帶螺旋槽和雙向微通槽動靜壓氣體軸承靜態特性研究*

李樹森 穆巖璞 馬添瀟

(東北林業大學機電工程學院 黑龍江哈爾濱 150040)

動靜壓氣體軸承是影響超精密加工精度的重要零部件，它具有速度高、精度高、無污染、摩擦損耗小和壽命長等突出優點。然而，動靜壓氣體軸承承載能力較小，在一定程度上限制了其廣泛應用[1-2]。人們在改善動靜壓氣體軸承性能方面不斷探索，取得了許多成果。

動靜壓氣體軸承相比靜壓氣體軸承和動壓氣體軸承有著特性好和不易產生氣錘現象等優點。王欣崎等[3]以螺旋槽小孔節流動靜壓氣體軸承為研究對象，研究槽深、槽寬等參數對靜態特性的影響。汪久根等[4]針對螺旋槽軸承的設計制造、潤滑理論等方面提出了螺旋槽的分析方法。于賀春等[5]分析了人字槽狹縫節流動靜壓混合氣體軸承并通過仿真優化了該軸承設計參數。李樹森和王成成[6]以開設軸向微通槽氣體軸承為研究對象，分析氣膜厚度、槽寬、槽深等對承載力的影響，獲得了微通槽最佳參數。當前，動靜壓氣體軸承已有一定研究基礎，但在結構理論方面并不完備，微通槽結構設計較為單一，仍需深入研究。

本文作者設計了一種具有螺旋槽和雙向微通槽的動靜壓氣體軸承，使用Fluent對其靜態特性進行研究。通過開設螺旋槽提升軸承的動壓效應，同時通過設計新型的雙向微通槽避免由小孔節流產生氣錘自激的振動現象，從而提高軸承承載力和剛度，為動靜壓氣體軸承優化設計提供理論基礎。

1 帶螺旋槽和雙向微通槽動靜壓氣體軸承結構和工作原理

圖1所示為帶螺旋槽和雙向微通槽動靜壓氣體軸承的結構簡圖。軸承上具有小孔節流器和雙向微通槽，主軸上有螺旋槽，軸承開設雙排供氣孔，每排8個。雙向微通槽由軸向和周向微通槽組成，軸向微通槽沿軸線開通設有8條，沿軸承內圓周方向均布，并連接同一軸線上分別位于不同兩排的小孔節流器出氣口；周向微通槽有2條，沿周向分別開設于雙排小孔節流器處，并連接同一周向上的小孔節流器的出氣口。

圖1 帶螺旋槽和雙向微通槽動靜壓氣體軸承結構示意

表1 氣體軸承結構參數和工作參數

動靜壓氣體軸承的工作原理是動壓氣體軸承和靜壓氣體軸承工作原理的混合疊加。在開始階段具有一定壓力的氣體從供氣孔進入小孔節流器中，通過小孔節流器進入軸承間隙形成潤滑氣膜，使軸承具有一定承載力和剛度[8]進行靜壓承載。當主軸高速旋轉時，通過軸頸回轉以及螺旋槽帶動軸承間隙內的黏性氣體在黏滯力的作用下，產生壓力升，從而具有法向支承能力，形成動壓承載，進一步提升整個軸承的承載能力[9]。

2 仿真模型建立與靜態特性理論分析

2.1 帶螺旋槽和雙向微通槽動靜壓氣體軸承靜態特性理論分析

利用有限元分析法求解雷諾方程對螺旋槽雙向微通槽動靜壓氣體軸承進行靜態特性分析。

假設氣體為理想氣體,黏性系數為常數，氣體流動為等溫過程，考慮氣體的可壓縮性，氣體在氣膜間隙中不存在相對滑動，推導出雷諾方程如式(1)[10-13]所示。

(1)

式中:p為壓力函數；ρ為流量密度；μ為氣體動力黏度；vx、vz為氣流速度分量。

引入量綱一化參數，取p0、hm、L為參考量，可得量綱一化雷諾方程如式(2)所示。

(2)

將狄利克雷函數δi引入，得到簡化后的雷諾方程式(3)。

(3)

有限元分析的方法是通過將整個氣膜分割成n個單元體，并對每個單元體進行求解計算，求出每個單元體的承載力Wλ，然后將所求得的每個單元體的承載力進行累加就可得到整個軸承的總承載力W，如式(4)所示。

(4)

而氣膜剛度是指氣膜在受力時抵抗彈性變形的能力，其計算公式如式(5)所示。

(5)

2.2 仿真模型的建立

通過Gambit軟件對軸承的氣膜模型進行網格劃分，使用四面體網格劃分，相比于六面體網格其對復雜細小結構的網格劃分速度更快節點更多。使用自適應網格技術以此來保證網格無關性，并提升有限元分析的整體精度。劃分的氣膜模型網格如圖2所示。

圖2 氣膜模型的網格劃分示意

2.3 邊界條件的設立

模型采用壓力進出口邊界和壁面邊界，16個進氣口設置壓力為ps=0.4 MPa，出口邊界壓力設為pa=0.101 MPa；主軸轉速n=1×105r/min；偏心率設置為0.5；壁面為移動邊界，方向設置為旋轉；流體介質為理想氣體并為常溫流動，湍流模型采用k-εSST模型[14]，并且開啟曲率矯正有效地改善邊界層的梯度。

3 仿真結果與分析

3.1 不同偏心率微通槽對軸承靜態特性的影響

圖3所示為具有軸向微通槽結構的氣體軸承仿真模型I、具有周向微通槽結構的氣體軸承仿真模型II和具有雙向微通槽的氣體軸承仿真模型III，在假設偏心率為0.5時，氣膜內部流場壓力分布云圖。

主軸高速旋轉產生動壓效應，在氣膜厚度收斂位置會出現高壓區域，在氣膜擴大位置會出現低壓區域。根據3種模型仿真壓力云圖可以看出，周向微通槽的各點壓力最小，軸向微通槽的各點壓力居中，使用雙向微通槽的各點壓力最大。由此可見，使用雙向微通槽除了均壓的作用外在主軸轉動時可以產生一定的動壓效果從而提升軸承內氣膜流場各點壓力。由圖3可知，模型III中的最大壓力值比模型II中提升了0.15 MPa，這表明雙向微通槽可以進一步提升軸承動壓效應[15]，并且提升軸承承載性能。

圖3 模型I、模型II和模型III氣膜內部流場壓力分布云圖

改變偏心率進行分析，模型I、模型II和模型III的承載力和剛度隨偏心率的變化曲線如圖4所示。

圖4 偏心率與承載力和剛度關系曲線

由圖4可知，隨著偏心率的增大，各個軸承的承載力都在增大，且模型III和模型I的承載力增加值與模型II相比，其之間的差距逐漸增大，模型III的承載力和剛度明顯優于模型II和模型I;并且隨著偏心率的增加3個模型的承載力增加速度都在逐漸地下降。由此可見，帶雙微通槽軸承的承載力隨著偏心率的增大而增大且增加速度逐漸減慢。剛度隨著偏心率的增大而減小，且隨著偏心率的增大衰減的速度也在加快。剛度的減小即軸承的承載穩定性逐漸降低，這種現象主要是因為偏心率的增大，導致軸承間隙中上下氣膜厚度相差變大，壓力差增大，即承載力增加。

綜上所述，當軸承的偏心率過小或過大，都不可以滿足軸承最佳的運轉條件，偏心率過小會導致承載力較低，偏心率過大會嚴重影響軸承剛度。所以，可根據實際情況選取適合的偏心率，一般取值為0.3～0.6之間。

3.2 不同螺旋槽深度下主軸轉速對雙向微通槽軸承靜態特性的影響

螺旋槽的開設使軸承的動壓效應加大，且螺旋槽結構參數的改變也會對雙向微通槽軸承的靜態特性有所影響。將螺旋槽深度分別設為0.08、0.16、0.24、0.32 mm時，分別研究不同螺旋槽深度下主軸轉速對雙向微通槽軸承靜態特性的影響。固定其他參數，得到承載力和剛度的變化曲線如圖5所示。

圖5 主軸轉速與承載力和剛度關系曲線

由圖5可知，同一轉速下主軸的承載力和剛度隨螺旋槽的深度加深不斷地減小，且隨著轉速的不斷提高各螺旋槽深度的承載力差距不斷地增大，這說明隨著轉速的提高螺旋槽的動壓效應會相應地提高，而螺旋槽的深度越小則動壓效應越好。在滿足技術要求和理論計算的基礎上可以選用相對深度較小的螺旋槽，以提升動靜壓氣體軸承的承載力和剛度。

3.3 不同氣膜厚度下雙向微通槽的深度對氣體軸承靜態特性的影響

研究表明，雙向微通槽在氣膜厚度為15～25 μm之間的情況下具有較高的承載力和剛度。對不同氣膜的模型進行仿真計算，得出不同的槽深所對應的靜態特性曲線。在不同氣膜厚度下雙向微通槽深度與靜態特性的變化曲線如圖6所示。

圖6 微通槽深度與承載力和剛度關系曲線

由圖6可知，微通槽的深度取0.04～0.32 mm，當微通槽的深度小于0.2 mm時氣體軸承的承載能力和剛度都逐漸提升，當超過0.2 mm后軸承的承載能力有小波動，但是并不是逐漸趨于穩定而是有下降趨勢。這是因為微通槽深度增加到一定值后, 槽內的高壓氣體對槽附近的氣膜影響不再提升。比較可知，氣膜厚度為0.15 μm的氣體軸承靜態特性最好。由此可知，氣膜厚度較小時軸承的承載力和剛度較好。

3.4 不同供氣壓力下雙向微通槽的寬度對氣體軸承靜態特性的影響

雙向微通槽的寬度和供氣壓力是動靜壓氣體軸承的重要參數，其改變會造成軸承的靜態特性變化。選取4個不同供氣壓力的模型進行仿真分析，結果如圖7所示。

由圖7可知，在同一供氣壓力下,當微通槽的寬度在0.6～1.2 mm之間時承載力和剛度都在逐漸增大；寬度大于1.2 mm以后承載力和剛度都有所下降。這主要是因為微通槽本身存在一定動壓效應，隨著寬度的增加，軸承間氣膜厚度變厚，動壓效應減弱，從而降低了承載力和剛度。同一槽寬下，供氣壓力越大承載力和剛度越大，但是達到1 MPa后變化減緩，因為隨著供氣壓力逐漸增大，軸承內氣體的流速轉變為超音速，導致氣膜流場出現激波、紊流等現象。

4 仿真結果可靠性驗證

文中采用理論方法對模型仿真結果進行可靠性驗證，理論求解所使用的參數與仿真參數相同。將所得到的結果進行對比，如圖8所示。

由圖8可知，仿真與理論計算得到的承載力和剛度比較吻合，說明仿真結果具有一定的可靠性。

5 結論

(1)開設軸向與周向的微通槽可提高動靜壓氣體軸承的承載力和剛度，在一定范圍內，偏心率越高承載力提升越顯著。

(2)在一定的條件下，提高供氣壓力可以提高動靜壓氣體軸承承載力，當供氣壓力到達一定值時會產生紊流現象，承載力不再提升反而有所下降。

(3)增加雙向微通槽的深度可在一定程度上優化動靜壓氣體軸承靜態特性，隨著雙向微通槽寬度的增加承載力和剛度先增加后減小。

(4)螺旋槽可以產生動壓效應提升承載力，主軸轉速越高承載能力提升越大。

(5)相對于單向微通槽的模型I和模型II，使用雙向微通槽模型III的承載力和剛度最優。