油腔形状对重型静压轴承承载能力的影响

油腔形状对重型静压轴承承载能力的影响

0静压轴承压力动力学模型重型静压推挤轴是重型数万台的重要部件，其性能优异者直接影响设备的加工质量和运营效率。随着流场运动性能的研究越来越深入，科学家们发现承载能力对轴承的性能有很大的影响。在承载能力研究方面,LIU等在考虑油流惯量和离心惯量的情况下对径向静压推力轴承进行了承载能力特性分析.广西工业职业技术学院的蒙文等应用有限元软件对高速插齿机主轴静压支承进行了流体仿真分析,计算出了油膜的承载能力、刚度以及流量.油膜刚度和阻尼方面,天津大学的邱家俊等通过对油膜压力进行二阶泰勒级数展开得到油膜动压力方程组,通过对方程组求解得到推力轴承油膜刚度和阻尼的解析表达式.上海理工大学的卢华阳等根据流体润滑理论及雷诺方程,构建了导轨油膜压力的数学物理模型,运用有限元法进行油膜刚度及导轨承载能力的分析与计算.丹麦科技大学的HEINRICHSONNiels基于雷诺方程建立了扩展到三维热弹流的数学模型,并将数学模型应用到现有的大尺寸轴承中,研究了油腔对可倾瓦推力轴承性能影响,研究结果表明:浅油腔具有与阶梯轴承相似的特征,所以浅油腔肯定影响轴承的性能.哈尔滨工业大学的张琰应用FLUENT软件对涡轮泵静压轴承进行数值模拟,得到静压轴承内部的流动状况,分析了转速、进油压力、偏移率、节流孔直径和油膜厚度等参数对轴承承载性能和刚度性能的影响规律,并对轴承结构进行了合理优化.本研究室针对静压轴承承载性能问题,建立润滑油膜的粘温方程,利用有限体积法,分别在等粘度和变粘度下数值模拟了不同转速的重型静压轴承压力场,探讨粘度对重型静压轴承承载能力的影响,得出当转速很低时,粘度对静压轴承油腔压力影响较小;而当转速较高尤其对于线速度很大的重型静压轴承而言,计算时必须考虑粘度变化带来影响的结论.根据对国内外有关静压轴承研究的文献分析可知,研究内容侧重于径向静压轴承及动静压轴承的性能、油膜刚度和阻尼等方面的研究,关于油腔形状对重型静压轴承承载能力影响的研究甚少.本文在以上研究基础上,以重型数控加工设备中所广泛应用的静压轴承为研究对象,采用了CFD软件FLU-ENT对静压轴承内部流态数值模拟的新方法,求解描述静压轴承本体在旋转状态下的控制方程,得到了较准确的压力分布,通过数值模拟结果得到较合理的油腔结构.1静压锁的工作原理和流轴的模型1.1静压腔内润滑控制静压轴承利用专用的供油装置,将具有一定压力的润滑油送到轴承的静压腔内,形成具有压力的润滑油层,利用静压腔之间的压力差,形成静压轴承的承载力,将轴承主轴浮升并承受外载荷.1.2油腔几何模型在等油腔面积的基础上,利用具有强大三维建模功能软件UG建立了油腔深度相同的矩形、扇形、椭圆形和工字形腔静压导轨间隙流体三维模型,如图1~4所示.2流体动力学方程由于静压轴承内部流体随着工作台作旋转运动,因此采用相对参考坐标系求解更为简便.把静止的直角坐标系转换成以角速度ω旋转的相对参考坐标系,在参考系下,旋转的液体及其边界处于相对静止状态,转速为零.针对稳态流动,采用相对速度,在转动参考坐标系中列出质量守恒方程、动量守恒方程及能量方程.质量守恒方程:式中:ρ为密度;t为时间;u为速度矢量,由于所研究流体为不可压缩流体,密度ρ为常数,即为求散度,即式中u、v、w为速度矢量u在x、y和z方向的分量.动量守恒方程:式中:ue065为求梯度;p为流体微元体上的压力;r为转动坐标系中的微元体的位置矢量;F为微元体上的体力;τ为因分子粘性作用而产生的作用于微元体表面的粘性应力;ρ为密度;ω为旋转角速度矢量;ur为速度矢量u在x、y和z方向的分量.能量方程:式中:cp为比热容(kWs/m3℃);T为温度(℃);k为流体传热系数;ST为流体的内热源及由粘性作用流体机械能转换为热能的部分.式(3)可展开成x、y、z三个方向等式,式(2)中F表示体力,而静压轴承在旋转过程中计算体力只考虑工作台自重Fz,因此Fx=Fy=0.需要说明的是,虽然能量方程是流体流动与传热问题的基本方程,但对于不可压流动且不考虑热交换时,可不考虑能量守恒方程.3间隙流体网格结构GAMBIT软件是FLUENT公司提供的前处理器软件,它包含功能较强的几何建模能力和强大的网格划分工具,可生成供FLUENT直接使用的包含边界层的高质量网格模型.依据GAMBIT划分网格的思想,将流体模型切割成若干个规则的几何体,为了提高网格质量,据该模型的不同体特征划分为六面体网格,采用Cooper(非结构网格)类型进行划分.间隙流体网格质量的好坏直接影响计算结果的准确性,通过网格质量检查,一级网格超过网格总数90%.设置边界条件时,流动进口边界选择速度进口边界,流动出口边界选择压力出口边界,其压力值为大气压,间隙流体上壁面定义为旋转壁面,其余壁面为固定壁面,间隙流体左右两侧面做周期性边界条件设置,这样可保证只研究静压圆导轨与旋转工作台间隙流体的1/24即可反应所有流体的流态.4压力场分布为了研究油腔面积相等的不同油腔形状对重型静压轴承间隙油膜压力场的影响,在油腔深度为10mm,回油槽深度为17mm,进油孔直径为14mm,恒流供油入口质量流量为0.098kg/s,旋转工作台的角速度为6r/min的情况下,分别模拟了等油腔面积的矩形腔、扇形腔、椭圆形腔以及工字形腔重型静压推力轴承间隙油膜的压力场.结果分别如图5~8所示,揭示了静压推力轴承间隙油膜的压力场分布规律和承载性能,需要说明的是,压力分布图中的压力单位为Pa.由图5~8可知,无论是矩形腔、扇形腔、椭圆形腔还是工字形腔静压推力轴承油膜压力都是油腔处压力最大,然后向四周逐渐减小,而且在回油槽处出现了负压,此种压力分布说明润滑油从油腔经封油边流到回油槽是一个压力损失的过程,与实际情况相符,说明数值模拟的可靠性.从四种形腔静压轴承油膜最大压力值看出最大压力由大到小分别是椭圆形腔、扇形腔、矩形腔和工字形腔,虽然四种油腔的面积相等,但是由于四种油腔的外廓尺寸不同,所以四种形腔静压推力轴承的有效承载面积不相等,承载能力由大到小分别是椭圆形腔、扇形腔、矩形腔和工字形腔.5压力场的模拟及应用本文采用有限体积法及数值模拟的新方法间接得到了静压轴承内部的压力场,为工程实际中由于油膜很薄测试困难得不到内部流体详尽分布结果提供切实有效的研究方法,且采用此研究方法可大大缩减经济成本.比较四种腔形的压力分布可得,油膜压力均是油腔处压力最大,然后向四周逐渐减小,且在回油槽处均有负压产生,与油垫实际流动规律符合.从数值模拟结果得出,具有相同油腔面积的不同腔型静压轴承具有不同的承载性能,其