , e 一“ D 了n r o s a e m 孟a a n d e Stat … Pr e a r o pe s r - t 1. , o f R e e . s s e d H 了d m e n t t ae Jo s u r n a l Bin g B了Sm ll D l P l s o c e c t A n a , ly l n s ” 将上述数据输入计算机到如下设计结果。
, 并运行程序得 2 . J L 。
u b 。
Te . h A SW E Ja 1980 , v o l 12o . -丁振乾等. 液休静压轴承的动态特性分析 , , 第二次 I Z J〕时序表 F 〔、循环时间T ; 、分配位移全国李擦磨损润滑学术会议论文集 3 。
浅谈液体动静压轴承
浅谈液体动静压轴承本文源于： 转载需注明出处静压轴承是利用外部油源产生承载能力的油膜轴承,动静压混合轴承是一种既综合了液体动压和静压轴承的优点，又克服了两着缺点的新型多油楔油膜轴承。
它利用静压轴承的节流原理，使压力油腔中产生足够大的静压轴承载力，从而克服了液体动压轴承启动和停止时出现的干摩擦造成主轴与轴承磨损现象，提高了主轴和轴承的使用寿命及精度保持性；轴承油腔大多采用浅腔结构，在主轴启动后，依靠浅腔阶梯效应形成的动压承载力和静压承载力叠加,大大地提高了主轴承载能力,而多腔对置结构又极大地增加了主轴刚度；高压油膜的均化作用和良好的抗振性能,保证了主轴具有很高旋转精度和运转平稳性。
目前,在改造旧精密磨削设备方面,用得较多的是北京中航设备改造厂的WMB 型表面节流液体动静压混合轴承。
液体动静压轴承的应用1． MB41632外圆磨床上的应用在用MB1632外圆磨床磨削高温堆焊后的气阀阀面时，因堆焊层加工余量不均匀，经常发生磨床抱轴现象，给生产和维修带来困难。
经论证选用YWMIB1632主轴单元产品对MB1632主轴轴承进行改造。
主轴单元外圆与原机床砂轮主轴箱体孔采用间隙配合（0．0 08mm～0．012mm），主轴单元前部的法兰通过3个M10螺栓与箱体原有孔联接，输出轴与原床砂轮盘孔配合使用。
压力油通过进油管分别进到主轴单元的前、后轴承，并有两块压力表分别显示前、后轴承油腔压力，以监视前、后轴承的工作状态。
压力油经主轴单元体，箱体通过回油管回油箱。
改造后解决了问题提高了工效。
2．在M1431万能外圆磨改造中的应用为提高M1431万能外圆磨床砂轮主轴和内圆磨具主轴的精度，对内、外圆主轴同时进行改造。
改造步骤如下：（1）拆外圆磨主轴；（2）装上配有WMB型动静压轴承的外圆磨主轴组件。
装回后端原皮带轮机构。
接好高压油管和回油管；（3）从夹持座上拆下内圆磨具；（4）装上配有WMB型动静压轴承的内圆磨具。
接通进油管和回油管，装上配制好的皮带轮；（5）安装好供油装置，接好动力线；（6）清洗油箱，注油；（7）试车，经负载试车，改造后提高了磨床的内、外圆加工精度、提高了工效。
液体动压滑动轴承油膜压力分布和摩擦特性曲线
机械设计基础（Ⅲ）实验报告 班级姓名液体动压滑动轴承油膜压力分布和摩擦特性曲线 学号一、 概述液体动压滑动轴承的工作原理是通过轴颈的旋转将润滑油带入摩擦表面，由于油的粘性（粘度）作用，当达到足够高的旋转速度时油就被挤入轴与轴瓦配合面间的楔形间隙内而形成流体动压效应，在承载区内的油层中产生压力，当压力的大小能平衡外载荷时，轴与轴瓦之间形成了稳定的油膜，这时轴的中心对轴瓦中心处于偏心位置，轴与轴瓦间的摩擦是处于完全液体摩擦润滑状态，其油膜形成过程及油膜压力分布如图6-1所示。
图6-1 建立液体动压润滑的过程及油膜压力分布图滑动轴承的摩擦系数f 是重要的设计参数之一，它的大小与润滑油的粘度η(Pa.s)、轴的转速n(r/min)和轴承压强p(Mpa)有关，令pnηλ=式中，λ——轴承摩擦特性系数。
图6-2 轴承摩擦特性曲线观察滑动轴承形成液体摩擦润滑过程中摩擦系数变化的情况，f-λ关系曲线如图6-2所示，曲线上有摩擦系数最低点，相应于这点的轴承摩擦特性系数λkp称为临界特性数。
在λkp以右，轴承建立液体摩擦润滑，在λkp以左，轴承为非液体摩擦润滑，滑动表面之间有金属接触，因此摩擦系数f 随λ减小而急剧增大，不同的轴颈和轴承材料、加工情况、轴承相对间隙等，λkp也随之不同。
本实验的目的是：了解轴承油膜承载现象及其参数对轴承性能的影响；掌握油膜压力、摩擦系数的测试及数据处理方法。
二、 实验要求1、在轴承载荷F=188kgf 时，测定轴承周向油膜压力和轴向油膜压力，用坐标纸绘制出周向和轴向油膜压力分布曲线，并求出轴承的实际承载量。
在轴承载荷F=128kgf 时，测定轴承周向油膜压力和轴向油膜压力，用计算机进行数据处理，得出周向和轴向油膜压力分布曲线及轴承的承载量。
2、测定轴承压力、轴转速、润滑油粘度与摩擦系数之间的关系，用计算机进行数据处理，得出轴承f-λ曲线。
三、 实验设备及原理本实验使用 HZS-1型液体动压轴承实验台，它由传动装置、加载装置、摩擦系数测量装置、油膜压力测量装置和被试验轴承和轴等所组成。
基于ＣＦＤ 液体动静压球轴承的承载特性分析
主要集中在径向滑动轴承ꎬ针对轴承承载分析主要采
低速磨损问题ꎮ 常见的径向滑动轴承有加工精度低、
用有限元法、有限差分法和有限体积法等ꎮ 李键等 [３]
安装困难、装配精度要求高等缺点ꎬ而液体动静压球轴
采用有限元法研究了动静压滑动轴承的动压效应随轴
承由于油膜“ 平均效应” 的作用ꎬ易于定心、运转平稳ꎬ
承转速、偏心率的变化情况ꎬ研究表明ꎬ转速和偏心率
ａｎａｌｙｚｅｄ ｂｙ ＣＦＤ ｓｏｆｔｗａｒｅ ｂａｓｅｄ ｏｎ Ｎ￣Ｓ ｅｑｕａｔｉｏｎｓ. Ａｎｄ ｔｈｅ ｖａｒｉａｔｉｏｎ ｌａｗ ｏｆ ｓｔｒｕｃｔｕｒａｌ ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ ａｎｄ ｗｏｒｋｉｎｇ ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ ｏｎ ｌｏａｄ
ｃａｐａｃｉｔｙꎬ ｆｌｏｗ ａｎｄ ｔｅｍｐｅｒａｔｕｒｅ ｒｉｓｅꎬ ａｓ ｗｅｌｌ ａｓ ｔｈｅ ｃｏｕｐｌｉｎｇ ｅｆｆｅｃｔ ｂｅｔｗｅｅｎ ｖａｒｉｏｕｓ ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ ｗａｓ ｅｘｐｌｏｒｅｄ. Ｂａｓｅｄ ｏｎ ｔｈｉｓꎬ ｔｈｅ
数显著影响轴承的承载力和温升ꎬ并且还存在交叉耦合影响ꎮ 分析结果对进一步研究液体动静压球轴承的设计有指导
意义ꎮ
关键词 液体动静压球轴承 计算流体动力学 耦合效应 承载力 温升特性
中图分类号 ＴＨ１３３ ３６
Ａｂｓｔｒａｃｔ Ａｉｍｉｎｇ ａｔ ｔｈｅ ｌｕｂｒｉｃａｔｉｏｎ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ｏｆ ｓｐｈｅｒｉｃａｌ ｈｙｂｒｉｄ ｓｌｉｄｉｎｇ ｂｅａｒｉｎｇｓ ( ＳＨＳＢｓ) ｆｏｒ ａｎ ｕｌｔｒａ￣ｈｉｇｈ ｐｒｅｃｉｓｉｏｎ
满足超高精密轴承设计需要ꎮ 提出采用基于纳维斯托克斯( Ｎ￣Ｓ) 方程的 ＣＦＤ 软件分析液体动静压球轴承压力场和温度
场分布特征ꎬ并探究结构参数和工作参数分别对承载力、轴承流量和温升的影响规律及各参数之间的耦合影响ꎮ 在此基
液体动压润滑径向轴承油膜压力和特性曲线
液体动压润滑径向轴承油膜压力和特性曲线（二）HZS—Ⅰ型试验台一. 实验目的1. 观察滑动轴承液体动压油膜形成过程。
2. 掌握油膜压力、摩擦系数的测量方法。
3. 按油压分布曲线求轴承油膜的承载能力。
二. 实验要求1. 绘制轴承周向油膜压力分布曲线及承载量曲线，求出实际承载量。
2. 绘制摩擦系f 与轴承特性λ的关系曲线。
3. 绘制轴向油膜压力分布曲线三.液体动压润滑径向滑动轴承的工作原理当轴颈旋转将润滑油带入轴承摩擦表面，由于油的粘性作用，当达到足够高的旋转速度时，油就被带入轴和轴瓦配合面间的楔形间隙内而形成流体动压效应，即在承载区内的油层中产生压力。
当压力与外载荷平衡时，轴与轴瓦之间形成稳定的油膜。
这时轴的中心相对轴瓦的中心处于偏心位置，轴与轴瓦之间处于液体摩擦润滑状态。
因此这种轴承摩擦小，寿命长，具有一定吸震能力。
液体动压润滑油膜形成过程及油膜压力分布形状如图8-1所示。
滑动轴承的摩擦系数f是重要的设计参数之一，它的大小与润滑油的粘度η (Pa⋅s)、轴的转速n (r/min)和轴承压力p (MP a)有关，令（7）式中：λ—轴承特性数观察滑动轴承形成液体动压润滑的过程，摩擦系数f随轴承特性数λ的变化如图8-2所示。
图中相应于f值最低点的轴承特性数λc称为临界特性数，且λc以右为液体摩擦润滑区，λc以左为非液体摩擦润滑区，轴与轴瓦之间为边界润滑并有局部金属接触。
因此f值随λ减小而急剧增加。
不同的轴颈和轴瓦材料、加工情况、轴承相对间隙等，f—λ曲线不同，λc 也随之不同。
四.HZS—I型试验台结构和工作原理1.传动装置如图8-7所示，被试验的轴承2和轴1支承于滚动轴承3上，由调速电机6通过V带5带动变速箱4，从而驱动轴1逆时针旋转并可获得不同的转速。
1—轴2—试验轴承3—滚动轴承4—变速箱5—V带传动6—调速电机图8-7 传动装置示意图2.加载装置该试验台采用静压加载装置，如图图8-8所示。
图中4为静压加载板，它位于被试轴承上部，并固定于箱座上，当输入压力油至加载板的油腔时，载荷即施加在轴承上，轴承载荷为：F = 9.18 (p o A+Go) N（8）式中：p o—油腔供油压力，p o = 3 kg/cm2；A —油腔在水平面上投影面积，2Go —初始载荷（包括压力表、平衡重及轴瓦的自重）Go = 8 kgf 。
静压轴承的稳定性与动态特性分析
静压轴承的稳定性与动态特性分析导言：静压轴承是一种常见的轴承形式，其工作原理是利用气体或液体介质的静压力来支撑工作负荷。
相比于传统的滚动轴承，静压轴承具有较大的承载能力、较低的摩擦损失与振动噪声，成为许多高速转动设备中的重要组成部分。
本文将深入分析静压轴承的稳定性与动态特性，探讨其在实际应用中所面临的问题与挑战。
一、静压轴承的工作原理静压轴承使用介质力来支撑轴的负荷，其中介质可以是气体或液体。
其工作原理可以简单地描述为：当轴在静压轴承中旋转时，介质流体中形成良好的压力分布，从而产生支撑力。
具体而言，介质通过孔隙或缝隙进入轴承，由于轴的旋转而形成流动，这种流动产生了支撑力，并使轴与轴承垫片之间形成气膜或液膜。
这种气膜或液膜可以有效减小轴与轴承之间的接触面积，从而降低了摩擦和磨损，实现了轴的平稳运动。
二、静压轴承的稳定性分析1. 稳定性的定义静压轴承的稳定性是指轴承在工作过程中对外界干扰的抗扰能力。
在设备运行中，由于各种原因（如不均匀载荷、外力冲击等）会对轴承产生干扰，静压轴承的稳定性直接影响设备的运行稳定性与寿命。
2. 稳定性的影响因素静压轴承的稳定性受多种因素影响，包括介质特性、工作速度、载荷、尺寸和制造精度等。
首先，介质特性是影响轴承稳定性的重要因素，如介质黏度、压力和供应方式。
其次，工作速度也对轴承稳定性有很大影响，速度过高可能使介质无法形成稳定的气膜或液膜，导致轴承失稳。
此外，载荷、尺寸和制造精度都会对稳定性产生影响，如过大的载荷可能使气膜或液膜破裂，影响轴承的稳定性。
3. 稳定性的提升方法为了增强静压轴承的稳定性，可以采取以下措施。
首先，改变介质参数，如增加介质流量或压力，提高气膜或液膜的承载能力。
其次，通过优化轴承结构设计，如改变孔隙或缝隙的尺寸和位置，以提高气膜或液膜的压力分布。
此外，控制工作速度，避免超过轴承的承载能力，是提升稳定性的重要手段。
三、静压轴承的动态特性分析1. 动态特性的定义静压轴承的动态特性是指轴承在工作过程中的动态响应和振动特性。
液体动压滑动轴承性能实验报告
1.压力油膜测试
测点位置
1
2
3
4
5
6
7
8
压力测试值/kpa
2，油膜压力分布曲线
四，摩擦特性曲线
1，摩擦特性参数
参数123 Nhomakorabea4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
N/<r/min>
F/n
λ
F
摩擦力/kg
2:摩擦特性曲线
五：思考题
1.从实验中如何观察滑动轴承动压油墨的形成？
2：为什么摩擦系数会随转速的改变而改变？
3.试验中哪些因素引起摩擦系数的测定误差？
成绩一实验目的二实验原理与设备三油膜压力及承载曲线转速nmin负载f最小油膜厚度hminkpa2油膜压力分布曲线四摩擦特性曲线1摩擦特性参数参数101112131415摩擦力kg2
液体动压滑动轴承性能实验报告
班级：学号：姓名：
同组人：成绩
一，实验目的
二，实验原理与设备
三，油膜压力及承载曲线
转速n=r /min负载F=N
基于FLUENT的深浅腔动静压轴承油膜压力研究
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深浅腔液体动静压轴承油膜承载特性分析王攀;刘保国;冯伟;赵耿【摘要】以深浅腔液体动静压轴承为研究对象,根据油膜的结构特点,运用ICEM CFD软件建立了油膜的三维有限元计算模型,采用结构化网格划分方法极大地提高了网格划分质量,并采用动网格方法实现了对油膜偏心率的更改,简化了建模工作;运用FLUENT软件模拟得出了各种工况下深浅腔液体动静压轴承油膜的压力分布,深入研究了油膜轴承承载力与偏心率、主轴转速之间的变化规律,对计算结果的分析表明:随着偏心率和主轴转速的增加,油膜轴承承载力呈线性增长;指出了该研究可以为液体动静压轴承的设计提供参数支持,并可以在理论上分析和预测液体动静压轴承在工作中可能出现的问题,缩短研制周期,节省开发费用.【期刊名称】《科技创新与生产力》【年(卷),期】2017(000)009【总页数】3页(P78-80)【关键词】动静压轴承;计算流体力学;ICEMCFD;油膜压力;偏心率;主轴转速【作者】王攀;刘保国;冯伟;赵耿【作者单位】河南工业大学机电工程学院, 河南郑州 450001;河南工业大学机电工程学院, 河南郑州 450001;河南工业大学机电工程学院, 河南郑州 450001;河南工业大学机电工程学院, 河南郑州 450001【正文语种】中文【中图分类】TH133.36;TH133.37;O35随着技术的发展，对油膜轴承的转速范围、油膜刚度、支承精度的要求越来越高，液体动静压轴承的出现满足了人们的需求，它兼备了动压轴承和静压轴承的优点，在低速和高速条件下都有较大的承载力，且有效降低了供油系统的功耗，目前已被广泛应用于机械领域[1]。
对于深腔液体动静压轴承，其油腔的结构特点使其具有二次节流效应[2]，与普通的浅腔液体动静压轴承相比，具有更大的静压承载力和动压承载力。
由于其油膜承载力易受到偏心率及主轴转速的影响，因此有必要找出油膜承载力与偏心率、主轴转速之间的变化规律。
目前，随着计算流体力学（Computational Fluid Dynamics，CFD）的快速发展，对油膜承载特性的分析，已由最初的数值求解雷诺方程，逐步转变为CFD软件计算求解。
于天彪、王学智、关鹏等利用FLUENT软件得到了五腔动静压轴承内部的压力场分布[3]；石璞、岑少起等研究了气液两相流对液体动静压轴承油膜压力分布的影响[4]；郭力、李波对超高速磨床主轴动静压轴承提出了一种新的优化设计方法[5]。
笔者以CFD为理论基础，运用ICEM CFD软件为前处理软件，建立了油膜有限元计算模型，并以结构化网格进行了网格划分。
采用动网格方法来实现对油膜偏心率的更改，简化了建模的工作。
通过FLUENT软件模拟，得到了油膜的压力场分布，并深入研究了油膜承载力与偏心率、主轴转速之间的变化规律。
CFD运用计算机技术，并采用离散化数值求解方法来解决流体运动相互作用的问题，在日常生活、科学研究、技术创新、实际工程中具有重要的应用价值，已成为继理论流体力学和实验流体力学之后的又一重要分支。
流体力学中的重要方程包括质量守恒方程、动量守恒方程等，以下分别予以介绍。
所有流体流动问题都遵循质量守恒定律，即随时间和位置的密度变化等于密度和体积变形的乘积。
质量守恒方程又称连续方程，其形式为式中：ρ为流体密度；t为时间；μ，ν，ω分别为x，y，z 3个坐标方向上的速度分量。
动量守恒方程符合牛顿第二定律，依据该定律可导出x，y，z 3个坐标方向上的动量守恒方程分别为式中：p为单位体积上的压强；βxx，βyy，βzz等均为粘性应力β的分量；Fx，Fy，Fz为3个坐标方向的单位质量承载力。
该深浅腔液体动静压轴承有4个油腔，每个腔体由一个深腔和一个浅腔组成，进油孔在深腔的中部，出油孔在轴承与轴颈间隙处，由于间隙极小，形成了很大的出油液阻，因此在轴承油腔中可以保持油膜压力[6]。
图1为深浅腔动静压轴承结构图。
轴承基本结构参数如下：轴承直径D=80 mm；轴承宽度B=80 mm；油膜厚度h0=0.025 mm；浅油腔深度c=0.05 mm；油腔轴向宽度b=64 mm；浅腔包角Φc=46°；节流小孔直径dc=0.6 mm；深腔包角ψb=8°。
以ICEM CFD为前处理软件，建立油膜的有限元计算模型。
为保证其网格质量，运用结构化网格对计算模型进行网格划分，并设定边界类型，考虑到油膜厚度方向的剪切应力梯度大，将网格等分为10层，将总体模型划分为1 073 920个六面体网格。
与实际工况结合，在计算时进行如下假设：液体动静压轴承里的油膜流体可以视为不可压缩的三维定常流动。
油膜的惯性力与其剪切力相比，可忽略不计。
润滑油与主轴间相对静止[7]。
边界条件的选取原则为：进油孔为压力入口，进油孔压力ps=2 MPa；出油孔为压力出口，而且出油孔为轴承与轴颈之间的微小间隙，出油孔压力为大气压力；油的密度ρ=880 kg/m3；动力粘度δ=0.014 Pa·s；主轴转速n=12 000 r/min；温度为环境温度。
深浅腔液体动静压轴承在工作时，流场内油膜同时具有静压效应、动压效应和阶梯效应，流场内油膜压力分布不均匀。
通过动网格方法来调整油膜的偏心率ε，可以简化建模过程。
在其他设置参数保持不变的条件下，当偏心率ε分别为0.2，0.3，0.4，0.5时，油膜压力分布见图2。
由图2可知，逐渐增大偏心率ε，油膜压力分布呈现如下趋势：一方面，油膜上方及右下方的压力集中区逐渐发散，压力逐渐减小，空穴效应逐渐加强，由于离心作用，油膜向外流动，油膜压力逐渐减小直至油膜呈现负压，油膜产生破裂，其实际压力为0；另一方面，油膜左下方的压力集中区逐渐聚集，压力逐渐增大，油膜受到动压效应的影响越来越显著，整个油膜的承载力得到加强，油膜压力集中于左下方用来平衡外加载荷作用。
图3为油膜轴承承载力F与偏心率ε的关系曲线。
由图 3可知，在供油压力分别为 2 MPa和3 MPa的条件下，其他参数设置保持不变，承载力F随着偏心率ε的增大而呈线性增长。
由图3还可知，在同一偏心率ε的条件下，随着供油压力的提高，油膜承载力增长缓慢。
这为选择合理的供油压力提供了参数化建议。
偏心率ε是液体动静压轴承的一个重要参数，理论上偏心率ε越大，液体动静压轴承的动压效应越明显，油膜承载力越大，油膜刚度也越大，然而偏心率ε过大会影响主轴的加工精度。
因此在设计上应充分考虑偏心率ε的影响，兼顾主轴刚度和加工精度的影响。
油膜轴承在受力平衡时，在某一偏心位置稳定运转，在偏心率ε=0.2且其他参数设置保持不变的条件下，当主轴转速n分别为5 000 r/min，10 000 r/min，15 000 r/min，20 000 r/min时，油膜压力分布见图4。
从图4可知，随着主轴的转动，每个油腔浅腔与封油面交界处都存在一个压力集中区。
最大压力集中区位于油膜的左下角处，转速越大，压力峰值越大，油膜轴承的动压效果越明显，轴承承载力显著增强。
图5为油膜轴承承载力F与主轴转速n的关系曲线，在偏心率ε分别为0.2和0.3，其他参数保持不变的条件下，油膜承载力随着主轴转速n呈线性增长。
由图5可知，油膜轴承承载力F随主轴转速n的增加而大幅度增加，且偏心率ε越大，其承载力F上升得越快。
通过分析图5，可针对性地选择合理的主轴转速n来兼顾承载力F和实际功耗。
综上所述，根据油膜的结构特点，采用结构化网格划分方法极大地提高了网格划分质量，并采用动网格方法实现了对油膜偏心率的更改，简化了建模工作。
计算结果与前人研究成果一致，证明CFD方法能够很好地模拟计算液体动静压轴承的油膜压力分布。
结果表明，随着偏心率和主轴转速的增加，油膜轴承承载力呈线性增长。
采用该仿真结果，可以为液体动静压轴承的设计提供参数支持，并可在理论上分析和预测液体动静压轴承在工作中可能出现的问题，缩短研制周期，节省开发费用。
Abstract：Taking the deep-shallow pockets hybrid bearing as the object of study,a three-dimensional finite element model of oil film is established by using ICEM CFD software and divided by a structured mesh.The dynamic grid method is used to realize the change of oil film eccentricity,which simplifies the modeling work.The pressure distribution of the oil film under different working conditions is obtained by using FLUENT and the variation of bearing capacity, eccentricity and spindle speed of oil film bearing is studied.The calculation and analysis shows that the bearing capacity of oil film increases linearly with the increase of spindle speed and eccentricity.The research can provide parameter support for hybrid bearing design and predict possible problems,and it can shorten development cycle and save development cost.Key words：hybrid bearing;computational fluid dynamics;ICEM CFD;oil film pressure;eccentricity;spindle speed【相关文献】[1]熊万里,阳雪兵,吕浪,等.液体动静压电主轴关键技术综述轴承[J].机械工程学报,2009,45(9):1-18.[2]庞志成,陈世佳.液体动静压轴承[M].哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,1991.[3]于天彪,王学智,关鹏,等.基于FLUENT的液体动静压轴承的动态特性分析[J].润滑与密封,2012,37(6):2-5.[4]石璞,岑少起.气液两相流对具有深浅腔援助动静压滑动轴承油膜压力分布的影响[J].河南科技,2003,21(2): 190-192.[5]郭力,李波.超高速磨床主轴动静压轴承的优化设计研究[J].湖南文理学院学报(自然科学版),2006,18(3):53-55.[6]钟洪,张冠坤.液体静压动静压轴承设计使用手册[M].北京:电子工业出版社,2007.[7]周桂如,马骥,全永昕.流体润滑理论[M].杭州:浙江大学出版社,1990.。