李家平 尹明富 趙鎮(zhèn)宏

(天津工業(yè)大學(xué)機械工程學(xué)院，天津300387)

液體靜壓支承技術(shù)[5]的實質(zhì)是一套液壓供油系統(tǒng)，因此在實際應(yīng)用工作中摩擦力小、跳動低、平穩(wěn)度高成為了現(xiàn)代工業(yè)生成中一項非常重要的技術(shù)，尤其是在各種高精度的自動化設(shè)備上和高效率的重型機床上都可看到液體靜壓支承技術(shù)的廣泛應(yīng)用。

1938年，加州的帕洛山天文臺第一次成功地將重達500 t的靜壓推力支承技術(shù)應(yīng)用到一個200 inch的光學(xué)望遠鏡。在以后的幾十年，靜壓技術(shù)得到了快速發(fā)展和成熟，應(yīng)用范圍迅速擴大，幾乎整個制造業(yè)，軍事工業(yè)和民用設(shè)備。而我國的靜壓支承技術(shù)的研究與應(yīng)用始于20世紀(jì)60年代，吳教授和北京航空航天大學(xué)在這方面做了很多工作。目前，國內(nèi)外研究靜壓支撐技術(shù)是重負荷和全自動控制，其中以減小摩擦力，提高油膜潤滑性、降低油膜溫度和評估是未來在該領(lǐng)域研究的方向。

1 應(yīng)用與理論研究

巖石試驗機分為力學(xué)試驗機、剪切試驗機、三軸試驗機、耐崩解試驗機、CT試驗機等各類試驗機。本次所研究的是液體靜壓支承油缸技術(shù)應(yīng)用在巖石CT試驗機上的應(yīng)用，而巖石CT試驗機的運動方式是邊旋轉(zhuǎn)邊軸向直線運動，所以減小摩擦力是CT試驗機的關(guān)鍵技術(shù)[5]。

巖石CT試驗機的液壓缸軸向加載需達到2000 kN的大載荷，液壓缸選用八油腔，在軸向2000 kN的載荷下，為了保證旋轉(zhuǎn)精度和降低油腔所承受的壓力，潤滑油選46號抗磨潤滑油[3]。通過對比供油系統(tǒng)，選擇恒壓力供油靜壓支承，恒壓力[1]供油系統(tǒng)由油源、節(jié)流器、溢流閥等組成，當(dāng)油泵工作時，通過過濾器、單向閥、節(jié)流器等將潤滑油注入轉(zhuǎn)臺和油腔之間，并且依靠節(jié)流閥的定壓作用和周向封油邊的密封保壓作用將轉(zhuǎn)臺浮起來；當(dāng)油泵停止工作時，潤滑油未能進入油腔而產(chǎn)生壓力使轉(zhuǎn)臺浮起[2]。油腔示意圖如圖1所示，當(dāng)轉(zhuǎn)臺浮起時，此時油膜厚度設(shè)為h，在液壓缸旋轉(zhuǎn)工作情況下，轉(zhuǎn)臺與靜壓支撐所受的旋轉(zhuǎn)摩擦力為粘滯力。當(dāng)軸向加載F增大時，轉(zhuǎn)臺在負載的情況下會降低x，此時油模厚度變?yōu)閔-x，結(jié)果是46號潤滑油流動阻力增大，封油邊的保壓作用增強，導(dǎo)致潤滑油經(jīng)節(jié)流器流入油腔的潤滑油減少，流量降低，油腔內(nèi)部壓力增大，又由于油腔的有效承載面積不變，結(jié)果使固定承載力增大，故達到了平衡增大軸向加載的目的。

2 理論計算

為了研究轉(zhuǎn)臺和油腔之間的關(guān)于油膜支承的理論推導(dǎo)，假設(shè)此油膜在理想狀態(tài)下。其中運動粘度為46 mm2/s，潤滑油密度為ρ=866 kg/m3，動力粘度為0.041 Pa/s。根據(jù)上述理論簡化單個油腔如圖1所示。

圖1 簡化單個油腔示意圖Figure 1 Schematic of simplified individual oil cavity

基于以上假設(shè)，可得出流體在柱坐標(biāo)的基本運動方程。

經(jīng)過計算可以得出任意r處的壓力分布為：

(1)

任意r處速度公式為：

(2)

油膜剛度與承載力為：

(3)

式中，h為油膜厚度(μm)；μ為動力粘度(Pa·s)；F為油膜承載力(N)；S為油膜剛度(N/m)；Q為潤滑油總流量(m3/s)。

3 基于ANSYS-CFX建模與分析

如圖1所示，取單個圓形油腔建模的1/4為研究對象，可知油膜厚度為：

(5)

式中，εmax=0.5。取表面粗糙度Ra=0.3 μm，偏移量為5 μm，則

圖2 1/4油腔建模及ICEM網(wǎng)格劃分Figure 2 1/4 oil cavity modeling and ICEM grid division

圖3 CFX下的速度沿半徑仿真Figure 3 Simulation of velocity unde CFX along the radius

hlim=max[40Ra，2×偏移量]=12(6)

故h≥24，取油膜厚度為h=30 μm。利用Solidworks三維建模及ANSYS CFX分析如圖2所示。

通過ANSYS-CFX仿真，得出速度沿半徑的變化圖、壓力沿半徑的變化圖、油膜厚度不同承載力的變化和油膜厚度不同剛度的變化曲線。由圖3可知，進油口處速度最大，而當(dāng)液體流到封油邊處時，速度變得最低，通過仿真的速度大小與理論公式(2)的對比，得出速度在誤差范圍內(nèi)。由圖4可知，油腔內(nèi)各壓力相等，印證了上述方案恒壓力[1]供油。由圖5可知，本次設(shè)計要求承受2000 kN的大載荷，總共八個油腔，每個油腔承受250 kN的力。從圖5可以看出隨著油膜厚度越來越小，其承載力越來越大，由公式(3)可得出承載力與油膜厚度的三次方成反比，帶入驗算在誤差范 圍之內(nèi)。由圖6可知，油膜剛度隨著油膜厚度的增大而逐漸減小，由公式(4)可得出剛度與油膜厚度的四次方成反比，從理論上得知靜壓油膜的剛度是無窮大的，即理論值與仿真值曲線變化一致，經(jīng)帶入驗證同樣取得很好的一致性。從而得到在軸向載荷為2000 kN時，靜壓支承油缸油膜厚度取30 μm較為合適。

圖4 CFX下的壓力沿半徑變化Figure 4 Pressure variation under CFX along the radius

圖5 油膜厚度不同承載力的變化Figure 5 Variation of Bearing capacity by different oil film thickness

圖6 油膜厚度不同剛度的變化Figure 6 Stiffness variation by different oil film thickness

4 結(jié)論

根據(jù)油膜壓力方程、速度方程、承載力方程以及剛度方程，并且利用CFX流體分析對其靜態(tài)性能進行仿真研究，討論了靜態(tài)數(shù)學(xué)模型的正確性，以及不同油膜厚度下壓力，承載力，油膜剛度的變化情況，并與計算值進行了對比，得出如下結(jié)論：

(1)油膜速度和壓力理論值變化與CFX仿真值變化趨勢一致，從而得出了恒壓力供油的正確性。

(2)油膜厚度變化與承載力、剛度變化成反比。在油膜厚度的設(shè)計中，要考慮承載力與剛度是否吻合CT試驗機的設(shè)計要求，綜合考慮，油膜厚度選為30 μm時，最為合適。

[1] 王瑜，龐志成. 油液的流量對定量供油靜壓支承靜、動態(tài)特性的影響[J]. 機械科學(xué)與技術(shù)，1990(3)：14-1.

[2] 劉偉，陳大融，ProkopenkoVA，等. 靜壓軸承自控系統(tǒng)的動態(tài)特性[J]. 清華大學(xué)學(xué)報(自然科學(xué)版)， 2000，40(5)：80-83.

[3] 馬文琦， 姜繼海. 基于變粘度條件的流體靜壓支承摩擦轉(zhuǎn)矩的研究[J]. 潤滑與密封，2000(1)：9-10.

[4] 席瑞萍，高崇仁. 基于ADAMS的塔式起重機動力學(xué)仿真[J]. 中國重型裝備，2009(4)：1-3.

[5] 鄧?yán)? 巖石力學(xué)試驗機旋轉(zhuǎn)壓力室及其靜壓支承特性研究[D]. 北京交通大學(xué)，2014.

[6] 權(quán)好. 液體靜壓支撐的動態(tài)性能研究[D]. 北京工業(yè)大學(xué)，2012.

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