基于ANSYSFLUENT的高精密液体静压径向轴承动静态特性研究.docx

doi: 10 3969 / j. issn. 1001 3881. 2014. 17. 040基于fluent 的高精密液体静压径向轴承动静态特性研究赵春明，马平，龚乘龙，牛兴( 广东工业大学，广东广州 510006)ansys -摘要: 以液体静压轴承为支撑的电主轴是高精密数控机床的一个最为关键的组成部件。静压轴承润滑油膜的压力分布、刚度和温度场的分布直接影响数控机床的加工精度。基于液体静压技术理论，对轴承的流量、静压腔压力和刚度进行 数值计算。基于 ansys-fluent 联合仿真平台，以液体静压径向轴承的润滑油膜为研究对象，对其压力场、流场和温度场 分布等进行了静态和瞬态的研究，仿真结果与数值计算结果取得了很好的一致性。分析表明，静压腔内的润滑油的压力和 温度分布不会因为主轴的转速变化而发生明显的变化，而周向封油边和轴向封油边是压力和温度变化的敏感位置。关键词: 高精密液体静压径向轴承; 刚度; 压力场; 温度场; 瞬态中图分类号: th133. 36; th123 + . 1文献标识码: a文章编号: 1001 3881 (2014) 17 147 6esearch on dynamic and static characteristics of the high precision hydrostaticadial bearing based on ansys-fluent co-simulation platformzhao chunming，ma ping，gong chenglong，niu xing( guangdong university of technology，guangzhou guangdong 510006，china)abstract: the motorized spindle supported by hydrostatic bearing is one of the most critical components of the high precision cnc machine tools the pressure distribution，stiffness and temperature field distribution of the oil film directly affect the machining accuracy of nc machine tools based on hydrostatic technology theory，the flow rate and hydrostatic cavity pressure and stiffness of the bearing were calculated numerically based on the ansys-fluent co-simulation platform，taking the lubricating oil film of hydrostat- ic radial bearing as the research object，the pressure field，flow field and temperature field distribution were studied including the static and transient status the simulation results and the numerical results obtain a very good consistency analysis shows that the pressure and temperature distribution of the lubricating oil in the hydrostatic cavity have no significant change when the spindle speed changes and circumferential and axial sealing edges are the position where the pressure and temperature change sensitivelykeywords: high precision hydrostatic radial bearing; stiffness; pressure field; temperature field ; transient轴承是装备制造业中不可缺少的重要部件。液体静压轴承是利用一套专有的液压站，将一定的润滑油 通过节流孔输送到静压腔中，形成具有一定压力的润 滑油膜，利用静压腔之间的压力差，将主轴浮起。当 受到外载荷时，静压轴承通过自适应调整静压腔之间 压力差产生承载力。以液体静压轴承为支撑的电主 轴，具有高回转精度 ( 亚微米)、摩擦阻力小、使用 寿命长、抗震性能好等优点。国内学者从事静压轴承技术的研究工作开始于 20 世纪 50 年代后期。邵俊鹏1 等对椭圆油腔和扇形 油腔的静压轴承静止状态时的流场进行仿真，指出扇 形油腔结构的静压轴承要优于椭圆油腔。熊万里2等 基于动网格技术，提出了纳维 斯托克斯方程，计算轴承的刚度阻尼，并研究瞬态和稳态条件下油膜压力kumar3 等研究了流体在稳的变化。dwivedivijay流和湍流状态时，对液体静压轴承动静态参数的影响，涉及到刚度和阻尼特性的研究。wu c w4 等对 液体静压润滑止推轴承壁面滑移现象对轴承承载力的p5 等通过联立求影响进行了研究。indulekhat解坐标 动量耦合方程、流体的连续性方程和三维能量方程，求得径向轴承的压力、速度和温度，同时对 轴承的承载力、润滑油的泄漏和能量的损失进行了理 论计算。基于液体静压技术理论，对小孔节流的径向轴承 的液阻比，流量以及刚度等参数进行数值计算。通过 ansys-fluent 联合仿真平台，对径向轴承静态特性收稿日期: 2013 08 01基金项目: 国家自然科学基金资助项目(50775043);广东省科技计划项目(2011b090400427)作者简介: 赵春明 (1987)，男，硕士，研究方向为液体静压主轴的设计、制造与仿真和高精密主轴回转误差测量技术。e mail: zcming1987 126. com。148机床与液压第 42 卷( 压力场、速度场、流量和温度场) 进行模拟，并与数值计算的结果进行对比。当电主轴以一定转速转动 时，对润滑油膜的压力场和温度场分布进行瞬态的分 析研究。0 ( b + )rh 3w(2)q =p2b06l式中: pb0 为油腔的压力。由流体的连续性可知，流入静压腔的润滑油和流 出油腔的流量相等，即:液体静压径向轴承静态特性研究液体静压径向轴承结构高精密机床主轴常用的液体润滑轴承主要有液体11. 1(3)(4)(4)q1 = q2供油压力 ps 与油腔的压力 pb0 满足关系式ps = (1 + ) pb0式中: 为液阻比。静压轴承，液体动压轴承和液体动静压轴承。液体动压轴承工作时要有一定的偏心距，且主轴与轴承表面 具有一定的相对速度。液体动静压轴承具备动压效应 和静压效应，但需要动压和静压两套供油系统。液体 静压轴承是轴颈与轴承被外界供给的一定压力的承载 油膜完全隔开，油膜的形成不受相对滑动速度的限 制，在各种速度 ( 包括速度为零) 下均有较大承载 能力，主轴的稳定性好。文中研究的对象是有周向回 油槽的四腔液体静压径向轴承，如图 1 所示。节流孔 的流量系数 k0 = 0. 7，节流孔的直径 d0 = 0. 6 mm，节 流孔的供油压力 ps = 3 mpa，润滑油使用的是 5 号主轴油，密 度 = 850 kg / m3 ，动 力 黏 度 = 0. 004 32 pas，主轴 的 半 径 r = 50 mm， 油 腔 的 长 度 系 数 b = 1. 6，封油面的长度系数 w = 0. 876，油腔的包角(4)，求得节流孔的液阻比 6:联立(1) b 1 2 6(+w)28r h0(5) =2 槡92 2 l2 k 2 d 4ps + 1 1 0 0液体静压径向轴承的静态刚度 j7:12ab ps cos()2(6)j =(1 +)(1 + 2)h0研究的对象由 4 个油垫组成，一个油垫的有效承载面积 a 为:b()1 + /2a = 2r( l + c) sin(7)b2其中:1 为一个油垫包角的一半，文中取 45。 = ，封油边的轴向长度 l = 11. 5 mm，油腔的轴向 是轴承在载荷作用下，主轴位移的偏心率，可3长度 c = 80 mm。由式(8)给出eh0(8) =一个径向轴承的承载力 f 为:12ab ps cos()2f =j=(1 + )(1 + 2)h0(9)小孔节流的轴承最佳的液阻比 = 槡2 ，那么轴承2的最大刚度 jmax 为:图 1 液体静压径向轴承液体静压轴承主要性能参数的数值计算液阻比、压力、流量、刚度和承载力是影响液体2. 04ab ps cos()1. 2 2 (10)jmax=h0静压轴承的偏心率 一般不会超过 0. 4，那么液 体静压轴承的最大承载力 fmax 为静压轴承性能的主要参数。液体静压主轴空载时，由于润滑油的黏度较低， 流过小孔的进入一个油腔的流量 q1 和经过轴承一个 油腔的封油面排出的流量 q2 分别为:= 0. 824a p cos (11)fmaxb s2由式 (5) 可知，节流孔的直径 d 和油膜的厚度h0 是影响轴承的节流比和静态刚度的重要因素。 节22( ps pb0 )d0 4(1)q1 = k0槡赵春明 等: 基于 ansys-fluent 的高精密液体静压径向轴承动静态特性研究149第 17 期格式的文件，导入到 fluent 环境中进行求解。图 4 是液体静压主轴径向轴承油膜在 ansys 中划分网格后 的三维实体模型。图 5 为节流孔位置网格划分。流孔的直径与轴承节流比和静态刚度的关系如图 2 所示。当供油压力 ps = 3 mpa 时，油膜的厚度 h0 = 0. 02 mm，轴承的节流比和静态刚度随着节流孔直径的越 大而减小。当节流孔直径 d 为 0. 45 0. 50 mm 时，轴 承能够取得最佳节流比，此时轴承具有最大的静态刚 度。当节流孔的直径大于 0. 75 mm 时，节流比有向 最佳节流比接近的趋势，但轴承刚度已不能满足机床 的加工需求。节流孔的最佳设计尺寸应该为 0. 4 0. 5 mm。图 4 径向轴承油膜模型图 2 节流孔的直径与轴承节流比和静态刚度的关系节流孔直径和油膜的厚度与轴承静态刚度的关系如图 3 所示。油膜的厚度取值为 0. 015 0. 02 mm 时，节流孔的直径为 0. 4 0. 5 mm 时，径向轴承具有最 大的静态刚度。油膜厚度一定时，轴承的刚度随着节 流孔直径的增加而减小; 节流孔直径一定时，随着油 膜厚度的增加，径向轴承的刚度先增加后减小。合理 的节流孔直径和油膜厚度，对轴承的刚度影响较为明 显。图 5 节流孔位置网格划分在 fluent 环境中，打开 energy 方程，采用 lami- nar 模型，不考虑黏性发热和与外界的换热及重力作用。入口压力为 p = 3 mpa，入口的温度为 t = 21si ，出口压力 p = 0，周围出口的环境温度 t = 250o ，设主轴的转速 n = 0。采用 piso 压力 速度耦合算法，pressure 选择 liner，其他保持默认。压力松弛 因子为 0. 3，密度松弛因子为 0. 4，体积力的松弛因 子为 0. 4，动量松弛因子为 0. 4，能量的松弛因子为 0. 1。到 229 步时，计算收敛。如图 6 所示。图 3 油膜厚度和节流孔直径与轴承静态刚度的关系通过计算，求得液体径向静压轴承的液阻比 = 0. 356，空载时通过一个小孔节流器的流量为8. 523 3 10 6 m3 / s，文中研究的轴承为四腔的，故轴承的总流量为 3. 409 3 10 5 m3 / s，约为 0. 028 9 kg / s。静压径向轴承的空载时，静态刚度为 1 279. 3 n / m。1. 3液体静压轴承有限元仿真在 ansys 环境中选用 solid142 单元，应用 apdl图 6液体静压轴承径向油膜静态计算残差曲线静压腔内的压力分布均匀，在封油边位置出现压降，如图 7 所示。油腔的压力 p 2. 3 mpa，与由式b0(4)数值计算结果完全吻合，但是在节流孔位置，存在压力场局部突变，局部压力约为 2. 6 mpa，如图8。回油槽处的压力为 0，无支撑作用。主轴的径向语言进行二次开发，进行参数化建模。生成*. cdb150机床与液压第 42 卷定位主要由 4 个油垫支撑。由于不计重力，且主轴系统恒压供油，四个节流器有一个公共的供油孔，所以 4 个油腔的压力对称分布。但主轴有一定的重量，若 考虑重力，上下两个油腔会形成一个压力差，才能使 主轴悬浮，此时上下油腔压力分布会有所不同，左右 油腔的压力仍会对称分布。主轴对应节流孔位置的表面压力约为 2. 6 mpa， 高于静压油腔约 0. 3 mpa，如图 9 所示。润滑油通过 供油孔流经节流孔时，会产生压降，进入静压腔后， 由于润滑油会在节流孔位置积聚，压力会局部上升，所以节流孔位置，压力要高于周围静压腔的压力值。当润滑油以一定的速度与主轴发生碰撞时，流体会以 一定的速度反弹，所以节流孔位置，油膜与主轴接触 面的附近会出现压力局部突变 ( 点 3 )，其压力值要 大于主轴表面的压力。图 10 液体静压轴承径向油膜温度场节流孔处油膜的轴向温度分布如图 11。当主轴转 速为 0，达到稳态时，轴向封油边的最高温度比静压油 腔的温度高 0. 07 ，静压油腔的温度无明显变化。静压油腔的部分润滑油通过封油边进入回油槽。 在回油槽两端出口位置附近，温度梯度变化明显。回 油槽出口越靠近节流孔，出油口温度梯度变化越大， 由于油膜两端温度分布不均匀，主轴会产生不对称的 热变形，进而影响加工精度，如图 12。图 11 节流孔位置油膜轴向温度分布图 12 回油槽与周向封油边相交位置轴 向温度分布图 7 液体静压轴承径向油膜压力分布图 13 是液体静压轴承节流孔处流场分布。节流孔的射流最大速度是 114. 1 m / s，油膜流场在节流孔 附近会有局部紊流出现。当润滑油以一定速度与主轴 发生碰撞时，部分润滑油会反弹，会造成一定的能量 损失。图 8 节流孔位置油膜轴向的压力分布图 9 节流孔中心径向的压力分布静压径向轴承油膜的温度场分布，如图 10 所示。温度最高点发生在回油槽出口附近，且靠近供油孔位 置的回油槽出口温升明显。润滑油通过回油槽流回回 油管时，造成大量的润滑油在回油槽附近积聚，且越 靠近供油孔，润滑油积聚越明显，热量不能够及时被润滑油带走，所以温度梯度会高于其他位置。图 13 液体静压轴承节流孔处流场分布赵春明 等: 基于 ansys-fluent 的高精密液体静压径向轴承动静态特性研究151第 17 期液体静压轴承在油腔和封油边位置，润滑油的流场基本呈均匀分布。但是在节流孔位置，其结构决定 了压力和速度都会产生突变。封油边油膜中心层的速 度约为 2 m / s，节流孔位置，油膜的中心层的速度约 为 23 m / s，如图 14。在 fluent 软件中，径向轴承 流量的仿真结果为 1. 98 l / min，理论数值计算的结果 为 2. 04 l / min，约误差为 2. 94% ; 静压油腔仿真的 结果为 2. 24 mpa，理论数值计算的结果为 2. 21 mpa， 误差为 1. 4% 。speed，其他的设置参数保持不变。如图 15 是径向轴承周向封油边某一点，由液体剪切摩擦引起的润滑油 膜的温升过程。当电主轴开始启动时，由于液体剪切 摩擦力较大，所以造成油膜的局部温度上升梯度比较 大; 当主轴转速稳定后，油膜的温度变化梯度变小， 几乎是 线 性 变 化。主 轴 转 速 为 600 r / min， 经 过 50 min 后，由液体剪切摩擦引起的润滑油膜的温升只有 0. 6 ，如图 15 ( a) 所示。图 15 ( b) 是主轴转速 为 6 000 r / min， 经过 50 min 后， 由液体剪切摩擦引 起的润滑油膜的温升达 15 。静压腔内有能量的积 累，随着时间的延长会趋于稳定，但润滑油膜的温度 达到热平衡是一个很长的过程。图 14 径向轴承油膜轴向速度分布 液体静压径向轴承动态特性研究 液体静压轴承是支撑电主轴的主要部件。主轴以2图 15 径向轴承周向封油边某一点的温度变化主轴以低速 ( 600 r / min) 或 者 高 速 ( 6 000 r / min) 转动时，静压油腔内的压力分布基本均匀。但 当主轴高速转动时，由于润滑油具有一定的黏性，部 分的润滑油会在周向封油边积聚，产生动压效应，局 部压力要大于供油压力，如图 16 ( b) 所示。当主轴 转速为 6 000 r / min 时，压力峰值是 3. 92 mpa，比入口压力大 0. 92 mpa。一定转速转动，在不同时刻，由于存在承载油膜周向的剪切摩擦，静压轴承的压力场、温度场和速度的分 布都会发生变化，进而影响主轴的变形。保持径向轴承油膜的结构参数不变，当主轴以不 同的转速转动时，对润滑油膜的压力场和温度场进行 瞬态仿真。fluent 环境中，选择 transient 选项，选择 laminar，勾选 viscous heating，旋转壁面为润滑油膜 的内表面，勾选 moving wall 和 otational 选项，设置图 16 径向轴承压力场分布如图 17 所示，主轴以低速(600 r / min)或者高本均匀。速(6 000 r / min)转动时，静压轴承油膜温度分布基152机床与液压第 42 卷图 17 径向轴承温度场分布可以看出当主轴以低速转动时，节流孔附近和周向封油边温度梯度比较大，最高的温升约为 3 。由 于局部存在动压效应，使得油膜内部的剪切摩擦力增 加，造成局部的温度升高。温度峰值发生在周向封油 边的一侧。当主轴高速转动时，温度峰值发生在润滑 油膜的两侧出油口，最高的温升约为 71 。由于主 轴高速转动时，回油槽不能及时将高温的润滑油输送 到回油管，使得回油槽内的部分润滑油随主轴进入到 主轴与轴承间隙，造成局部润滑油膜温度升高。液体静压轴承的节流孔尺寸，油膜的厚度，供油 的压力，油腔的结构以及封油边的尺寸都会影响轴承 的承载力。润滑油膜的刚度、压力的分布和温度场的 分布是影响主轴系统工作精度的关键因素。回油槽和 封油边结构是影响静压轴承温度场分布的重要因素。 合理地选择轴承的结构参数，液体静压轴承能够满足 轻载、重载、高速、低速等各类机床和设备的要求。滑油通过轴向封油边流回回油孔，温升只有 0. 07 。(3)主轴以低速 转 动 时， 无明显的动压效应，压力和温度分布基本均匀分布。但在周向封油边存在局部温升，也是温度最高的位置。主轴转动 50后，温升约为 3 。(4) 主轴以高速转动时，存在明显的动压效应， 但静压腔内压力和温度分布基本是均匀分布。在周向 封油边压力分布不均匀，压力的峰值比供油压力高 0. 92 mpa，约 30. 1% ; 在轴向封油边温度分布不均 匀，温度梯度较大。主轴转动 50 min 后，温升约为 71 。参考文献:1 邵俊鹏，张燕芹，李鹏程 基于 fluent 的静压轴承椭圆 腔和扇形腔静止状态流场仿真j 润滑与密封，2007， 32(1):93 952 熊万里，侯志泉，吕浪 基于动网格模型的液体动静压轴 承刚 度阻尼计算方 法j 机 械 工 程 学 报，2012，48 (23):118 1263 dwivedi vijay kumar，chand satish，pandey k n effect of different flow egime on the static and dynamic performance parameter of hydrodynamic bearingj pro- cedia engineering，2013(51