高速动静压轴承支承主轴系统动特性测试研究

Vo145 N15May2011第45卷 第5期2Vo145 N15May2011第45卷 第5期2011年5月西 安交 通大学 学报JOURNALOFXANJAOTONGUNVERSITY高动静轴支承轴统动性试研究石磊1,马求山1,王琳1,徐华1,2,赵华1,2(1.西安交通大学机械工程学院,710049,西安;2.西安交通大学机械制造系统工程国家重点实验室,710049,西安)要:以自设计的速主轴水滑动静压承为基础,采用不平衡质量法识别出转子系统支撑承的动特系数,通过轴承能测试实验得到了供水压力主轴转速等运行参数对轴转子系动特性的响.结果表明:轴子系统动特性系数随系统供水压力和主轴工作转速的增加而大;供水压较低时,工作转对轴承动性影响较小;当水压力升到一定程时,作转对轴承的特性产较大影响,此项究对轴子系统结参数的改进以及不同工况下最佳行参数的定具有定的指导义.键词:动压轴承;动态能;数识别图分类号:TH1112文献志码:A文章编号:025987X(2011)000507xrinaltynDamcffcntsfrpnleyempredygedMAShili1,MAQiushan1,WANGLin1,yridarngsXUHua1,2,ZHAOanhua1,2(1.coolfMechaicalEnineeing,anJiotongUierity,an710049,Cina;2.tateeyLaoratoryforManfacturingystemsEnineeing,anJiotongUierity,an710049,Cina)act:Ahigpeedrotobearingtestrigspportedbywaterlubricatedhybridbearingwasonstructed.Theaditonalmassesattachedtorotorweretakentoidentfythedynaicoff2ientsofhybridbearingsystem,andthefurthereperimentresultssowtheffectsofspplypressure,rotatingpeedandotheroperatingparametersonthedynaicoffiientsofbearingsystem.Thedynaicoffiientsofrotobearingsystemincreasewiththeincreaingspplypressureandpindlepeed.Incaseoflowspplypressure,theipactofrotatingpeedond2naicoffiientsislight.fthespplypressureincreasestoacertindegree,therotatingpeedplaysaniportantroleonthedynaicoffiients.eyrs:hybridbearing;dynaicoffiients;parameteridentficaton速精密切技术是前机床加领域的一个重要展方向.作为速机床的键部件,高速电主轴近已成为该领域的研究热点之一,并受到越来越多者的关注.其中,高高精密支轴承则是保证高电主轴具高刚度高回精度大承载力等性能标的关键部件.水润滑动静压轴承在高转速下有可比拟的越性.文献[2]在水润滑动静压轴承计和性能计算与优方面做了量细致的工作,详细讨了轴承结构参数与运行参数对轴承性能影响,并初步给了此类轴的设计过程.根据以的工程实践经验可知,仅从理论分析计算角度往难以全面映轴承的际性能.因此,通过实测轴转子统的性能,并准确识别出其刚度阻尼数等重要数指标是常必要的.收稿日期:201122. 作者简介:马石磊(1982-),男,博士生;徐华(联系人)男教授博士生导师. 基金项目:国家重基础研究发展规划资助项目(2009B724404);国家高技术研究发展计划资助项目(2008AA042508);高等学校科技创新工程重大项目培育基金资助项目(31015160001).网络出版时间:201021网络出版地址:/kcm/etail/61.1069.T.20110221.1605.002.htlhttp:53第5期马磊,等:高动压承支主系动特测研究目前,许多参53第5期马磊,等:高动压承支主系动特测研究目前,许多参数识别方法都被应用于不同的实验环中,确定滑轴承油膜特性系数,并被验证是效的.毕士华姜歌东等人[4]假设各工况下的油动特性系数满足线性化关系,利用时域多工况识法识别了油膜线性动特性系数,但该方法需要测较多工况,而多个工况之间的相似性则往往难以保证.Qiu等人[5]利用脉冲激振法识别出了2个支轴承的16个油膜线性动特性系数Jiang等人[6]用该方法别了某一尺寸径向承的油膜线性特性系数,但方法获得响应能量散,信噪比低,时使用实验测试备较多,且操作复杂.oberts等人[7]采用正弦激振法识别出了挤压油膜尼器的主惯性系数主刚度系数和主阻尼系数,袁小阳等人[8]采用多频激振法测量了轴承油膜的刚度阻系数.这2种试方法得的响应能量集中,信噪高,但测试设备复杂,且测试设备之间的协调性要求也较高.ie等人[9]利用不平衡质量法和最小二乘法原理识别出了2个支承轴承的16个油线性动特系数,郑铁生等人[10]采用同样方法,识别滑动轴承油膜动特性系数,此方法不需要复的测试设备,不但可以识别出油膜动特性系数,同时还除了轴转子系统本身存在的不平衡质量系统的影响.为了验证理论分析计算的正确性,全面掌高速轴转子系统设计过程中的关键因素,本文计并搭建了高速水润滑动静压支承轴子系统实台,用不平衡质量法识别出了轴子动特性系数,通过实验得到了供水压力主轴转等运行参对轴子系统动性的影响.(a)轴承腔型结构(b)轴承实物图图1轴承腔型结构及轴承实物图系统.实验过附加偏质量的方为转轴加载,加载装为一个偏质量盘,已知偏心质量(15g)且位置调.偏心质量盘安装在实验主轴上并随轴一起动,节偏心质量位置便可以施加一定范围内不大小的同步激振力.实验主轴通过联轴器与驱动流电机相连,通过调节直流电机的变频器来控制轴转速.前后2个动静压轴承的供油方式为集中油,压水进入实验台后便分为两路分别进入前后轴承,以纯水作为润滑介质,其20时的动力黏为1005mas,供油压力范围为12～10Ma.表1承结构参表油腔个数外径/mm内径/mm长径比深腔深度/mm深腔包角/)浅腔深度/mm浅腔包角/)油腔宽度/mm41验台11轴承构承结构如图1所示,轴承为四腔深浅腔动静压轴承,润剂经进孔节流作后进入轴承,由深腔进浅腔和封面,并最终从油边流出.深腔起静压承作用并促使润滑剂延轴向展开,易于形成稳定完整润滑油膜;浅和封油面要产生动压效果.因此,深浅动静压承无论是起停机状态还是常运行状都具有好的支承能和相对完整的膜,具体结尺寸见表1.12实验结构图2为水润动静压承支承主实验台的结示图和实物图.实验主轴由前后2个动静压轴承支承,安半径间为1015～1020mm,此外,实验还包括加装置驱动装置供系统和测试7251051108161015363105感器主要位移传感器光传感器温度传感器压力传感器和转速传感器,其布局如图3所示.在前后承外侧附近的各2个电容式位移传感器(apa6100)于测量转子的位移,以识别动特性系数.转轴前端安装光纤传感器(3ZT11)用http:54西安交通大学学报第45卷以测转速和转轴的相位信息,在进水口和出水口各安一个热电偶传感器,以检测润滑剂的平均温升.采集卡号为研华PC171L.U为节点54西安交通大学学报第45卷以测转速和转轴的相位信息,在进水口和出水口各安一个热电偶传感器,以检测润滑剂的平均温升.采集卡号为研华PC171L.U为节点位移向量;fc和fs分别是不平衡力向量的余和正弦部分为轴颈角速度;f(t)为轴承的动反力油膜向量.图4系统动力学模型根据线性化油膜力的力学模型,油膜力向量可表示为·(a)实验台结构示意图f(t)=(2)bU+bU式中:b和b为仅具有m个非零二阶子块的对角阵,对角阵位置与有限元模型中的轴承位置相对应.令ˇK=K-b;C=C-b并将式(2)入式(1)整理后得·ˇ+CU+U=其不衡响应为U=Ucosωt+Usinωt带入式(3)写成复数式为fcosωt+fsinωt(3)(b)实验台图2实验台结构示意图及实物图ˇ(K-2M+)U=f(4)其中U1)1/2iUs;ifs,i=(-=Uc-f=fc-分离式(4)端系数矩阵中的转子有限元参数与轴承油参数,令b+cb图3传感器布局示意图E=H=K+C-2M2 特性数识别11 识别法利用不平衡质量法识别润滑膜动特性系数时,将系简化为多圆盘转子模型[11],如图4所示.将转子平衡质量集中到非轴承支承盘处,在非轴承支承附加1个小质量块,在一定转速下产生离心力作系统的激励,有限元方法[11]把转子离散化为n个节点,其中m个节点与轴承相对应,称为轴承节点.系统共有N=4n个自由度,其动力学方程为F=MΒ++U=fcoωt+fsiωt+f()(1)式中:MCK分为转子的量尼和刚度矩阵;则式(4)可为UAUBU=HU-f, U=(5)中UA为各轴承点处水平铅垂方向位移所构成的2m维复向量,可由测试所得的不平衡响应信经分析处理到;UB为非轴节点处水平和铅垂方位移所构的复向量.将式(5)写分块形式0A0UAHAABAHBUAfAfB=-0 UBB UB(6)式中:fAfB分别为轴承和非轴承在节点位置处的不平力向量.由此可求得各轴承刚度阻尼复向量的整矩阵http:55第5期马磊,等:高动压承支主系动特测研究1000020000ω0000m其中P(i,j)=A=mmosi,k)osj,k)ini,k)inj,k)k55第5期马磊,等:高动压承支主系动特测研究1000020000ω0000m其中P(i,j)=A=mmosi,k)osj,k)ini,k)inj,k)k=1mk=1m各轴的刚度阻复向量为osi,k)inj,k)ini,k)osj,k)Kxx KxyKyx KyyCxxCyxCxyCyy+ωk=1k=1j=jji,j=1,2,(12),nj=1,2, ,m12 振动号的采与处理用于参数识别的主要信号为振动信号,由于动静压承具有较好的支撑刚度和稳定性,因此实验中主的振动量常小(微米量级).文中采用时域最小二乘法插值,来确定各个频率对的幅值与位的大小.给信号的表式[12]n用最小二乘对模拟信号进行识别,设模拟信号为x()=15os(f1)+17in(f1)+16os(f2)+18in2f2t+ t(π ) ()式中()高斯白噪声信号,信噪比为5B;f1=25Hz;f=40Hz,f=1kHz;识别各个频率的幅2s值与位,到重构信号x()=15032os(f1)+16672in(f1)+15805os(f2)+18197in(f2)图5图6中以看出,识别出的信号与原始信号比,噪声干扰幅降低,质量明优于原始信号.此方不仅可以到信号幅与相位信息,而且还以有效地对信号进行滤波,消除环境中的噪声干扰.x(t)=[Aios(wit+)],wi=fi(7)i=1中:Ai表各频率对应的幅值;wi表示频率;t为时间.式(7)可转为nx()=[sios(wit)+tiin(wit)]i=1si=Aio,ti=-Aiiφ(8)式中:si为信的余弦分量.ti为信的正弦分量;据现有的号信息,如信点数序列x(k)(k=1,2,,m),信号包含的频率fi(i=1～),以及采样率fs等,定各个频所对应的弦分量和正弦量,幅值与位信息.采集得的离散信号序列为n()=[ios(witk)+iin(witk)] (9),m)为离散时间序i=1式中:tk=kTs=/fs(k=1,2,列.根据最二乘法有m2-x()]in2= [()∑(10)图5原始模拟信号(si,ti)52/5ik=1=0;52/5i=0(11)ii式(9)式(10)代入式(11),得到P(1,1)P(1,2)P(2,1)P(2,2)P(n,1)P(n,2)·P(1,)P(2,)P(n,)2n2n()os1,k)()in1,k)11m∑=k=1()osn,k)sntn图6由模拟信号识别出的信号()inn,k)2n1http:56西安交通大学学报第45卷确定信号中主要成分的具体过56西安交通大学学报第45卷确定信号中主要成分的具体过程为:先通过傅里叶谱变换,依据频谱信息中的幅值大小确定信号中主要频率成分,由经验估计出它们各自代表的意义,对号做滤以减少干成分,从而得到信号中要频率成的粗略值;然后,通增加采样点数和低采样频率的方法,来提高傅里叶变换的频率分率,到各个率成分的确值.13识别骤及结果对应给定的转子,系统残余不平衡量的大小和相位未知的,因此fA和fB也是未知的.由式(7)可知,通过加已知平衡量,并利用性系统叠加原理去系统本身的残余不平衡量,从而可求出各轴承油膜动力数.具体步骤下[10].(1)对给定的某个转子,在确定的转速Ω下,系统到残余不平衡量的激励,轴承节点位移传感器测轴承节点的位移响应为U0,代入式(1)得到系统动力学方为0.(2)在相同Ω下,在转子的某些非轴承节点相应的面上附加一个已知的不平衡量,轴承节点位移传器测得轴承节点的位移响应为U1,代入式(1)得到系的动力方程为1.(3)改不平衡的大小和置,承节点位移传感测得轴承节点的位移响应为U2,代入式(1)得到统的动力方程为2.3验结果分析本文以水润滑动静压轴承为例,通过实验测试的方法,初分析了不同的工作条件对动静压水润滑轴承转系统动特参数的影响.实工况范围为:2工作转速(3600r/in和4800r/in);3种供水压力(4～6Ma);不平衡量为100和150gmm.在具体实验过程中,做了远比所列出的工况范围要得多的实验,并到了相应实验数据,在此仅列与轴承实际工况相近的几组数据,并以供油压力工作转速变量,对实验结进行讨论.由于交叉阻尼项Cxy和Cyx与其他动特性系数相比对轴承性的影响较小,且在测量中存在一定的不确定[13]性,因此在论中予以略.图7为动静压水润滑轴承系统支承刚度系数KxxKxyKyxKyy的实验测量值随供水压力p和工作速变化的况,图中可以出,转速一定的情下,选定的实供水压力围内,随着供水压力增大,测定的前支承刚度系数有明显的上升趋势,这是于供水压力的增加增强了轴承的静压作用.同时,在供水压力一定的情况下,在选定的实验工转速范围内,工作转速的变化同样正作用于支承度系数,随着转的升高,油膜的特性系数也随增大,这一方面是由于轴承具有静压支承特性支承间隙稳态位移值随载荷率的增大而减小[14];另方面是由于轴承动压效果随转速的增加增强.实验结果中可以发现,另一个较明显的现象是在水压力较小的情况下,转速对支承的刚度系数影较小.随着供水力的增加,转速刚度系数的影也越来越明显,这可能是因为随着供水压力的升高,轴偏心率随增加,所以使得承的动压效应增强.由于转速产生动压关键因素一,因此速对轴承动力学特性系数的影响较大.从正刚度交叉刚度的变化趋势对比中可以看出,供水压力交叉刚度影响随着水压力的加趋于平缓,而对正度的影响有继续加的趋势.图8为动静水润滑轴系统支承叉阻尼系数CxxCyy实验测量随供水压力和转速变化的情况.从图可以看出,在转速一定的情况下,在选定的验供水压范围内,随着供压力的增大,阻尼系同样有上的趋势.当供水力一定时,在选定的验工作转速范围内,工作转速的增加却反作(4)利用1和2分别减去0,以消除系统本身的余不平衡质量的影响,得到附加不平衡质量产生动力学方组,从而求得承的动特系数.附加质量(15g)较结构质量微乎其微,因此它原有系统限元参和油膜动系数造成的影响以忽略.表2为供水压力6MPa转速4800r/in时,前支承承的润滑膜归一化动特性系数.l l刚度阻尼的归一化因子分别为3和3(其中μ为润滑介质动力黏度,l为轴承宽度,<为轴承间隙比).表2 轴承的一化油膜特性系数K:轴承统支刚度数;C:交阻系数.http:参数 参数值参数 参数值Kxx 18172Kxy -10399Kyx 19233Kyy 11009Cxx 4.5890Cxy 3.4022Cyx 4.2464Cyy 4.863057第5期马磊,等:高动压承支主系动特测研究承57第5期马磊,等:高动压承支主系动特测研究承转子系支承的动性系数,并通过验进一步得到供水压力主轴速等运行数对轴承转子系统特性的影响,结如下.(1)为满足高速切削机床的需求,本文设计的高速静压水润轴承可以生较大的撑刚度和阻尼.(2)供压力和工作转速等运行参数对水润滑动静轴承转子系统动特性有大影响.支承刚度随水压力和工作转速的升高而升高,阻尼则随供水力的升高升高,随转速的升而下降.(3)在水压力较的情况下,转速轴承性能影响大,水压力为承工作性的敏感参数.当供水力上升到一定程度时,其变化对轴承性能的影响渐降低,相反,此时转对轴承性的影响却逐渐大.此,在较高的供水压力条件下,转速为轴承作性能的感参数.参考献:[1]张亚宾.高速机床水润滑动静压轴承设计研究[D].西安:西安交通大学,2008.戴攀张亚宾,徐华.新型高速铣床主轴水润滑动静压轴承结构及性能研究[J].润滑与密封,2009,34(2):114.DAIan,ZHANGain,UHua.Thestrctureofnewournalhybridbearingforigpeedacinepinleanditspeforace[J].Lubricatonninee2ing,2009,34(2):114.毕士华,黄文虎.油膜轴承动态特性参数及转子不平衡的统一识别[J].强度与环境,1995(2):15.BISihua,HUANGenhu.dentficatonofoththedynaiccharacteristicsftheournalearingsandtheunbalacesoftheotor[J].trcture&nionentnieering,1995(2):15.姜歌东,谢友柏.滑动轴承油膜动特性的时域多工况识别法[J].上海汽轮机,1999(1):121.JANGeong,XIEouo.Thetieoainmlt2onitonsidentfingetodofoilfilmoffiientsofouralbearing[J].hanghaiTurie,1999(1):1Ο21.QUZL,TIEA.entficatonofixteenforceo2ffiientsoftoournalearingsfomiplerepo2es[J].ear,1997,212:20212.JANGGD,HUH.dentficatonofoilfilmoff2ientsoflargeournalbearingsonafllcaleournalbearingtestrig[J].Trioogynternatonal,1997,30(11):78793.[2]图7刚度系数随供水压力和工作转速的变化曲线[3][4]图8阻尼系数随供水压力和工作转速的变化曲线用于承轴承的尼系数,即随转速的升高,识别出的尼系数有降低.另外,与刚度数变化趋势相同,供水力低时,转速对阻尼系数的影响较小,随着水压力的升,转速的影也越来越大.[5]4结论[6]本文设计并搭建了高速水润滑动静压支撑轴承转子统实验台,采用不平衡质量法识别出轴http:58西安交通大学学报第45卷[7]PAR58西安交通大学学报第45卷[7]PARNSDW.Measureentofoilfilmouralbear2ingapingoffiients:anextenonftheelectedorittechique[J].JournalofTrioogy,1995,117(4):69701.袁小阳王宏宾.流体动压滑动轴承油膜刚度阻尼系数的研究[J].机械工程学报,1992,28(5):887.UANioang,WANGongin.tudyonstff2nessanddapingoffiientofhydodynaicouralbearing[J].CineeJournalofMechaicalEnineer2ing,1992,28(5):887.TIEAK,QUZL.entficatonfixteenforceo2ffiientsftoournalbearingsfomeperientalunbalacerepones[J].ear,1994,177:669.tongUierity,1992,26(3):9106.[11]钟一谔,何衍宗.转子动力学[M].北京:清华大学出版社,1987:17195.[12]何正嘉,訾艳阳,张西宁.现代信号处理技术及应用[M].西安:西安交通大学出版社,2006:443.[13]LAURANTF,CHLDSDW.Measureentsfotordynaicoffiientsofhybridbearingswith(a)apluggedorfice,and(b)aornlandsuface[J].ASMEJngasTurinesower,2002,124(2):36368.[14]庞志成.液体静压支承动态稳定性理论研究[J].哈尔滨工业大学学报,1982(3):898.PANGicheng.Athoreticalreearchonthedyna2icstailityofhydostaticbearing[J].JournalfHa2innstituteofechoogy,1982(3):898.[8][9][10]郑铁生,许庆余.滑动轴承油膜动力系数的附加不平衡量辨识方法[J].西安交通大学学报,1992,26(3):9106.ZHNGiesheng,UQingyu.dentficatonofour2nalbearingoifilmdynaicoffiientsbyattacingaditonalasestoaotor[J].JournalofanJio2(编辑 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