羅舒元 劉 波 趙曉龍 董 皓 張君安

(西安工業(yè)大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院 陜西西安710021)

靜壓氣體軸承是以氣體作為潤滑介質(zhì)的一種軸承，當(dāng)外部壓縮空氣由節(jié)流器進(jìn)入軸承與支撐表面的間隙內(nèi)，在間隙內(nèi)形成具有一定剛度和承載能力的氣膜，依靠氣膜為軸承提供支承，從而實(shí)現(xiàn)運(yùn)動(dòng)副之間的無摩擦狀態(tài)[1]。節(jié)流器作為影響靜壓氣體軸承性能的重要部件，可分為小孔節(jié)流器、環(huán)面節(jié)流器、狹縫節(jié)流器、多孔質(zhì)節(jié)流器等類型[2-3]。其中孔式節(jié)流器結(jié)構(gòu)簡單、加工方便，整體性能相對穩(wěn)定，成為了眾多學(xué)者的研究對象。

MIYATAKE和YOSHIMOTO[4]通過數(shù)值計(jì)算的方法對節(jié)流孔徑0.05 mm及不同孔數(shù)的環(huán)形止推靜壓氣體軸承的性能進(jìn)行了分析，采用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)(CFD)方法確定了小進(jìn)料孔的流量系數(shù)，并采用有限差分法(FDM)對軸承進(jìn)行了分析。NISHIO等[5]采用數(shù)值計(jì)算和實(shí)驗(yàn)的方法，分析了采用孔徑0.05 mm節(jié)流孔的靜壓氣體軸承的性能，并與帶均壓槽的復(fù)合節(jié)流器性能進(jìn)行對比，同時(shí)還分析了軸承表面粗糙度對軸承性能的影響。程志勇等[6]采用MatLab軟件分析了氣膜厚度、供氣孔直徑以及節(jié)流孔個(gè)數(shù)對小孔節(jié)流靜壓氣體軸承的壓力分布和承載力的影響。于賀春等[7]提出了一種0.01 mm微孔節(jié)流氣體靜壓止推軸承，基于Fluent軟件，在保證總節(jié)流面積相同情況下，通過改變氣膜厚度、節(jié)流孔深度，對比研究了狹縫和微孔節(jié)流的性能。趙曉龍等[8]運(yùn)用Fluent對小孔節(jié)流空氣靜壓軸承模型進(jìn)行完整的N-S方程求解，并加入湍流模型，分析小孔節(jié)流的真實(shí)流場特性?？字锌频萚9]采用數(shù)值模擬方法研究了氣體靜壓軸承設(shè)計(jì)參數(shù)與氣錘振動(dòng)現(xiàn)象的內(nèi)在關(guān)系，分析了氣錘振動(dòng)現(xiàn)象。

目前研究的絕大多數(shù)孔式節(jié)流靜壓氣體止推軸承，其節(jié)流孔孔徑均遠(yuǎn)大于氣膜間隙。而對于節(jié)流孔徑與氣膜間隙在同一數(shù)量級的靜壓氣體止推軸承性能研究，目前僅對單一孔徑下不同結(jié)構(gòu)和不同孔數(shù)的性能進(jìn)行對比，沒有對不同孔徑下微孔節(jié)流靜壓氣體止推軸承的性能進(jìn)行研究。隨著加工技術(shù)的提升，已經(jīng)完全可以通過激光或者小鉆頭等方式加工出和氣膜間隙在同一數(shù)量級的節(jié)流孔，因此對此類微孔節(jié)流靜壓氣體止推軸承的流場進(jìn)行研究是十分有意義的。

本文作者建立了一種與氣膜間隙在同一數(shù)量級的微孔節(jié)流靜壓氣體止推軸承模型，應(yīng)用CFD軟件進(jìn)行仿真，將仿真結(jié)果與環(huán)面節(jié)流進(jìn)行對比，探究微孔節(jié)流方式下供氣壓力、氣膜間隙、孔徑對軸承靜態(tài)特性的影響。

1 微孔節(jié)流靜壓氣體止推軸承模型建立

圖1所示為微孔節(jié)流靜壓氣體止推軸承物理模型，軸承半徑為R，節(jié)流孔微孔直徑為d，節(jié)流孔深為H，氣膜間隙為h，供氣壓力為p0，壓縮空氣從進(jìn)氣口進(jìn)入，通過節(jié)流孔在承載面產(chǎn)生氣膜，最終流向外界環(huán)境[10]。

圖1 微孔節(jié)流靜壓氣體止推軸承結(jié)構(gòu)示意

2 CFD仿真分析

2.1 網(wǎng)格劃分

采用軸承半徑R=7.5 mm，節(jié)流孔深H=0.2 mm，氣膜間隙h=7 μm，節(jié)流孔直徑d=0.03 mm的模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分。

在Solidworks中建立模型導(dǎo)入ICEM中進(jìn)行網(wǎng)格劃分。ICEM作為仿真軟件的前處理器，可進(jìn)行模型建立和網(wǎng)格劃分，生成網(wǎng)格滿足Fluent仿真軟件的計(jì)算要求。網(wǎng)格的質(zhì)量決定著計(jì)算的精度和結(jié)果分析的準(zhǔn)確性[11]，由于靜壓氣體軸承的工作氣膜間隙很小，故在網(wǎng)格劃分中很難自動(dòng)劃分。為了使計(jì)算結(jié)果更加準(zhǔn)確，對于氣腔模型須進(jìn)行結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分，并將模型設(shè)置為入口、出口、壁面3個(gè)part后輸出網(wǎng)格。圖2所示為整體氣腔網(wǎng)格。

圖2 微孔節(jié)流靜壓氣體止推軸承網(wǎng)格

2.2 控制方程及環(huán)境變量設(shè)置

氣體為理想氣體，由于氣體在氣膜內(nèi)停留時(shí)間極短，因此假設(shè)流動(dòng)過程是絕熱的，沒有熱量交換。且忽略壁面粗糙度的影響[12]。為了使計(jì)算結(jié)果更準(zhǔn)確，選用k-ε湍流模型進(jìn)行仿真。其表達(dá)式為

(1)

式中:k代表湍動(dòng)能；ε代表湍流耗散率；μT代表黏性系數(shù)；Pk代表湍動(dòng)能生成項(xiàng)。

利用Fluent直接得到氣膜厚度為h時(shí)的承載力后，根據(jù)公式(2)可計(jì)算出氣膜的剛度。

(2)

式中：K為靜態(tài)剛度(N/μm)；w為靜態(tài)承載力(N)；h為氣膜厚度(μm)；Δh為氣膜厚度增量(μm)。

模型仿真采用的環(huán)境變量參數(shù)如表1所示。

表1 模型仿真環(huán)境變量參數(shù)

3 仿真結(jié)果及分析

3.1 微孔節(jié)流與環(huán)面節(jié)流仿真對比分析

文中研究的微孔節(jié)流靜壓氣體止推軸承的節(jié)流孔模型為垂直通孔，且孔徑和氣膜間隙在同一數(shù)量級；而環(huán)面節(jié)流其結(jié)構(gòu)也為垂直通孔，出口處均不設(shè)置氣腔，但環(huán)面節(jié)流方式的節(jié)流孔直徑遠(yuǎn)大于氣膜間隙。2種節(jié)流方式采用表2所示模型參數(shù)進(jìn)行仿真，采用k-ε湍流模型，入口壓力p=0.5 MPa,其余環(huán)境變量均一致。

表2 微孔節(jié)流與環(huán)面節(jié)流模型參數(shù) 單位:mm

圖3所示為不同節(jié)流器軸承模型仿真壓力云圖?？梢钥闯?，無論是環(huán)面節(jié)流還是微孔節(jié)流孔出口處均有一個(gè)壓降，壓力最低點(diǎn)出現(xiàn)在出口邊緣氣膜上壁面處，氣膜上下壁面出現(xiàn)壓力差。由于微孔節(jié)流器孔徑和氣膜間隙相差不大，節(jié)流孔出口處阻抗較小，因此壓降較為平緩。由于環(huán)面節(jié)流器孔徑遠(yuǎn)大于氣膜間隙，節(jié)流孔出口處阻抗較大，因此壓降較為劇烈，之后壓力回升，最終氣膜間隙上下壁面壓力趨于一致。

圖3 不同節(jié)流器軸承模型仿真壓力云圖

圖4所示為不同節(jié)流器軸承模型仿真速度流線圖?？梢钥闯觯捎谖⒖坠?jié)流器孔徑和氣膜間隙相差不大，速度沿氣體流動(dòng)方向逐漸降低，因此微孔節(jié)流器速度最大處在節(jié)流孔內(nèi)，節(jié)流孔出口處速度變化較為平緩；而環(huán)面節(jié)流器孔徑遠(yuǎn)大于氣膜間隙，節(jié)流孔出口處阻抗較大，壓力驟降，因此在節(jié)流孔出口處速度出現(xiàn)一個(gè)激增，激增處速度最大，之后逐漸降低。

圖4 不同節(jié)流器軸承模型仿真速度流線圖

圖5示出了2種不同節(jié)流方式軸承的靜態(tài)性能對比。可看出，2種節(jié)流方式軸承的承載力隨著氣膜間隙的增大而減小，但微孔節(jié)流器的軸承承載力略小于環(huán)面節(jié)流器；2種節(jié)流方式軸承的剛度都隨著氣膜間隙的增大呈現(xiàn)先增大后減小的趨勢，其中微孔節(jié)流器在氣膜間隙5 μm附近剛度最大，環(huán)面節(jié)流器在7 μm附近剛度最大，且微孔節(jié)流器軸承的最大剛度明顯大于環(huán)面節(jié)流器。

圖5 不同節(jié)流方式軸承的靜態(tài)性能對比

3.2 不同孔徑下氣膜間隙對軸承承載力的影響

選定節(jié)流孔深度H為0.2 mm，軸承直徑D為15 mm，氣膜間隙h分別取1、2、3、5、7、10、15、20、25、30 μm，供氣壓力取0.5 MPa，微孔直徑d分別取0.02、0.03和0.04 mm,探究軸承在不同孔徑下氣膜間隙對軸承靜態(tài)性能的影響。

圖6(a)顯示的是不同孔徑下氣膜間隙對軸承承載力的影響曲線?？煽闯?，相同孔徑下，軸承承載力均隨著氣膜間隙的增大而減小，最終承載力趨于一致；當(dāng)氣膜間隙在3～5 μm時(shí)承載力下降迅速，之后下降趨于平緩；在同一氣膜間隙下，孔徑越大其承載力也越大。圖6(b)顯示的是不同孔徑下氣膜間隙對軸承剛度的影響曲線?？煽闯?，相同孔徑下，軸承的剛度均隨著氣膜間隙的增大先增大后減小，且峰值的位置基本在氣膜間隙4 μm左右。其中孔徑0.02 mm的軸承峰值處剛度最大，當(dāng)氣膜間隙h>7 μm 時(shí)節(jié)流器孔徑0.04 mm的軸承剛度最大。從圖6(c)可以看出，孔徑越大耗氣量越大，耗氣量也隨氣膜間隙的增大而增大。綜合考慮承載力、耗氣量、剛度等因素，孔徑在0.03 mm左右時(shí)軸承性能最佳。

圖6 不同孔徑下氣膜間隙對軸承特性的影響

3.3 不同供氣壓力下氣膜間隙對軸承承載力的影響

選定節(jié)流孔深度H為0.2 mm，軸承直徑D為15 mm，節(jié)流孔徑d取0.03 mm，氣膜間隙h分別取1、2、5、7、10、15、20、25、30 μm，供氣壓力分別取0.4、0.5、0.6 MPa，探究軸承在不同供氣壓力下氣膜間隙對軸承靜態(tài)性能的影響。

圖7(a)顯示的是不同供氣壓力下氣膜間隙對軸承承載力的影響曲線。可看出，相同供氣壓力下，軸承承載力均隨著氣膜間隙的增大而減小，但氣膜間隙增大至一定值時(shí)，承載力下降趨勢逐漸緩慢；在相同氣膜間隙下，供氣壓力越大其承載力也較大，但不同供氣壓力下的差值隨著氣膜間隙逐漸增大而減小，最終趨于一致。圖7(b)顯示的是不同供氣壓力下氣膜間隙對軸承剛度的影響曲線?？煽闯?，相同供氣壓力下，軸承剛度均隨著氣膜間隙的增大先增大后減小，且峰值的位置基本一致；在相同氣膜間隙下，供氣壓力越大其剛度也越大，當(dāng)氣膜間隙為5 μm時(shí)剛度最大，之后剛度逐漸減小并趨于一致。從圖7(c)可看出，相同供氣壓力下，隨著氣膜間隙增大，耗氣量也逐漸增大；在相同氣膜間隙下供氣壓力越大耗氣量越大。

圖7 不同供氣壓力下氣膜間隙對軸承特性的影響

4 結(jié)論

(1)微孔節(jié)流和環(huán)面節(jié)流2種節(jié)流方式在節(jié)流孔出口處均有一個(gè)壓降；微孔節(jié)流器相對于環(huán)面節(jié)流器在節(jié)流孔出口邊緣處的速度和壓力變化都較為平緩；微孔節(jié)流器的速度最大值出現(xiàn)在氣孔內(nèi)，而環(huán)面節(jié)流器的速度最大值出現(xiàn)在節(jié)流孔出口處，速度變化有一個(gè)激增，微孔節(jié)流方式的剛度和穩(wěn)定性都相對環(huán)面節(jié)流均有所提升。

(2)軸承承載力會(huì)隨著氣膜間隙的增大而減小；微孔節(jié)流器孔徑越大在相同氣膜間隙下其承載力和耗氣量也越大，而0.02 mm孔徑的剛度最大。

(3)供氣壓力越大微孔節(jié)流器承載力、耗氣量和剛度都越大，在氣膜間隙為5 μm時(shí)其靜態(tài)性能最佳。