液体动静压机床主轴轴承技术的发展

液体动静压机床主轴轴承技术的发展

0液体浮动压电主轴液体动压电子轴是由液体动压轴支撑的新发动机的函数和电机的结构组成的新发动机的函数和部件。它结合了高速轴承技术、高速电机技术、频率传输技术和冷却和润滑剂技术。它的功能是通过带动刀、砂砾或零件进行高速旋转，以实现高速、高精度的加工。相比于传统皮带传动主轴，电主轴省去了复杂的中间传动环节，具有调速范围宽、振动噪声小、可快速起动和准停等优点，不仅具有极高的生产率，而且可显著地提高零件的加工精度和表面质量。液体动静压电主轴是目前高速精密机床领域广泛使用的液体(动)静压主轴向电主轴方向发展的必然结果，是未来超高速超精密机床主轴的首选方案之一，目前正处于快速发展阶段。理想的液体动静压电主轴应具有如下特点：(1)高回转精度，应用于超精密加工可达50nm；(2)高动态刚度和高阻尼减振性，可充分保证加工效率和工件表面质量；(3)高速度，应用于超高速磨削可支撑砂轮线速度150m/s以上；(4)寿命长，磨损小；(5)结构紧凑，可充分减少所占用的机床空间；(6)转动惯量小，可快速起动、变速和准停；(7)振动小、噪声低；(8)调速范围宽，功率—转矩输出特性好。目前实现液体动静压电主轴的高回转精度、高动态刚度、高阻尼减振性和长寿命的相关技术已基本成熟，但进一步满足超高速超精密加工需要，还需解决高速化和结构集成化带来的控制轴承温升、抑制电磁振动、减少电动机损耗、改善电动机高速特性等一系列技术难题。因此有必要对国内外现有研究成果进行系统回顾和分析总结，从中判断把握动静压电主轴技术的未来发展趋势。本文回顾了液体动静压轴承技术的发展历史，对影响液体动静压电主轴轴承特性的关键技术进行了逐一分析和评述；综述了液体动静压电主轴电动机性能的电磁参数设计方法、电磁损耗机理及计算方法和电磁损伤故障防治技术的研究现状；指出了动静压电主轴整机特性优化中的关键技术难题；最后对液体动静压电主轴技术的未来发展趋势进行了预测和展望。1主要液体压电轴的致密技术1.1静态特性与热特性液体动静压轴承是静压轴承发展的必然结果，其最早的应用可追溯到1851年TOWER对火车轨道的滑动轴承试验。1886年，Reynolds方程的问世奠定了动静压轴承的理论基础。1938年液体静压轴承在美国加利福利亚Polomar观测站的天文望远镜上投入使用。1947年FULLER连续发表了一系列关于静压轴承设计计算的文章，此后静压轴承开始广泛应用。液体静压轴承是利用外部压力供油并通过节流器调控油腔压力而产生承载能力的油膜轴承。它具有高承载能力、高刚性、高回转精度、高阻尼抗振性、磨损小、使用寿命长及适用速度范围宽等优点。动静压轴承则是在静压轴承基础上，进一步利用了油楔的动压效应，具有更高的动态刚度和阻尼减振性能。动静压轴承的思想最早由ADAMS于1961年提出。一方面，它利用静压轴承的节流原理，使压力油经节流器进入油腔产生静压承载力，避免启动和停车时由于润滑不良导致轴颈和轴瓦摩擦磨损；另一方面，它利用主轴旋转时在油腔与封油面的收敛间隙处产生的动压效应，提高轴承的承载能力和刚性。ROWE最先发现了封油面较宽的腔式静压轴承的动压效应。在DEE等采用隙缝式进气结构解决小孔节流气静压轴承进气弥散问题后，ROWE等将该隙缝式结构应用于油膜轴承中，提出了隙缝式动静压轴承的概念，并针对此类轴承静动态性能的计算方法、试验手段和优化技术进行了系统研究。接着KOSHAL等在隙缝式动静压轴承基础上提出了小孔式动静压轴承。ROWE等总结了隙缝式和小孔式动静压轴承动态特性系数计算的有限扰动法和偏导数法。SO等研究了非对称静压供油单油腔结构动静压轴承在等粘度假设和绝热假设情况下的轴承静动态性能。GHOSH等研究了浅油腔动静压轴承动特性系数的频率特性及惯性效应的影响。进入20世纪90年代，液体动静压轴承的高速性能研究的重要性日益突显。SANANDRES在整体环流紊流理论基础上系统研究了应用于火箭涡轮泵的高速高压腔式动静压轴承的动态热态特性。IVES等在计入紊流修正因子的雷诺模型的基础上研究了隙缝式动静压轴承在超层流下的层流性能。SHARMA等针对轴瓦变形、粘温效应、节流参数等因素对动静压轴承静动态性能的综合影响进行了研究。上述研究成果构成了动静压轴承的基础理论体系。近10年来，动静压轴承在计算模型、方法及试验手段方面进一步向适应高速度、高精度及高可靠性的方向发展。国内动静压轴承的研究几乎与国际同步。广州机床研究所于1962年开展了动静压轴承的试验研究，在消化吸收国外技术资料的基础上，提出了自主的动静压轴承数值计算方法。1970年之后，上海磨床研究所开发了两类新型动静压轴承HSBD-R和HSBD-1。1980年之后，许尚贤针对小孔式和隙缝式动静压轴承的优化设计进行了深入研究。孙恭寿以连续性原理为基础，采用油膜压力分段线性化假设，建立了偏心工况下的阶梯腔动静压轴承性能的工程近似解法。1991年，武弘毅等在孔式环面节流浅腔动静压轴承的基础上提出了WMB动静压轴承。在动静压轴承工程应用领域，国内与国外情况差距不大，并且国内在轴承结构形式方面更加丰富。特别是近20年来，以上海磨床厂、北京第二机床厂、北京航空航天大学和湖南大学国家高效磨削工程中心等为代表的许多单位，广泛开发并应用了各具特色的动静压轴承技术。图1为瑞士SKF-GAMFIOR公司生产的电动机直联式液体静压电主轴，图2为瑞士IBAG公司生产的电动机内装式液体动静压电主轴。图3为湖南大学开发的目前已在磨床行业广泛应用的电动机直联式电主轴。图4为湖南大学于2007年研制的电动机内装式液体动静压电主轴。相比于滚动轴承电主轴领域国内外的较大技术差距，我国在液体动静压电主轴领域与国际先进水平差距很小，并在在深浅腔动静压轴承和反馈节流动静压轴承等方面有自己的特色和优势。液体动静压电主轴是我国电主轴领域最有希望发展自主知识产权和形成自主品牌的电主轴产品，但国内产品在速度、精度及制造工艺精细程度方面还需进一步提升和完善。1.2轴类重封油腔微胶囊的制备动静压轴承的油腔结构起源于静压轴承油腔结构。静压轴承开设有深油腔，封油面较窄，其性能主要受节流器和轴承间隙影响。出于简化工艺考虑，其节流器常直接加工在轴承上，或直接利用自身表面节流。动静压轴承结构在静压轴承结构基础上主要有三类发展形式。一是使油腔变浅，加宽封油面，取消回油槽，利用阶梯动压效应和浅腔节流作用，如DYNASTAT轴承和WMB轴承；二是将深腔沿轴向收缩成隙缝，或沿圆周方向收缩成小孔，成为隙缝式或小孔式动静压轴承；三是在腔内设置孔式回油或采用不等封油面，利用轴颈的弯曲变形来提高油膜刚度。为满足动静压轴承高速度、低温升和高可靠性需要，国内外研究者进一步开发了比矩形油腔在高速化方面更有优势的螺旋式油腔，具体可分为：(1)经典螺旋式油腔；将常规的矩形浅腔变为螺旋式浅腔，进油孔位于油腔中心；或如图5示在前者基础上将油腔倾斜，使油膜厚度在轴向和周向发生变化，并在油腔两端最深处开设进出油孔来加速热油回流，实现冷热油分流，削弱油膜压力的各向异性，提高主轴动态精度。(2)人字形螺旋式沟槽；如图6示，在起始端开局部深腔，主轴高速运转时通过螺旋槽的泵唧效应和阶梯效应形成双重动压效果的油膜。因此在同等温升水平条件下，其动态性能优于经典螺旋式油腔。(3)表面螺旋微细沟槽；即开有槽深与轴承间隙在同一数量级的表面螺旋微细沟槽，高速运转时通过其表面节流特性，提高轴承承载能力和刚度，减小摩擦功耗。高速液体动静压轴承在油腔结构形式上的改进，在一定的程度上改善了油流迹线，增强了油膜的对流传热，有利于降低温升，但往往以牺牲轴承的承载能力和刚度为代价，因此还需综合考虑其他因素。1.3无腔浮动压轴承动静压轴承必须通过节流器的自动调节来承受载荷的变动。动静压轴承普遍采用的节流方式有毛细管节流、小孔节流、环面隙逢式节流和薄膜反馈节流等。岑少起等针对上述各类节流方式的圆锥动静压轴承进行了有限元优化设计，提出了浅腔的等效节流比及节流液阻的计算方法，认为在轴承设计中可将浅腔作为一特殊节流器来处理。SINGH等研究了薄膜反馈节流动静压轴承的性能，发现综合考虑轴承油腔结构形式、轴瓦变形及节流器类型可有效改善动静压轴承性能。CHEN等研究了毛细管和小孔两类节流形式对刚性转子动静压轴承系统的稳定性的影响，发现相比于毛细管节流，小孔节流动静压轴承具有较好的承载性能和较宽的稳定裕度，浅油腔有利于提高轴承的过载能力，而深油腔有利于获得更好的稳定性。KUMAR等在毛细管节流无腔动静压轴承的动特性系数优化设计中，指出油膜粘温效应及轴瓦热弹性变形导致的最小油膜厚度减小及稳定性恶化可通过调整节流参数来补偿和改善，而且存在最优节流比使刚性和稳定性最佳。SANTOS等通过改变控制策略来补偿滑阀反馈节流腔式动静压轴承的交叉耦合刚度，增加其直接阻尼。动静压轴承动特性系数与载荷频率有关，加载频率越高，轴承动刚度越大。高频时，挤压油膜阻尼作用占主导地位，节流器静压反馈作用不明显，各种节流形式的轴承的动刚度相差不大。毛细管节流和小孔节流相对于反馈节流的静刚度不足的弱点可通过提高供油压力来弥补。在实际工程应用中，上述节流器均存在易堵塞、难于维修调整、可靠性差的缺陷。近年来，动静压轴承越来越倾向使用结构简单，不易堵塞、可靠性高的浅腔表面节流、孔口环面节流、孔口环面加浅腔二次节流或轴承内部反馈自节流等节流形式。前三者在我国早期由张锡圣等开发的WMB型轴承和丁振乾设计的HBSD-1型轴承中已成功应用。内部反馈自节流具有更好的刚性且节流性能不受轴承间隙影响，轴承制造工艺性好，其典型结构如图7示。夏恒青提出了一种柱销圆台式节流腔结构，如图8示将圆台节流器置于轴瓦的周向逢油面上，使内节流支承的节流腔尺寸达到最小，克服了早期的内反馈节流动静压轴承过长、摩擦功耗高的缺点。KOTILAINEN等设计了一种利用轴承表面自节流的轴承结构，相应的轴瓦结构可通过铸造获得。KANE等设计了一种利用对置互成角度表面间隙来反馈自节流的结构，可使轴承获得极高的刚度和回转精度。轴承零件累计误差在2.5µm时，轴承径向跳动误差能控制在0.05µm以下。从提高轴承刚性、控制流量和充分利用动压效应的角度来看，轴承间隙的选择极为重要。缩小轴承间隙，有利于增强轴承的动压效应，减小轴承流量，降低功耗，但对轴承的制造安装精度的要求高，此时可通过设计性能可靠的节流器在制造安装精度较低的情况下满足预定轴承性能。1.4静动特性的影响在工程实践中，制造和装配误差、轴系偏转载荷以及主轴弹性变形等因素会引起轴颈与轴承中心线不平行，轴颈偏斜对动静压轴承的静动态特性影响显著。轴承的失效机理研究表明，大部分失效起始于轴承一端，轴颈偏斜后与轴瓦边缘油膜间隙剧减，过载后将发生边缘摩擦，继而导致轴承损伤失效。周良宝和范钦满等研究了主要由装配制造误差和挠曲变形引起的轴颈偏斜对双排隙缝式动静压轴承的静动性能的影响。结果表明当偏斜量较大时，轴承承载力增加，静刚度下降。同时发现在装配轴承时若将轴承轴线的偏斜方向与轴承的承载方向错开90°，可在一定程度上抵消挠曲变形对轴承特性参数的影响。BOU-SAID等研究了层流和紊流两种情况下轴颈偏斜效应对四腔动静压轴承静动态性能的影响。研究发现，层流时偏斜效应使得流量增加，油腔压力下降；紊流时油腔阶梯处的油流的惯性效应会削弱偏斜效应；在高速大偏心率情况下，偏斜效应对轴承的动特性系数影响尤为显著。JAIN等研究了轴颈偏斜参数对毛细管节流孔式无腔动静压轴承的静动态性能的影响，表明可通过调整节流参数来抵消偏斜效应对轴承性能的影响；相比于动静压工作模式，轴承以静压模式运转时，偏斜效应显著得多，可使直接刚度下降的35%；进油孔的分布形式应综合偏斜效应来选取，才能使轴承达到预定性能。之后，在SHARMA等针对轴颈偏斜与轴瓦表面粗糙度综合效应对小孔节流孔式无腔动静压轴承性能的影响的研究中，又发现可通过轴瓦表面粗糙度来补偿因偏斜引起的轴承油膜间隙减小，可通过合理选择表面粗糙度参数、形貌类型、节流器类型及参数来改善轴颈偏斜时动静压轴承的静动态性能及稳定性。1.5有限元法的计算在载荷不大的情况下，由于轴瓦与轴颈的摩擦表面曲率接近，油膜承载区域大，轴承变形对承载能力影响很小，将轴承假设为绝对刚性来简化动静压轴承的分析计算具有一定的合理性。但对于重载轴承，由于油膜力很大，特别是在轴瓦质地较软、刚度较低的轴承结构中，弹性变形可能使轴承间隙发生显著改变，往往可达到油膜厚度的数量级，因而须考虑弹性变形对轴承性能的影响。动静压轴承系统的弹性变形计算主要包括轴颈变形、轴承座变形和轴瓦变形。轴颈变形一般采用梁的弯曲理论或有限元法计算。轴承座的变形由于其结构复杂，一般采用有限元法计算。轴瓦的变形占主要地位，常用的计算方法有半无限体法、有限元法及边界元法。SHARMA等采用有限元法分析了轴瓦弹性变形对细缝式动静压轴承性能的影响，结果表明在轴承的优化设计中选择合适的轴瓦弹性变形参数、压力比及轴承的结构类型更为重要。相比于刚性轴承，考虑了轴瓦弹性因素的对称与非对称结构的两类轴承在同等工况下的最小油膜厚度和直接刚度系数显著减小。非对称结构轴承的减幅比对称结构轴承小5%左右。之后，SHARMA等分析了采用不同类型节流器(小孔、毛细管、定量阀和隙缝)的弹性轴瓦动静压轴承的性能，结果表明隙缝节流非对称结构的弹性轴承的最小油膜厚度值最大；当载荷和弹性变形系数一定时，定量阀节流轴承具有最大的直接刚度和阻尼系数，而小孔节流的对称结构轴承具有最高的临界失稳转速。上述研究表明，从最小油膜厚度和稳定性的角度来看，弹性无腔动静压轴承在工作参数及几何参数一定时，宜采用定量阀节流及非对称结构进油方式。工程实际中，重载轴承的弹性变形受轴承整体结构的影响较大，且当油膜压力作用产生的弹性变形量较大时，油膜的粘压效应也较明显。此时轴承的润滑性能是弹性变形与粘压效应交互作用即弹流动力润滑的结果。若轴承是在高速下运转，还须考虑油膜的粘温效应，描述轴承润滑性能的理论模型要建立在联立求解广义雷诺方程、能量方程、变形协调方程以及粘温粘压状态方程的基础上。动压轴承的热弹流动力润滑性能研究已较完善，但针对动静压轴承的研究由于其各类边界条件复杂，研究工作报道很少。1.6表面粗糙度的表征通常情况下，在动静压轴承的设计分析中均假设轴瓦和轴颈具有理想光滑表面，这与轴承实际加工过程形成的具有连续微观起伏的峰谷结构不符。若轴瓦表面的粗糙度过大，就难以形成完整油膜，易发生卡轴或抱轴。适宜的粗糙度可使轴承油膜粘附稳定，减小轴瓦轴颈贴合的机会。SANANDRES在研究紊流惯性效应对高速腔式动静压轴承性能的影响中，考虑了表面粗糙度的影响。其忽略了表面粗糙度的统计分布及具体形貌特征，只假定有效粗糙度对油膜厚度值的影响在轴承径向间隙的0.1%～10%范围内变动，此时轴承的动刚度提高约27%。NAGARAJU等针对轴瓦表面粗糙度对无腔动静压轴承的承载能力、最小油膜厚度、流量、动态刚度阻尼系数及临界涡动比等性能参数的影响进行了系统研究。其定义了两个量纲参数来描述表面粗糙度的高度分布和形貌方向性特征(横向、纵向及各向同性)。与光滑表面假设的轴承性能的理论计算结果相比，以静压模式工作时，横向粗糙度使轴承的承载力增加，而纵向粗糙度使轴承的承载力下降；承载力一定且以动静压模式工作时，横向粗糙度使轴承最小油膜减小，而纵向粗糙度使轴承最小油膜厚度增加；各向同性及纵向粗糙度均会减小轴承流量，而横向粗糙度会增加轴承流量；三类粗糙度均使轴承的直接刚度增加，纵向粗糙度还会明显使直接阻尼增加；从临界涡动比的角度来看，纵向粗糙度轴承的稳定性改善程度最高。之后，NAGARAJU等深入研究了孔式动静压轴承三类表面粗糙度组合形式(轴瓦光滑—轴颈粗糙、轴瓦粗糙—轴颈光滑、轴瓦粗糙—轴瓦粗糙)对轴承运转稳定性的影响，发现前两类组合形式的粗糙度(又称为运动粗糙度和静止粗糙度)对轴承性能影响的趋势相反。当轴瓦和轴颈都具有横向或各向同性的粗糙度时，轴承的承载性能和稳定性俱佳；纵向粗糙度使轴承的承载能力和流量有所改善，但同时会使轴承稳定性下降。在前述研究基础上，NAGARAJU等研究了表面粗糙度、轴颈偏斜和轴瓦弹性变形的综合效应对无腔动静压轴承静动性能的影响，强调动静压轴承优化设计时需合理匹配节流参数、轴颈偏移参数和轴瓦变形参数、轴承副表面的粗糙度参数、表面形貌方向特征参数以及表面粗糙度的组合类型。最近，NAGARAJU等在非牛顿流体润滑动静压轴承的研究中分析了轴承副表面粗糙度、粘温特性及非牛顿特性对轴承性能的综合影响，结果表明相比于等温、光滑表面及牛顿流体假设，具有横向静止粗糙度的轴承的承载性能最佳，具有横向运动粗糙度的轴承的稳定性最佳。轴承工作表面粗糙度效应对动静压轴承性能影响的研究难点体现在表面粗糙度的表征模型及相应的润滑理论数学模型的建立。动压润滑理论中的粗糙度效应研究主要有两类理论模型。一是基于随机会过程理论的随机雷诺模型，二是基于压力流量因子和剪切流量因子的平均流量雷诺模型。前者局限于分析二维纵向和横向粗糙度，后者更适合普遍形式(纵向、横向、各向同性)的粗糙度分析。NAGARAJU等的研究都采用了平均流量雷诺模型。针对各向异性粗糙度的分析理论模型是由TRIPPLE在采用随机方法推导平均流量模型的修正张量形式提出来的。之后，BAYADA等在均化理论的基础上修正了平均流量模型，并在动力润滑领域广泛运用。近年来，随着弹流润滑理论的发展，相对运动表面粗糙度的数学模型更趋精确，较典型的有时空平均雷诺模型和基于边界法的均化理论模型。动静压轴承副表面粗糙度效应研究除结合动静压轴承本身的特性参数，从优化轴承性能的角度来开展外，还须借鉴动压轴承领域中计入粗糙度效应的润滑理论数学模型的成果。1.7局部空化-迁移惯性力表面微结构技术是一种通过在运动副表面加工微细形貌结构来改变运动副的摩擦性能，减小摩擦力，降低温升，提高承载能力以及抗磨损能力的表面技术。表面微结构加工手段从早期的振动滚压和刻蚀，已发展成以激光表面纹理技术(Lasersurfacetexturing,LAT)、集光刻、电镀、模铸一体LIGA技术、反应离子刻蚀技术(Reactiveionetching,RIE)及紫外线光刻技术(Ultra-violetphotoetching,UVP)等为主的先进加工技术，极大地推动了表面微结构在机械密封、活塞环及SiC推力轴承中的工程应用。表面微结构效应在流体动力润滑中突现在增加油膜承载能力和减小摩擦力两个方面。具有表面微结构的两平行滑块之间能够产生显著的动压承载能力和刚度，这一现象突破了经典流体润滑理论认为只有收敛间隙才能使液体滑动轴承获得流体动压承载力的结论，意味着滑动轴承在极低的收敛率和高承载力的同时，其摩擦力可控制在很低的水平。早在20世纪60年代，HALMILTON等发现机械端面密封表面局部相邻微凸间形成的空化区域，使得微凸表面压力呈非对称分布，微凸前后沿的压差阻力能有效增加密封力。30多年后，TONDER等利用局部平均膜厚的方法研究了入口处具有人工规则微结构的两平行滑块的动力润滑特性，认为微结构产生的类似阶梯楔形动压效应和节流效应显著增加了动态刚度和阻尼系数。同时，ETSION等在针对静止表面具有微凹坑的机械密封及止推轴承的动力润滑性能分析中，发现表面微结构效应能有效提高轴向刚度，且同时减小摩擦力。当微结构为均一分布时，微凹坑局部空化起主导作用；当微结构为部分分布时，静压节流起主导作用。ARGHIR等则将微结构单元作为“微轴承”并采用求解全N-S的CFD方法来分析其动力润滑机理，认为在局部空化出现可能性小的情况下，流体的迁移惯性力作用是产生动压承载力的来源,微结构的几何参数与油膜厚度量级的对比决定了局部空化和迁移惯性力的两种效应相对强弱程度。微结构尺寸远大于油膜厚度时，局部空化显著；微结构尺寸与油膜厚度相当时，迁移惯性力显著。BRAJIDIC-MITIDERI等从局部空化和剪切应力随动压楔形的收敛率变化的角度解释了表面微结构减摩机理。KRAKER等借鉴了平均流量雷诺模型的思想，建立了微观—宏观微结构效应的多尺度分析理论模型，即在采用全N-S模型求解微结构单元域内的流量因子的基础上，建立描述宏观域内平均流量雷诺模型，并计入质量守恒空化边界条件。分析表明，表面微结构效应在流体动力润滑中的压力建立和减摩机理的研究主要集中在微结构单元油膜局部空化和迁移惯性力作用上，二者都会造成微结构局部区域压力分布的非对称。近来，FOWELL等分析了动力润滑中相对运动的带入作用和表面微结构的局部空化引起的吸入作用两种动压形成机理。CUPIPPARD等从能量的角度解释了入口处具有微结构的两倾斜平板间动压油膜形成机理。刘红彬等分析了表面微结构分布模式对流体润滑油膜承载能力与摩擦特性的影响，彭旭东等分析了具有表面微结构的端面对液体润滑机械密封性能的影响，陈皓生等对表面微结构作用下非牛顿流体润滑性能的影响进行了研究。动静压轴承因有外部强制多点供油，油膜流场的边界条件更复杂，目前尚未有表面微结构技术在动静压轴承中应用的研究报道。但通过轴瓦和轴颈表面不同几何特征的微结构的预先设计来改变油膜的流场形态和流动规律，可能为调控动静压轴承的热动力润滑特性、承载刚度特性及稳定性提供新的途径。1.8种间反应特性动静压轴承润滑介质的流态主要由运转时润滑介质的粘性力和惯性力两种作用力的大小对比来决定。高速下，惯性力作用显著，流场呈紊流，推导经典雷诺方程所根据的层流和不计惯性力的假设已不成立，须建立包含惯性项的紊态润滑理论模型。针对高速、高压、低粘度介质润滑的动静压轴承中液腔边缘处和封液面上的惯性效应的理论和试验研究表明，惯性效应使轴承流量减小，功耗增加，但对承载能力影响不大。之后，GUHA等通过加入惯性项层流雷诺模型来近似研究封油面上油膜惯性效应对毛细管节流腔式动静压轴承动态特性系数的影响，结果表明惯性效应只影响直接刚度，其他动态特性系数几乎不受影响。在一定的激励频率范围内存在使动刚度最佳的频率。低于此频率，油膜的可压缩性起主要作用，高于此频率，油膜惯性起主要用。IVES等在引入壁面摩擦—流量系数的层流雷诺模型的基础上分析了隙缝式动静压轴承在介于层流和紊流之间的超层流状态运转下的性能。考虑到紊流机理及其计算模型的复杂性，上述研究都只是在层流方程中加入惯性项，与工程实际还有较大差距。SANANDRES、FRACHEK等在对低粘度低温流体润滑高速动静压轴承的静动态性能的系统研究中引入了Bulk-Flow紊流模型，同时考虑了油腔边缘处和封油面上流体惯性效应，发现封油面上的惯性力效应是影响轴承静动性能的重要因素。流体惯性效应额外增加了流动阻尼，使轴承液腔压力上升，轴承流量减小。从承载能力的角度看，封油面上的惯性效应在使封油面上的静压效应减弱的同时又使动压效应和挤压效应增强，因而轴承运转的偏位角较高，轴承的直接刚度系数减小，交叉刚度系数和直接阻尼系数增加，不利于轴承的稳定性。在外加载荷频率足够高时，负动刚度系数有可能出现。为提高动静压轴承的稳定性，在一定程度上须减小流体紊流惯性效应的负面影响。SANANDRES等将轴承小孔注入方向与轴瓦表面倾斜成一定角度且与轴颈旋转方向相反，小孔和油腔之间流体的动量交换使液腔压力上升，阻滞了流体因轴颈旋转产生的周向流动，从而减小了轴承交叉耦合方向的作用力。FAYOLLE等通过在轴承封油面上人为加工微细结构使表面粗糙化来减小交叉刚度系数，改善稳定性。高速下润滑介质的紊流惯性效应使动静压轴承的流量减小、功耗增加，稳定性恶化，阻碍了动静压轴承的极限转速的进一步提高。由于紊流机理的复杂性，目前尚未形成成熟的动静压轴承紊流润滑理论。1.9热传导的温升与热温升油膜温升是影响动静压轴承极限转速提高的主要因素。在轴颈高速运转带动下，油膜流动的粘滞剪切作用将机械能通过摩擦功耗转化为热能，使油质点温度升高，在油膜中形成不均匀的温度场。油膜温度升高，粘度下降，使轴承运转时的最小油膜厚度减小、承载能力下降，增加了轴颈与轴瓦封油面之间的接触机会，易造成“抱轴”、“刮轴”等恶性事故。油膜中的热量一部分以轴承端泄形式带走，一部分会直接传导给轴颈和轴瓦，再经转子和轴承座传导给周围环境介质。由于油的粘度随温度急剧变化，不均匀的温度场使得粘度场也不均匀。因此，相比于等温等粘度假设条件，计算油膜压力场和速度场更复杂，主要体现在转子和轴承座向周围环境介质散热规律的复杂性。冷热油混合、油腔“倒灌”、高速下油膜空化气穴等造成油膜温度场理论模型及其边界条件复杂化。早期的动静压轴承温度场理论模型借鉴了成熟的动压轴承温度场理论，但动静压轴承具有外部强制供油，由端泄带走的热量比动压轴承多，故一般采用绝热假设，即油膜剪切摩擦产生的热仅升高油温，油膜厚度方向的温度和粘度均匀。孙恭寿等通过联立求解广义雷诺方程、能量方程、连续方程、热平衡方程和粘温方程得到了双列窄腔动静压轴承绝热假设下的二维温度场和计入油膜厚度方向上的热传导项下的三维温度场，提出了处理复杂边界条件下的能量方程、油腔温度及气穴等问题的方法。认为动静压轴承无论其结构形式如何，若轴流通畅，可作绝热假设二维计算，反之，则认为油膜周向温度不变，可作考虑沿油膜厚度温度变化的二维计算。张建斌等采用类似的理论模型分析了浅腔阶梯动静压轴承的温度场。不同之处在于其采用的雷诺方程用膜厚平均粘度代替膜厚方向各点的粘度，并利用帕坦卡方法克服倒流引起的迭代求解难收敛的问题。指出当腔深较大时，按热传导三维温度场和绝热二维温度场两种情况的轴承承载性能相差不大。富彦丽等在动压轴承温度场理论的基础上考虑动静压轴承温度及流量边界条件的特殊性，建立了动静压轴承瞬态热动力润滑理论数学模型，联立求解得到了动静压轴承三维温度场。近几年来，动静压轴承的温升特性研究趋向于粘温效应与轴承各参数的综合效应对轴承性能的影响研究。温度场理论模型及边界条件的选取比传统的三维理论模型更精确，且更多采用有限元法求解。SHARMA等研究了温升效应对对称和非对称两类结构形式的细缝式动静压轴承性能的影响，发现非对称结构的轴承受温升的影响比对称结构的轴承小。等温假设下，载荷、节流参数和转速一定时，非对称结构轴承的直接阻尼系数大于对称结构轴承，但考虑油膜粘温效应时，情形刚好相反。在其后续针对油膜温升和轴瓦弹性变形综合效应对小孔节流孔式动静压轴承的静动态性能的影响的研究以及KUMAR等针对油膜温升和轴瓦弹性变形综合效应对定流阀节流的孔式动静压轴承稳定性的影响研究中，都发现最小油膜厚度随轴瓦弹性变形量的增加而减小，而油膜温升使其进一步减小。由于轴承运转的稳定性受油膜温升和轴瓦弹性变形的影响显著，即使是速度较低的情况下也可能出现失稳。上述研究说明可通过选择合适的节流参数来补偿因油膜温升和轴瓦弹性变形综合效应导致的最小油膜厚度减小和轴承稳定性裕度的减小。油膜温升使油膜的粘度降低，继而导致最小油膜厚度减小，油膜承载力下降以及轴承稳定性恶化。轴承要求的极限转速越高，温升效应影响越显著。在实际的动静压轴承设计中，最小油膜厚度往往需要在不提高轴承的制造及装配精度的前提下，综合考虑轴承各种参数与温升效应的综合影响来确定。动静压轴承油膜流场的复杂性带来了温度场理论模型计算的复杂性，温度的边界条件难于精确设定，至今动静压轴承的油膜温升特性的研究还不完善。1.10油膜的非牛顿性油膜轴承的润滑理论模型中常假设油膜为不可压缩的牛顿流体。但在工程实际中，当轴承承受比静载荷大得多的高频动载荷时，轴承油腔内有可能出现空穴和气泡，从而使油液具有可压缩性。油膜的可压缩性由油的容积弹性模量来表征。油腔内及油腔与节流器之间的油量大，高频时必须研究油的可压缩性对油腔压力的影响。OPITZ等首先发现在静压轴承和动静压轴承油腔中油液体积的可压缩性对轴承的动态特性影响显著。此后，GHOSH等在动特性系数的频率特性中考虑了油腔中油液体积的可压缩性，发现动态响应特性直接依赖于振动频率、可压缩性参数及速度参数。若忽略油的可压缩性，即使在低频区也可能出现轴颈涡动失稳。SANANDRES在具有高压缩性的低温流体润滑研究中详细分析了油腔油液体积的可压缩性对轴承动态性能的影响，发现在低频区则因油液的可压缩性而有可能出现负阻尼引起的气锤失稳。之后，其在具有端部密封结构的动静压轴承的研究中，发现端部密封效应能有效补偿可压缩效应对轴承性能的影响，使轴承阻尼增加，流量减小，动态稳定性更好。机床主轴轴承的润滑油往往加入高分子聚合物添加剂来抑制油的粘温效应，提高润滑油的抗氧化性。此时润滑油的粘度不再遵循牛顿内摩擦定律而呈现出非牛顿性，油膜的切应力与剪切应变率之间的关系需要非线性模型来描述。SINHASAN等研究了油膜的非牛顿效应对小孔节流静压轴承的性能影响，发现非牛顿效应对轴承的静态性能影响很小，而对轴承的动态性能影响较大。相比于牛顿流体假设，非牛顿流体润滑的轴承具有较小的临界转子质量和失稳转速。但DUVEDI等在研究中发现油膜非牛顿效应对毛细管节流孔式动静压轴承静态性能影响显著。SHARMA等研究了油膜的非牛顿效应与轴瓦弹性变形对细缝式动静压轴承性能的综合影响，发现最小油膜厚度受综合效应的影响最显著。之后，其研究了该综合效应对小孔节流腔式动静压轴承性能的影响，指出可通过合理选择轴瓦变形参数、非线性效应参数或幂法则指数来减少非牛顿效应造成的轴承性能损失。NAGARAJU等研究了轴瓦与轴颈的表面粗糙度效应和油膜的非牛顿效应对孔式无腔动静压轴承性能的综合影响，发现在非牛顿流体润滑下，轴瓦具有横向粗糙度且轴颈光滑时，轴承具有最大的承载能力，而轴颈具有横向粗糙度且轴瓦光滑时，轴承具有最佳的稳定性。上述研究的润滑理论模型都建立在广义雷诺方程和非牛顿流体的切应力与应变方程的基础上，油膜的非牛顿性由幂法则流体模型和立方切应力法则流体模型来描述。油膜的非牛顿效应对动静压轴承的影响还必须结合油膜温升来考虑，这方面的研究还需进一步深入。1.11高速高效高速润滑水润滑轴承新工艺水具有粘度小，比热大的优点，替代油做润滑介质时能有效降低温升，使动静压轴承具备更高极限转速，但同时会带来液膜承载能力和刚度下降、液膜易趋紊流等不利影响。SANANDRES等，为便于测试低温涡轮泵轴承的性能参数，在满足雷诺近似原理的前提下，用纯水替代低温流体作为润滑介质，分析了流体的惯性、可压缩性、粗糙度和偏心率对动静压轴承的静动载荷响应的影响。戴学余等以火箭发动机涡轮泵为应用背景，研究了包括水在内的几种低粘度介质润滑动静压轴承的承载能力、流量及摩擦功耗等主要性能。张国渊等对水润滑涡轮泵动静压轴承进行的试验研究表明，水润滑轴承高速下运转稳定，没有明显的汽化和汽蚀出现。目前针对高速精密机床主轴用水润滑动静压轴承的理论和试验研究尚不充分。郭宏升等根据水润滑动静压轴承以静压承载为主的特点，在轴承结构设计上引入内节流压力反馈来提高水润滑高速动静压轴承的承载能力和刚度。林彬等通过采用陶瓷多孔介质节流器来保证水润滑动静压轴承的承载能力和刚度。YOSHIMOTO等开发了一类适用于PCB钻头的高速水润滑带螺旋槽圆锥静压轴承，转速达到120kr/min，轴承间隙在10µm以下。它通过开设在轴颈上的螺旋槽的泵唧作用以及进水口水流在主轴高速旋转下的离心力效应来增加液膜压力，提高了水润滑轴承的承载能力及刚度。国内目前还未出现以水润滑轴承为支承的机床主轴单元，但国外已开始试验性工程应用。STEVEN开发了一种具有表面反馈节流的新型水润滑静压轴承，其工作转速可达10kr/min，相比油压轴承有更高的刚度并加工精度，其高阻尼特性可显著提高表面加工质量并延长刀具寿命。瑞士IBAG公司和NintertheurTechnicalUniversity合作开发的HF170HA-40HKV型以水润滑静压轴承为支承的机床电主轴，其改进型迷宫和空气密封系统能有效防止水从轴承中泄露，转速高达40kr/min，功率达37kW。FISCHER公司生产的Hrdro-F电主轴采用水润滑静压轴承，转速达36kr/min，功率达67kW。TOMIO等开发的水润滑动静压轴承直径为60mm，转速达12kr/min。水润滑动静压轴承在机床领域内推广应用的局限性主要表现在：(1)对于金属轴承，水润滑介质中的电解质容易导致摩擦副表面的化学腐蚀和电解腐蚀；(2)由于电主轴变频器共模电压实际上不为零，水润滑介质导致的放电现象和电化学腐蚀会更加显著；(3)若采用陶瓷轴瓦，由于其表面硬度高，很难通过研磨保证轴系的同轴度和圆柱度，且由于陶瓷材料对磨粒的嵌藏性能差，一旦磨粒进入就会导致严重的磨粒磨损；(4)对于橡胶等高分子材料轴承，虽然在船舶等领域已成功运用，但应用于高速精密机床主轴，在精度和工艺性方面尚存在实际困难。2动态压电主轴高速电机的关键技术2.1轴电机逆变驱动单元电磁设计技术为满足高速度、高刚性和结构紧凑化需要，动静压电主轴客观上要求电动机具有定子外径小、转子内径大、跨距小、体积小、质量小以及功率密度大的特点，以使配备该电动机的转子轴系具有更高的一阶临界转速。由于交流异步型电主轴电机的设计频率选择远高于普通工频电动机所选择的50Hz，故在同等额定功率下，其体积较普通工频电动机小，而功率密度是普通工频电动机的几倍，同时还会带来电磁负荷高、发热严重、功率因素和效率低等负面影响。通常交流异步电主轴电动机采用逆变驱动单元来实现变频无级调速。由于其低速段为恒转矩调速，输出转矩较大，故相比于普通工频电动机，在电磁设计中无须考虑起动转矩倍数问题，其转子槽较浅，同时其径向尺寸尽可能小，周向尺寸尽可能大，以减小转子电阻和集肤效应的影响，降低转子铜损。BOGLIETTI等研究了高速变频异步电动机的电磁设计技术，利用经典的电磁计算方法和基于现代计算机技术的有限元法分别对电动机参数进行了理论计算，并与试验测量结果进行了对比。研究表明，随着逆变器输出频率的逐步升高，定转子电阻先逐渐增大，然后逐渐减小，最后又逐渐增大，当增大到某一值后逐渐趋于稳定；逆变器输出频率对定转子电感与励磁电感的影响很小。JOHANSSON等研究了极数不同的两高速变频异步电动机的电磁设计，利用与BOGLIETTI等相同的方法对其参数进行计算、测量与比较，并分析了极数与逆变器供电频率、调制模式等对实测定子电流谐波分量的影响，研究表明，对于高速变频异步电动机驱动单元—逆变器，采用方波调制是最理想的调制方式；对于高速变频异步电动机，极数少，易于实现高速化，且有利于降低定子电流中的谐波分量。高速化使得变频异步电动机的电磁损耗显著增加，降低了其运行效率与输出功率和转矩能力，进而制约了变频异步电动机向更高速方向发展。目前，高速变频异步电动机的电磁设计方法及分析理论仍欠完善，有待进一步深化。设计时考虑逆变器输出电流或电压非正弦特性及其调制参数对高速变频异步电动机的运行效率、转矩脉动等性能的影响，是其关键。2.2铁心附加磁滞与涡流作用相比于普通工频电动机，交流异步电主轴电动机的电磁损耗机理不尽相同，因为普通工频电动机采用理想正弦电压源供电，而交流异步电主轴电动机采用脉宽调制(Pulsewidthmodulation,PWM)电压源逆变器供电，输出电流或电压非正弦，定子电流中除基波分量外，还含有大量的谐波分量。定子谐波电流及其形成的定子谐波磁场是交流异步电主轴电动机定转子铜损和铁损增加，运行效率降低的根本原因，这主要体现在：(1)交流异步电主轴电动机的定子绕组多采用直径为0.8～1.2mm的细圆铜线，其在定子谐波电流磁场的作用下的集肤效应并不明显，此时定子谐波电流磁场对定子电阻的影响虽可忽略不计，但定子高次谐波铜损会使定子铜损增加，同时定子高次谐波也会使定子铁心产生附加的磁滞与涡流损耗，导致定子铁损增加；(2)由于定子谐波电流磁场转频远高于转子转频，转子导条在被磁场高速旋转切割时产生的一系列高次谐波电流，将使得导条产生明显的集肤效应，从而增加转子电阻。转子各次谐波电阻在相应谐波电流的作用下势必又产生各次谐波附加铜损而导致转子铜损增加。同时，转子铁心受到定子谐波电流在气隙中产生的高频交变磁通作用而产生附加的磁滞与涡流损耗，使得转子铁损增加。交流异步电主轴电动机电磁损耗中的铁损是逆变器输出频率和各部分磁路磁通密度的函数，不论在恒转矩控制调速范围内，还是在恒功率控制调速范围内，铁损都难以精确计算。谐波叠加法是早期计算交流异步电主轴电动机铁损的基本方法，其基本思想是将定子基波和谐波齿轭铁损与转子谐波齿轭铁损叠加得到电动机总铁损。该方法不足之处在于其计算过程中所选择的定转子齿轭铁损的校正系数需要根据铁心软磁材料在正弦低频与高频交变磁场作用下的铁损特性测试获得，不但试验费用高而且目前测量仪器的频响性能与分辨率很难满足高频铁损耗特性测试中高达数千赫兹甚至上万赫兹的磁场交变频率和极低的磁通密度的需要。此外，铁心软磁材料铁损无统一的计算公式，铁损叠加过程繁琐，计算效率低，给整个调速范围内的铁损的计算带来不便。为克服谐波叠加法的不足，BOGLIETTI等提出了参数估计预测法，它将铁心软磁材料的单位铁损视为磁滞损耗与涡流损耗的叠加，并表示为磁场交变频率、磁通密度以及未知待估参数的参数估计模型，再利用线性或非线性最小二乘法或复合法对模型中的参数进行求解，得到铁心软磁材料在任意正弦交变磁场作用下单位铁损耗统一计算公式，并对其中的涡流损耗项予以修正。逆变器参数对交流异步电主轴电动机铁心软磁材料铁损耗的精确计算也有显著影响。BOGLIETTI等试验研究了PWM调制电压源逆变器供电感应电机驱动系统中逆变器特性(调制波形、载波频率以及调幅比)对电动机铁心软磁材料铁损耗的影响。研究表明，调制波形、载波频率或功率开关频率对电动机铁心软磁材料铁损耗的影响并不明显，但增大调幅比却可显著降低电动机铁心软磁材料的铁损耗。目前对高速异步电主轴电动机电磁损耗机理的研究已基本成熟，但要对其进行精确计算仍存在困难。参数估计预测法的提出弥补了传统谐波叠加法的不足，但还需更多依赖试验测试结果。2.3永磁同步电机的转子特性除目前广泛应用的异步型电主轴外，近年来永磁同步型电主轴受到高度关注。相对于交流异步电主轴电动机，永磁同步电主轴电动机体积小，结构紧凑，功率密度高，转子原理上不发热，功率因数和效率高，易于实现精确控制，在电动机功率相同的情况下需要配置的变频器容量小；其缺点在于弱磁困难，难以实现高速化，成本高。ZHU等研究了永磁同步电动机转子磁极数与定子槽数等电磁参数对转矩脉动的影响，指出合理选择转子极数与定子槽数的配合，可有效降低转矩脉动。BIANCHI等分析了表面式永磁同步电动机定子齿形、转子磁极数等对转矩脉动的影响，认为优化定子齿形与转子磁极数，可有效降低转矩脉动。ISLAM等对批量生产的永磁同步无刷直流电动机的转矩脉动问题进行了研究，发现将定子或转子扭斜一定角度以及在定子齿表开假槽均可有效降低转矩脉动。上述研究中采用的技术与方法在理想状态上能有效降低永磁同步电动机的转矩脉动，但在实际生产过程中，定子铁心变形、定子齿距不均以及装配应力、冲剪应力与磁性材料各向异性导致定子铁心磁化特性的恶化与不均等因素对转矩脉动也有重大影响，这些因素往往导致转矩脉动进一步加大。YAMAGUCHI等研究了磁性材料各向异性对永磁同步电动机转矩脉动的影响，发现磁性材料的各向异性可使转矩脉动明显增加。DAIKOKU等则利用有限元法研究了定子铁心变形与应力对高精密永磁同步电动机转矩脉动的影响，并分析了形状不同外壳对转矩脉动的影响，发现定子铁心在装配过程中产生的变形与应力可使转矩脉动显著增加，圆形外壳的脉动转矩主要由6次谐波分量与12次谐波分量引起，而方形外壳的脉动转矩中除了6次谐波分量、12次谐波分量外，还含有2次谐波分量。2.4spwm逆变电压存在的问题电主轴高速化采用的SPWM变频调速技术的应用对动静压电主轴也存在负面影响，如导致润滑油膜和轴承故障、编码器损坏和电机绕组绝缘损伤等。采用SPWM技术调速，首先要将三相交流电源通过变流器转化为三相直流电源，进行滤波和整流后将直流电压施加到逆变器上，再把直流电压转化为交流电压，通过改变逆变器输出电压的大小和频率来调节电主轴的速度。尽管SPWM调速三相逆变电压的矢量合成理论上为零，但实际的SPWM三相功率设备与电网正弦三相电源明显不同。正弦三相功率源在额定条件下三个引脚保持平衡和对称，但是SPWM三相功率设备由于电压脉冲的矢量和事实上不为零，会产生共模电压。该共模电压会导致贯通润滑油膜的放电电流，使润滑油膜及轴承滚道表面发生电化学反应，出现润滑油膜电磁损伤故障。此外，电主轴气隙磁场不对称电磁感应导致的轴电压、外部电磁干扰导致电主轴轴上耦合产生的静电，以及来自系统内部的静电电荷积聚等，也会以轴承放电的形式导致润滑油膜故障。SPWM逆变器中IGBT的高开关频率也会导致输出电压变化律过高，从而导致润滑油膜电磁损伤。随着电力电子技术的快速发展，晶闸管的关断时间不断缩短，逆变器的载波频率不断提高，使得SPWM输出电压的性能越来越接近正弦电源。这大大提高了逆变器的性能，但也使得润滑油膜电磁损伤问题越来越严重。在电流长期作用下，润滑油会因电化学反应而变质，导致润滑性能降低，最终轴承寿命缩短。图9是湖南大学于2003年研制的加工中心用永磁同步电主轴。该电主轴通过采用预防电主轴静电放电的专利技术，成功避免了由于放电导致的各类电磁损伤故障。3文献研究的不足由于动静压电主轴是近年来新出现的机床主轴产品，目前针对其综合性能优化设计的文献研究工作很少。本节在前文动静压轴承技术和电主轴高速电动机技术综述的基础上，具体阐述动静压电主轴系统综合特性研究要考虑的主要内容。3.1静