小孔节流方式对静压气体球轴承工作特性的影响

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误差对气体球轴承动静压混合承载性能的影响分析

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丁骏一，晓勤．削颤振的预报控制【】中国机械工程，周切Ｊ．
１９，０９：０８—１３．９９１（）１２００
快、制精度高的优点。控３本文所设计的在线监控系统首先计算０值，）然
比较研究。
本文针对一种在高速状态下工作的新型气体静压多孔节流球轴承，用有限元方法求解雷诺润滑方程，利
对误差因素及其对承载性能的影响进行了分析，比并较了在纯静压和动静压混合润滑条件下，误差因素各对承载性能影响的不同。中涉及的误差为：腔制造文球和装配过程中产生的误差、同方位的转子非球度误不差、作温度引起的气膜间隙的变化以及离心力引起工的转子变形。
２本文提出的磁流体一泡沫金属阻尼器是一种新）型磁流体阻尼器，基于磁流体的性质随磁场强度变它
化及泡沫金属孔隙微小、匀等特点，磁流体与泡沫均将金属两种材料结合，于半主动控制中具有响应速度用，
生的误差，用有限元方法求解气体润滑雷诺方程，量分析了各误差对静压和动静压混合润滑爷件下承载性能的影响采定
规律，对该类轴承的设计制造和性能保障有重要的指导价值。关键词：气体球轴承误差承载性能动静压混合文献标识码：Ａ文章编号：００— ９８２０）３— ０５— ４１０４９（０７００承性能影响的研究，针对多静态下的圆柱轴承或平面止推轴承进行 “ 。惯性器一１在

基于Fluent-BP神经网络的液体动静压轴承热特性分析

基于Fluent-BP神经网络的液体动静压轴承热特性分析石莹;王学智;刘金营;付吉海;张校通【摘要】针对液体动静压轴承运转发热复杂的问题,应用Fluent软件对液体动静压轴承进行CFD仿真分析,获得不同输入状态下的油膜温度场分布以及轴承运转时的平均温度和最高温度.并在此基础上通过正交试验将Fluent仿真与BP神经网络相结合,实现对任意输入参数下轴承工作温度的预测,并对转速与供油压力以及供油压力与供油温度的综合作用效果进行分析.结果表明,主轴转速对轴承作用的效果比较显著,当轴承在高转速状态下运行时,需要提供高的供油压力来保证轴承的正常运转;当供油压力下降和供油温度上升同时出现时,轴承运转温度骤升,必须谨慎对待.利用BP神经网络的泛化功能,以少量的样本,可得到均匀全面的网络训练样本点,从而能快捷有效地实现对液体动静压轴承的热特性分析.【期刊名称】《润滑与密封》【年(卷),期】2016(041)001【总页数】6页(P37-42)【关键词】液体动静压轴承;热特性;正交试验;BP神经网络【作者】石莹;王学智;刘金营;付吉海;张校通【作者单位】东北大学机械工程与自动化学院辽宁沈阳110819;东北大学机械工程与自动化学院辽宁沈阳110819;95905部队辽宁锦州121018;95905部队辽宁锦州121018;95905部队辽宁锦州121018【正文语种】中文【中图分类】TH133.3液体动静压轴承以其承载能力大、使用寿命长、动态特性好、结构刚度高等优点,广泛地用于重载精密机床[1-2]。

液体动静压轴承是依靠高的液体静压力和主轴高速旋转产生的动压力来实现对主轴支撑的,在液体动静压轴承运转时不管是由静压力产生的主轴油强迫流动,还是由高速旋转产生的伴随流动都会引起主轴油内部分子的黏性摩擦,都不可避免地引起轴承的发热,并且随着主轴转速的提高和运行时间的增长。

这种温升特性将会进一步加剧,进而影响到轴承的承载力以及润滑油的性能,严重时可产生“刮轴”甚至“抱轴”的事故。

误差对气体静压球轴承静态承载性能的影响分析

维普资讯
第２卷７
第３期
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Ｖ０．７Ｎｏ３１２．Ｓｐ２００６ｅ．
２００６年９月
Ｊ０ＵＲＮＡＬ０ＦＨＡＲＢＮＢＡＲＮＧＩＥＩ
误差对气体静压球轴承静态承载性能的影响分析
ＱＩＤｏｇｌＹＡＹｉ —ｕＮｎ — ，Ｏｎｘｅｉｇ
（ｃｏｌｆｃａｏｉｓｎｉｅｒｇｒｉｓｔｔｏｅｈｏｏｙＨｒｉ１００，ｈｎ）ＳｈｏｏｈｔｎｃＥｇｅｎ，ｂｎｎｔｕｅｆｃｎｌｇ，ａｂｎ０ＣｉａＭｅｒｎｉＨａＩｉＴ５１
误差的大小及轴承的设计参数取值有关；同的误差类型对承载性能的影响不同，不但均具有一定规律性。得出的结论对于该类轴承的设计制造和性能保障具有重要的指导价值。
关键词：误差；气体静压球轴承；静态性能；有限元中图分类号：Ｈ１３６Ｔ３．３文献标识码：Ａ，文章编号：６２４５（０６０．０４０１７．８２２０）３０４．５
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：ｒｓｅｔｎｌｐｅｓｒｅｐｅｉａｇｓｅｒｇｌａｃｒｉｇｃｐｃｔ，Ｅｅｍｒ；ｘｅａｌｒｓｕｉｄｓｈｒｌａｂａｉ；ｄａｒｎ —ａａｉＦＭｒｙｚｃｎｏｙｙ
１前言
气体静压轴承在精密机械、高速机械和惯性器件上的应用受到广泛关注，但因其采用气体作为承载介质，存在承载能力低、刚度小的缺点，所

空气静压轴承动态性能仿真研究

第3"卷第5期有色金属材料与工程NONFERROUS METAL MATERIALS AND ENGINEERING Vol.38 No.5 2017文章编号：2096-2983 (2017) 0*-0280-06D01：10.13258/ki.nm m e.2017.05.006空气静压轴承动态性能仿真研究王昊(上海理工大学能源与动力工程学院，上海200093)摘要：空气静压轴承具有较小摩擦、运转平稳、使用寿命长、回转精度高且无环境污染等优点.以孔式节流空气静压轴承作为研究对象，利用建模软件，建立孔式节流空气静压轴承三维实体计算模型.通过计算流体动力学（CFD)原理，对该模型网格划分后模拟仿真轴承在一定偏心率下的旋转状态，计算并得出气膜压力分布图，分析其在不同供气压强和不同旋转速度对轴承承载力的影响，并得出影响轴承承载力因素的变化曲线.研究结果对孔式节流空气静压轴承结构设计优化具有可靠性的指导意义.关键词：空气静压轴承％孔式节流％供气压强％旋转速度％承载力中图分类号：TH133 文献标志码：ADynamic Performance Simulation of Air Static Pressure BearingWANG Hao(School of Energy and Power Engineering，University of Shanghai for Science and Technology^ Shanghai 200093, China)A bstract：Air bearing has less friction than the other bearings. Moreover,it has a smooth opeservice life,high precision rotary and no environmental pollution, etc. In this paper, a three-dimens model is established to simulate the holes throttle air bearing. The model is meshed into the unstructuredgrid and the simulation results are obtained. Simulation results of bearing in rotating state is analyzed andstudied under the influence of gas pressure and rotating speed. The air film pressure dist aerostatic bearing is obtained based on the results of the CFD. Finally, the paper summarizes the influenceof the corresponding factors on the bearing capacity.Keywords：air static b earing；hole type throttle；inlet pressure；rotating speed；bearing capacity空气静压轴承利用空气作为润滑剂，从外界提供压缩空气，经过压缩的气体经节流孔进入轴承间隙，在主轴与轴承表面形成可压缩的气膜层，并起负载作用.由于空气黏度很低，摩擦力几乎不存在，因此空气轴承几乎消除了由摩擦力产生的阻力和磨损，所以更适用于高速和高精度设备.较之其他轴承具有较小摩擦、运转平稳、使用寿命长、回转精度高且无环境污染等优点.:2/，在航空、航天以及精密测量和超精密加工设备中得到广泛应用3.提供足够的承载力和稳定性的最关键的问题在于这些轴承的设计[4:7]，因此气体轴承已成为精密轴承的一个重要发展方向.近年来国内外对其进行了很多研究，段明德等[8]通过建立空气静压轴承三维模型，仿真分析旋收稿日期：2017-03 - 08作者简介：王昊（1990—），男，硕士研究生.研究方向：静压轴承.E-mail: 740320796@qq. com第5期王昊:空气静压轴承动态性能仿真研究281转工作状态的轴承，得出进气压力、轴承转速与气模厚度对空气轴承承载能力及需气量带来的影响' Zhu M等对超精密空气静压轴承的瞬态流动特性进行了研究.为了捕捉湍流结构和波动，利用L E S方法数值计算轴承间隙的瞬态流场，对轴承间隙涡结构和压力波动进行了分析.R enn等[17]研究空气静压轴承孔型节流器对质量流量特性的影响，并进行了一系列的模拟和试验.结果表明，通过孔口的质量流量特性与通过喷嘴的质量流量特性不同.空气静压轴承处于低转速工作时，表现为静压效应;但当轴承高速旋转工作时，由于摩擦有相对运动，故亦会产生动压效应.当动压效应达到一定程度时，轴承成为动静压混合轴承，由原本静压空气转变为动压静压混合空气轴承，变为动静压混合润滑工作.考虑到动静压混合状态空气流动情况，本研究使用计算流体动力学(CFD)的方法17:12，在数值模拟计算基础上分析动静压效应.通过数值模拟的方法求得比较精确的近似解，在实际工作时，空气在气体轴承间隙流动是较为复杂的三维流场，因此使用三维模型更容易得到精确的结果.其他研究一般地都没有考虑到节流孔进口处的压力分析.本文通过模拟得出了节流孔进口处压力分布图，并对其进行了分析，为空气轴承的性能设计优化提供有效指导.1孔式静压径向轴承的结构参数和理论分析节流管在空气静压轴承中是一个重要组成部分，有一定的阻抗，具有压力调节的作用.气体静压节流方式主要有小孔节流、多孔质节流、表面节流、毛细管节流和狭缝节流等[13]，其中小孔节流方式又分为简单孔式节流器和环形孔式节流器.本文采用环形双排孔节流孔布置.在轴承静止无工作状态时，因轴承自重和载荷 (总称为F)存在，转轴与轴承内表面紧密接触，无气膜存在.当工作时，这时压缩空气经节流孔逐渐进入轴承间隙，直到内部压力大于F时，转轴被气体浮起，气膜形成，形成气浮垫[14].当工作稳定时，转轴在气膜压力的支承下达到平衡.但因负载存在，使得其产生了一定的偏心量6,导致上下气膜表面压力不一样.负载变大时，下气膜厚度减小，气膜压力变大;而上气膜厚度增大时，气膜压力变小，此时上下气膜表面会形成压力差就是气膜承载力，用来平衡外部负载，使之内外压力平衡.提高静压气体轴承的刚度和承载能力是优化气体轴承性能的重要方法，多数由压缩的供气压力、轴承结构参数及气体的不同等因素确定.气体静压轴承结构主要参数见表1.表1空气静压轴承结构的主要参数Tab. 1 Main parameters o f aerostatic bearing structure几何特征参数值轴承直径/m m56轴承长度/m m80节流孔直径/mm2进口直径/mm4节流孔径向位置/mm15平均气模厚度/mm2节流孔数量/个12文献[8]对偏心率为0.1时的空气静压轴承做了一些相关研究.在文献[15]中偏心率为0.1〜0.6,研究并得出偏心率对承载力的影响结果:在一定范围内，承载力和偏心率构成线性关系，并且在偏心率为0.5时，研究分析并得出了详细的结论.本文取偏心率为0.3进行一系列的研究分析.通过计算轴承静态性能的近似公式[15]，对承载力性能进行近似的估算(在e e0. 3,且^e3的情况下）.()单个径向轴承的承载力根据公式：W+C j L D(p s - <@) (1)式中：：e0. 2,单排孔供气；：e 0. 25,双排孔供气L= 80mm;D= 60 mm;为环境压力，即标准大气压力；<〇为供气压力，<〇= 5.0 d105p a;：为载荷系数，它是轴承处于不同情况下，各参数确定后，可以承受的载荷与所能达的理论承载力之比.本文采用的是径向双排孔供气轴承，所以： e 0.25.由式(1)代入数据得W= 478 N.由于空气可被压缩，做出假设，空气在轴承中的状态为等温过程，空气静压轴承处于高速工作时，表现为动静压混合过程，轴承内气膜的压力P符合 Reynolds方程[16]:e1 - ecos_e_>282有色金属材料与工程2017年第38卷式中^为气体动力黏度；P为气膜压力；尺为轴承的半径为气体密度；、为轴承的平均气膜厚度;e为轴承的偏心率；U为轴承两相对表面的运动速度.Reynolds方程等式左侧为气膜压力变化参数，而等式右侧各项展开，会得到各种压力的各种效应.物理意义为：吵g，动压效应;M g，伸缩效应;隱|^，密度效应.除上述效应外，其中还存在其他效应:挤压效应，加热效应等都会在气膜上产生压力[17].所以，静压气体轴承为动静压混合轴承.2动压效应图1为空气静压轴承动压效应.当轴承工作时，因承载力W存在，旋转中心为〇2,偏心量为&当轴承绕轴高速旋转时，由于与空气摩擦力存在，气膜与轴接触的附面层空气将会随转轴一起旋转，在图1中X轴下，气模的流动状态是由气膜较薄的一侧流进，从气膜厚的一侧流出，该范围的气膜受力较小;X轴上，气膜层的流动状态是由气膜较厚一侧流进，从气膜薄的一侧流出.形成了由小变大的扩大楔形间隙和由大变小的收敛楔形间隙，满足动压效应形成的几何条件.故而轴承工作会有动压效应存在.图1空气静压轴承动压效应示意图Fig. 1Hydrodynamic effect of static pressure bearing 3静压轴承的模拟仿真3.1模型本文采用双排小孔节流空气径向轴承，节流管与轴承外壳为45°.本文主要研究气体经节流管进入轴承的空气状态.因此气体为主要对象，以气体建立气膜模型，采用SolidW orks建模软件，如图2 所示.图2气膜模型Fig. 2 M odel of air film3.2网格划分轴承工作时，高压气体通过45°倾角的供气管进入到节流管时，横截面发生了突变，因此高压气体在流经节流突变口时，使得速度与压力变化幅度较大.因此在此处进行了网格加密，相对其他区域较密集，如图3所示.图3气膜网格Fig. 3 Mesh of air film3.3数值模拟网格划分完，导入到FLUENT计算，求解器设置为基于压力的求解器(Pressure Based)，采用可实现性Realizable fc ：'模型•此模型与标准fc ：'模型、重整化群RNG fc:'模型相比，优点是可以在雷诺应力上保持与真实湍流的一致，可以更准确地模拟平面和圆形射流的扩散速度;在旋转计算、带方向压强梯度的边界层计算和分离流计算等问题中，计算更符合实际情况;针对分离流计算和带二次流的复杂流动计算也较为准确.本研究进出口为压力边界条件，轴承内表面设置为旋转面，选用非平衡壁面函数，采用SIMPLEC算法收敛计算.第5期王昊:空气静压轴承动态性能仿真研究2833.4仿真结果轴承工作时，压缩气体经节流孔进入轴承间隙，一部分沿着轴向流向两端和中间，在中间会形成相对稳定的压力区;轴承气膜内膜面，由于气体存在黏性，气膜层会随着壁面的旋转而转动，旋转方向与轴承旋转方向一致.空气静压轴承的供气压力、偏心率、轴承旋转速度、轴承的结构参数和气体性质等因素均会影响气体在轴承内的流动状态特性，进而影响到轴承工作状态特性.本文主要针对偏心率为7 3时，研究分析供气压力和轴承旋转速度对轴承承载力的影响规律.进口压力0.5M Pa 压缩空气，均以45°进气，出口压力均为大气压力•由图4(@)〜(d )可以看出，压缩气体经45°节流管节流，压力下降.由节流孔进入轴承时，在节流管进口右侧形成了一个低压区，并随着顺时针方向压力逐渐升高，而不同轴承转速对压力分布具有一定的一致性，即旋转速度对压力影响很小，见图4.(a )进气压强0.5 M P a ，转速5 000 r/m in (b )进气压强0.5 M P a ，转速30 000 r/m in(c )进气压强0.5 M P a ，转速60 000r/m in (d )进气压强0.5 M P a ，转速 100 000 r/m in图4供气压力和轴承旋转速度对轴承承载力影响Fig. 4 Influence of gas supply pressure and bearing rotation speed on the bearing capacity of the bearing is studied轴承工作时，供气孔、节流孔和轴承气膜外圆柱表面与轴承固定接触，轴承固定.轴承气膜内圆柱表面与轴颈接触，轴颈以一定的速度旋转.在偏心率为0.3,旋转速度为5 000 r /m in 的条件下，分析不同进气压力下的轴承气膜内表面压力分布.由图5可知，一定转速情况下，轴承气膜压强随着进气压强的增加承载力增加，且压力分布更加均勻.通过气膜压力分布可对气膜压强积分计算得出气膜压力合力，即轴承承载力W •在不同工况下积分所得承载力不同，以此得出了不同进气压强和转速与承载力的关系.由图6(a )可知，在偏心率为0. 3,进气压强为 0.5 M Pa 时，轴承的承载力在该气膜厚度下，在转速的逐渐提高下，承载力静压成平稳状态，由静压与总IE 1lizippii iP K19187654321G -1-2284有色金属材料与工程2017年第38卷压图可知轴承动压效应随转速的增大逐渐减小.由图6(b )可知，在偏心率为0. 3,旋转速度为5 000 r /min 时，在不同供气压力下，轴承的承载力随着供气压强的增加而增加，动压效应越明显，见图6.(a )进气压力为0.2 M Pa ，旋转速度5 000 r/m in (b )进气压力为0.3 M Pa ，旋转速度5 000 r/m in(e )进气压力为0.6 M Pa ，旋转速度5 000 /m in (f )进气压力为0.7 M Pa ，旋转速度5 000 r/m in图*不同进气压力条件轴承气膜内表面压力分布Fig. * Pressure distribution of the bearing gas film4结论本文利用有限元数值模拟，研究分析在一定偏心率下，对空气静压轴承旋转工作时进行模拟计算，得出结论:压缩气体经节流孔进入轴承时，在节流孔右侧形成了一个低压区，顺时针方向压力逐渐升高，轴承转速对压力分布影响很小.轴承的承载力在一定气膜厚度和进气压强下，随转速逐渐提高，承载力逐渐下降，成下降趋势.轴承承载力随着进气压强的第5期王昊:空气静压轴承动态性能仿真研究2850 20 000 40 000 60 000 80 000 100 000循环速度/ 〇m in _^(a )不同转速对承载力的影响曲线0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7冲击压力/M P a(b )不同供气压强对承载力的影响曲线图$不同因素对承载力的影响曲线Fig. 6 Graph is different factors impacton the bearing capacity增大成非线性增大，动压也随着压强增大而增大，动压变得更明显.一定旋转速度下，随着进气压强的增大，压力分布越均勻，越适合轴承高效稳定的工作.研究结果为孔式节流空气静压轴承结构设计优化和在相关工程中的应用提供可靠性的指导及技术支撑.参考文献：[1 /王元勋，陈尔昌，师汉民，等.气体润滑轴承的研究与发展[J ].湖北工业大学学报，1994(3) : 155 : 159.[2 /孙立佳，孙淑凤，张华涛，等.静压轴径轴承静态特性的数值模拟分析[J ].低温与超导，2010,38⑴:56 ： 7[3] LIN W J,KHAIAIT J P , LIN W , et al . Modelling of anorifice -type aerostatic thrust bearing [ C ] $ Proceedings of 2006 International Conference on Control ，Automation ， Robotics and Vision . Singapore ： IEEE ,2006： 1 - 6..4 ] LUND JW. A theoretical analysis of whirl instabilityand pneumatic hammer for a rigid rotor in pressurized gas journal b earings.]. Journal of Tribology ，1967，89 (2)：154.[5 ] TALUKDERH M ，ST 〇WELL T B. Pneumatic hammerin an externally pressurized orifice-compensated air journal b ea rin g.]. Tribology International ，2003, 36 (8):585-591.[6 ] AL-BENDER F .〇n the modelling of the dynamiccharacteristics of aerostatic bearing films ： From stability analysis to active compensation [J]. Precision Engineering ，2009,33(2) % 17- 126.[7] L 〇 C Y，WANG C C，LEE Y H. Performance analysis ofhigh-speed spindle aerostatic bearings [J ]. Tribology International ，2005,38!) % : 14.[8] 段明德，张武果，曹立波.空气静压径向轴承动压效应对其承载能力的影响[J ].轴承，2013 !) : 36 - 38，50.[9 ] ZHU J C,CHEN H, CHEN X D. Large eddy simulation ofvortex sheddng and pressure fluctuation in aerostatic bearings[J]. Journal of Fluids and Structures,2013,40(7)： 42-51.[10] RENN J C,HSIA 〇 C H. Experimental and CFD studyon the mass flow-rate characteristic of gas through orifice-type restrictor in aerostatic bearings [J ]. Tribology International ,2004,37(4) : 309 - 315.[1] 刘凡，孟宪东.空气静压轴承孔型节流器的CFD 研究[J ].机械，2005,32(11) :21 - 23.[2] 孙雅洲，卢泽生，饶河清.基于FLUENT 软件的多孔质静压轴承静态特性的仿真与实验研究[J ].机床与液压，2007,35(3):170-172.[3] POWELL J W .空气静压轴承设计[M ]. 丁维刚，译.北京：国防工业出版社，1978.[4] 任凯，刘波，张君安.高刚度气浮垫气腔槽宽变化规律研究[J ].机电产品开发与创新，2011,24(1) :29-30.[5] 吴利杰，杨春娥，王为辉.空气静压径向轴承静态性能的有限元分析[J].机电工程，2015，32(9) :1201 - 1205.[16]郑书飞.精密空气电主轴气体轴承动态特性参数分析[D ].南京:东南大学，2010.[7]池长青.流体力学润滑[M ].北京：国防工业出版社，1998.。

基于ANSYS Workbench的小孔气体静压主轴径向刚度分析

6 总结
1）利用 ANSYS Workbench 软件的 FLUENT 流体分析模块计算得到了小孔气体静压主轴气膜间隙内的压力分布； 2）利用 ANSYS Workbench 软件的 Static Structure 静力学分析模块完成了静压主轴转子的静力承载分析； 3）基于 DOE 试验设计方法计算得到了静压主轴的径向刚度。并分析了节流孔孔径、节流孔周向数量的影响。发现节流孔孔径越大，刚度越小；节流孔周向数量增加能增大刚度。本文的计算结果可以为指导小孔气体静压主轴的优化设计提供有价值Stiffness of Aerostatic Bearing Based on ANSYS Workbench
Cui Hai-long，Yue Xiao-bin，Lei Da-jiang，Xia Huan，Zhu-Jianping （ Institute of Machinery Manufacturing Technology, China Academy of Engineering Physics, Mianyang 621900,China）
在刚度计算的基础上，改变节流孔的孔径、节流孔的数量和节流孔的位置，找出刚度随这些因素的变化情况，为优化静压主轴的径向刚度提供依据。 4.1 节流孔孔径对径向刚度的影响
5
上述计算过程中选用的节流孔径为 φ 0.1 ，节流孔的孔径一般还有 φ 0.15 、 φ 0.2 两种规格。将节流孔的孔径分别更改为 φ 0.15 和 φ 0.2 ，其他参数不变，按同样的方法计算静压主轴的径向刚度。当节流孔孔径为 φ 0.15 时，静压主轴径向刚度为 243 N / µ m ，比孔径为 φ 0.1 时减小 15.33%；当节流孔孔径为 φ 0.2 时，静压主轴径向刚度为 219 N / µ m ，比孔径为 φ 0.1 时减小 29.69%。随着节流孔孔径的增大，静压主轴的径向刚度会减小。 4.2 周向节流孔数量对径向刚度的影响上述计算过程中周向节流孔的个数为 4 × 12 。改变节流孔的数量，分析静压主轴刚度的变化。当节流孔周向分布数量为 4 × 18 时，用同样的方法计算刚度，得到静压主轴径向刚度为 317 N / µ m ，比周向个数为 4 × 12 时增加了 10.45%；当节流孔周向分布数量为 4 × 24 时，用同样的方法计算刚度，得到静压主轴径向刚度为 335 N / µ m ，比周向个数为 4 × 12 时增加了 16.72%。随着周向节流孔数量的增加，静压主轴的径向刚度会增加。

基于ANSYS Workbench的气体静压轴承径向特性分析

基于ANSYS Workbench的气体静压轴承径向特性分析崔海龙;岳晓斌;雷大江;夏欢;朱建平【摘要】A new method to analyze radial characteristics was proposed based on ANSYS Workbench.The finite ele-ment model was established based on similar principles of computational fluid dynamics,the pressure field of aerostatic bearing in tiny gas gap was calculated by using the FLUENT module.The strength check was processed by Static Structure analysis module,the capacity of aerostatic bearing was also achieved.Radial stiffness of aerostatic bearing was calculated based on the experimental design of DOE,the effect of the number of circumferential orifice and orifice diameter on the ra-dial stiffness was analyzed.The results show that the stiffness is increased with the decrease of the diameter of orifice and the increase of the number of orifice.The calculation results of the new method have good agreement with the experimental results.%提出一种基于ANSYS Workbench的径向特性分析方法。

多孔质气体静压径向轴承的Fluent仿真与实验研究

多孔质气体静压径向轴承的Fluent仿真与实验研究张卫艳;林彬;张晓峰【摘要】多孔质气体静压轴承相比传统的小孔节流轴承具有更高的承载能力,更好的稳定性及便于加工等优点.应用基于有限体积法的软件Fluent分析偏心率、多孔质材料渗透率、轴承长径比和平均气膜厚度等关键因素对多孔质径向轴承静态性能的影响,分析结果显示,在给定轴承平均气膜厚度的情况下,存在最佳的渗透率区间使得承载能力最大,增加轴承长径比和减小平均气膜厚度均可以提高多孔质径向轴承的承载能力及刚度,但需要根据加工装配工艺要求及实际工况选择合适的参数.设计制造中心供气新形式的多孔质径向轴承,通过仿真得到气膜间隙的压力分布及承载能力,并通过实验验证仿真结果的正确性.仿真和实验结果表明,该结构形式的多孔质径向轴承承载性能优良.%Compared with conventional orifice air bearing,porous aerostatic bearings possess many advantages such as higher load capacity,better stability and manufacturing convenience.The effect of the key factors such as eccentricity,porous material permeability,bearing aspect ratio and average film thickness on the static performance of porous aerostatic bearings were analyzed with the commercial software Fluent which was based on finite volume method.The analysis results show that,there is an optimum permeability interval which can make the load capacity maximum under a certain average film thickness.The load capacity and stiffness of the porous air journal bearing can be improved by increasing the bearing aspect ratio and reducing the average film thickness.However,the parameters need to be carefully chosen by taking the requirements of manufacture,assembly and workingcondition into consideration.New form of centrally air supply porous journal bearing was designed and fabricated,the pressure distribution of gas film was obtained and load capacity was calculated.The validity of simulation results was verified by static performance experiment.The results of simulation and experiment indicate that the porous journal bearing with this structttral form has excellent performance.【期刊名称】《润滑与密封》【年(卷),期】2018(043)003【总页数】8页(P23-30)【关键词】多孔质径向轴承;渗透率;Fluent仿真;静态性能【作者】张卫艳;林彬;张晓峰【作者单位】天津大学先进陶瓷与加工技术教育部重点实验室天津300354;天津大学先进陶瓷与加工技术教育部重点实验室天津300354;天津大学先进陶瓷与加工技术教育部重点实验室天津300354【正文语种】中文【中图分类】TH133多孔质气体静压轴承是一种轴承工作表面随机地分布着无数微小供气孔的气体轴承，将采用粉末冶金方法制备出的多孔质材料作为静压气体轴承的节流器，可以获得比小孔节流轴承更高的承载能力及良好的阻尼特性及稳定性[1]。

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２０１０年３月　第３５卷第３期　润滑与密封　

ＬＵＢＲＩＣＡＴＩＯＮ　ＥＮＧＩＮＥＥＲＩＮＧ　Ｍａｒ．２０１０　Ｖｏｌ｜３５　Ｎｏ．３　

ＤＯＩ：１０．３９６９／ｊ．ｉｓｓｎ．０２５４—０１５０．２０１０．０３．０１８　小孑Ｌ节流方式对静压气体球轴承工作特性的影响　

解鹏　金光　张雷　姜明洙　（１．中国科学院长春光学精密机械与物理研究所吉林长春１３００３３；　２．中国科学院研究生院北京１０００３９）　

摘要：介绍了静压气体球轴承的结构形式和工作原理；给出了静压气体球轴承工作特性的工程计算方法；研究了　在轴承几何参数相同的情况下，不同的小孔节流方式对静压气体球轴承工作特性的影响，并建立模型，通过Ｆｌｕｅｎｔ软件　对轴承的承载能力进行了仿真分析。结果表明：在设计参数相同的情况下，静压气体球轴承在环形孔式节流方式下的静　刚度特性较好，但在简单孔式节流方式下有更好的承载和流量特性。　关键词：小孔节流；静压气体球轴承；工作特性　中图分类号：ＴＨ１３３．３文献标识码：Ａ文章编号：０２５４—０１５０（２０１ｏ）３—０７７—４　

Ｔｈｅ　Ｅｆｆｅｃｔ　ｏｎ　Ｏｐｅｒａｔｉｎｇ　Ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ　ｏｆ　Ｓｔａｔｉｃ　Ｐｒｅｓｓｕｒｅ　Ｇａｓ　Ｂｅａｒｉｎｇ　ｆｏｒ　Ｄｉｆｅｒｅｎｔ　０ｒｉｆｉｃｅ　Ｘｉｅ　Ｐｅｎｇ　・　Ｊｉｎ　Ｇｕａｎｇ　Ｚｈａｎｇ　Ｌｅｉ　Ｊｉａｎｇ　Ｍｉｎｇｚｈｕ　（１．Ｃｈａｎｇｃｈｕｎ　Ｉｎｓｔｉｔｕｔｅ　ｏｆ　Ｏｐｔｉｃｓ　Ｆｉｎｅ　Ｍｅｃｈａｎｉｃｓ　ａｎｄ　Ｐｈｙｓｉｃｓ，Ｃｈｉｎｅｓｅ　Ａｃａｄｅｍｙ　ｏｆ　Ｓｃｉｅｎｃｅｓ，Ｃｈａｎｇｃｈｕｎ　Ｊｉｌｉｎ　１３００３３，Ｃｈｉｎａ；　２．Ｇｒａｄｕａｔｅ　Ｓｃｈｏｏｌ　ｏｆ　ｔｈｅ　Ｃｈｉｎｅｓｅ　Ａｃａｄｅｍｙ　ｏｆ　Ｓｉｃｅｎｃｅｓ，Ｂｅｉｊｉｎｇ　１０００３９，Ｃｈｉｎａ）　Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｔｈｅ　ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ　ｆｏｒｍ　ａｎｄ　ｗｏｒｋｉｎｇ　ｐｒｉｎｃｉｐｌｅ　ｏｆ　ｓｔａｔｉｃ　ｐｒｅｓｓｕｒｅ　ｇａｓ　ｂｅａｒｉｎｇ　ｗｅｒｅ　ｉｎｔｒｏｄｕｃｅｄ，ｔｈｅ　ｐｒｏｃｅｓｓ　ｏｆ　ｅｎｇｉ—　ｎｅｅｒｉｎｇ　ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ　ｆｏｒ　ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ　ｏｆ　ｔｈｅ　ｇａｓ　ｂｅａｒｉｎｇｓ　ｗａｓ　ｇｉｖｅｎ，ｔｈｅ　ｅｆｆｅｃｔ　ｏｎ　ｏｐｅｒａｔｉｎｇ　ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ　ｏｆ　ｓｔａｔｉｃ　ｐｒｅｓｓｕｒｅ　ｇａｓ　ｂｅａｒｉｎｇ　ｆｏｒ　ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ　ｏｒｉｆｉｃｅ　ｗａｓ　ｓｔｕｄｉｅｄ，ｔｈｅ　ｍａｔｈｅｍａｔｉｃａｌ　ｍｏｄｅｌ　ｗａｓ　ｓｅｔ　ｕｐ，ａｎｄ　ｔｈｅ　ｏｐｅｒａｔｉｎｇ　ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ　ｏｆ　ｂｅａｒ－　ｉｎｇ　ｗａｓ　ｓｉｍｕｌａｔｅｄ　ｂｙ　ｕｓｉｎｇ　Ｆｌｕｅｎｔ　ｓｏｆｔｗａｒｅ．Ｔｈｅ　ｒｅｓｕｌｔｓ　ｓｈｏｗ　ｔｈａｔ，ｆｏｒ　ｔｈｅ　ｂｅａｒｉｎｇｓ　ｏｆ　ｔｈｅ　ｓａｍｅ　ｄｅｓｉｇｎ　ｐａｒａｍｅｔｅｒｓ，ｔｈｅ　ｓｔａｔｉｃ　ｐｒｅｓｓｕｒｅ　ｇａｓ　ｂｅａｒｉｎｇ　ｏｆ　ｒｉｎｇ—ｈｏｌｅ　ｔｈｒｏｔｔｌｅ　ｈａｓ　ａ　ｂｅｔｔｅｒ　ｓｔｉｆｆｎｅｓｓ　ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ，ｔｈｅ　ｂｅａｒｉｎｇ　ｏｆ　ｓｉｍｐｌｅ—ｈｏｌｅ　ｔｈｒｏｔｔｌｅ　ｈａｓ　ａ　ｂｅｔ—　ｔｅｒ　ｃａｒｒｙｉｎｇ　ｃａｐａｃｉｔｙ　ａｎｄ　ｆｌｏｗ　ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ．　Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ｏｒｉｆｉｃｅ；ｓｔａｔｉｃ—ｐｒｅｓｓｕｒｅ　ｇａｓ　ｓｐｈｅｒｉｃａｌ　ｂｅａｒｉｎｇ；ｏｐｅｒａｔｉｎｇ　ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ　

随着航空航天技术的迅猛发展，对空间飞行器在　空间的运转提出了更高的要求，因此空间飞行器的地　面全物理仿真变得愈加重要。空间飞行器的全物理仿　真平台——三轴气浮转台依靠压缩空气在气体球轴承　与球轴承座之间形成气膜，使模拟台体浮起，从而实　现３个轴向上失重和无摩擦的相对运动条件　。静压　气体球轴承提供了三自由度的低摩擦运动，是三轴气　浮转台的核心部件。在静压气体球轴承设计中，关键　是ｄ，：ｆＬ节流器的设计，它不仅决定了轴承的主要性　能，而且涉及轴承的制造方法以及产品的推广应用。　因此小孔节流器节流方式的选择显得尤为重要。　目前国内关于小孑Ｌ节流器方面的研究还比较少，　本文作者研究了在轴承几何参数相同的情况下，不同　收稿日期：２００９—０９—２３　作者简介：解鹏（１９８５一），男，硕士，主要从事精密机械结构　设计及气浮轴承方面的研究．Ｅ—ｍａｉｌ：ｘｉｅｐ＠ｍａｉｌ．ｕｓｔｅ．ｅｄｕ．ｅｎ．　小孔节流方式对轴承工作特性的影响，得到了不同小　孔节流方式下轴承的承载能力、静刚度及体积流量曲　线，并通过Ｆｌｕｅｎｔ软件对流场进行分析。计算及分析　结果表明静压气体球轴承在简单孔式节流方式下比在　环形孔式节流方式下有更好的工作特性。　１　静压气体球轴承与ｄ￣：ｆＬ节流器　１．１静压气体球轴承　

图１　多孔静压气体球轴承　Ｆｉｇ　１　Ｇａｓ　ｓｐｈｅｒｉｃａｌ　ｂｅａｒｉｎｇ　ｏｆ　ｐｏｒｏｓｉｔｙ　７８　润滑与密封　第３５卷　静压气体球轴承一般有单节流孔球轴承和多节流　孔球轴承２种结构形式，其工作原理基本相同。下面　将以多节流孔形式为例研究小孔节流方式对轴承工作　特性的影响，其结构如图１所示　。它由一个球面和　一个等半径的球缺状球窝组成，球缺再由顶角为０　和　的圆锥截成球带形状，球带的中心线处分布有　若干小孔节流器，其具有小孔形式的狭窄气体通道。　当外部加压气体流过小孑Ｌ节流器的狭窄通道时，　由于节流效应，气体部分动能转化为势能，导致气体　压强降低且保持相对稳定。因此，在经过轴承工作面　上的小孔节流器后，外部加压气体进入到轴承内部的　间隙，形成具有支撑外载荷能力、并具有一定刚度的　润滑气膜。所以小孔节流器节流方式的选择是静压气　体球轴承设计的关键。　１．２　小孔节流器的类型和比较　对于小孔式节流器　，主要有简单孔式节流和环　形孑Ｌ式节流２种节流方式，如图２、３所示。这２种　节流方式的性质不同，简单孔式节流是发生在小孔喉　部最小截面处，节流截面积Ａ＝叮Ｔ　／４，是固定节流　型；环形孔式节流是在４ｑＬ周边与轴承间隙高度所形　成的柱面上发生的，节流截面积Ａ＝＂ｒｒｄｈ，是可变节　流型。因此导致２种轴承的性能也大不一样。　图２简单孔式节流器　Ｆｉｇ　２　Ｔｈｒｏｔｔｌｅ　ｏｆ　ｓｉｍｐｌｅ　ｈｏｌｅ　：　每　／／　图３环形孔式节流器　Ｆｉｇ　３　Ｔｈｒｏｔｔｌｅ　ｏｆ　ｒｉｎｇ　ｈｏｌｅ　为保证ｆｌ，￣Ｌ节流器具有简单孔式节流器特性，一　般在小孔出口开出一个气腔（如图２中气腔直径为　ｄ，、深度为　），使得１ｒ　ｈ＞，ｎ－ｄ　／４并且使节流孔圆　周在气腔内围成的环形面积＂ｒｒｄ（６＋ｈ）大于节流孔　横截面积＇ｒｒｄ　／４。气腔直径ｄ，和深度６都与气膜厚度　ｈ有关，在小孑Ｌ直径ｄ一定时，当气膜厚度ｈ减小到　某一值之后，小孔节流器由简单孔式节流转变为环形　节流方式。　２小孔节流方式对静压气体球轴承工作特性的影响　２．１　球轴承工作特性的计算方法　图１中静压气体球轴承的几何参数有：球窝外包　角０　和内包角　，节流孔分布锥角　，半径Ｒ，节　流孔直径ｄ及数目ｎ。而且由图中可得，球心的起浮　高度为ｅ，气膜高度为ｈ＝ｅｃｏｓ０ｏ，供气压力为Ｐ　，外　界环境气体压强为Ｐ　，小孔节流器出口处的气体稳定　压强为Ｐ　。节流孔分布锥角　可以根据球窝外包角　０。和内包角０　求出。　根据流量守恒推导出的非线性气体轴承通用曲线　方程为：　＝／　＝（卢　一　）／（　）　（１）　式中：　表示气体通道系数；　表示工作介质系数；　表示轴承结构系数；　为无因次供气压力ｐ。／ｐ　的　倒数；　为小孔节流器的节流压力比ｐ　。；　是由节　流压力比　决定的流量系数。　

，一ｄｐＡｎ　Ｊ１——　３　ｅ　

（２）　

：　／　（３）　止一叮Ｔ，＼／ｐ　

［　ｎ　＋　１一　１］［１ｎ　＋　１一　］　

ｍ　＋　一２—ｃｏｓ—２０

１　

ｐ。＝（ｐ　＋ｃｐ　—ｐ　一］　、ｋ　＋　一２　ｅｏｓ２０

２

］　ｐ

：＝ｌ　ｐ　＋（ｐｊ—ｐ　—　—　Ｉ　—　＋

２　ｃｏｓ：Ｏｏ

ｔａｎＯ　一２　ｃｏｓ　ｊ＼　，　／　２０１０年第３期　解鹏等：小孔节流方式对静压气体球轴承工作特性的影响　７９　角对应的气体稳定压强。　根据求出的小孔节流器出Ｉ＝Ｉ处的压强Ｐ　，可由　式（５）、（６）计算出气膜中的压强分布。　将求得的气膜压强沿球面积分即得轴承的承载能　力　：　＝　ｓｉｎ２０ｄ０＋　Ｐ２　ｓｉｎ２０ｄ　一　

ｎｚ０２一ｓｉｎＺＯ．））　２ｐ０　（７）　

轴承的静刚度　是承载力　的导数。　Ｋｗ＝

ｄ　ｄｅ　（８）　

由节流效应可得轴承的流量公式为　

印。√　（９）　

２．２　不同小孔节流方式下轴承工作特性的计算结果　及分析　不失一般性，现取球半径为７０　ｍｍ，球窝中心孔　直径为１６　ｍｍ，弦高为３９．５　ｍｍ，供气孑Ｌ直径取０．２　ｍｍ，供气孔数取６，设供气压力为０．３　ＭＰａ。在上述　参数不变时，计算在不同节流方式下，不同起浮量的　工作特性曲线分别如图４～６所示。　

图４不同节流方式时轴承承载力特性曲线　Ｆｉｇ　４　Ｔｈｅ　ｂｅａｒｉｎｇ　ｃａｐａｃｉｔｙ　ｃｕｒｖｅ　ｏｆ　ｄｉｆｅｒｅｎｔ　ｔｈｒｏｔｔｌｅ　

０　０．０２　０．０４　０．０６　０．０８　０．１　ｈｅｒｉｃａｌ　ｃｅｎｔｅｒｆｌｕｃｔｕａｔｉｏｎ　ｈｅｉｇｈｔ／ｍｍ　

图５不同节流方式时轴承静刚度特性曲线　Ｆｉｇ　５　Ｔｈｅ　ｂｅａｒｉｎｇ　ｓｔｉｆｎｅｓｓ　ｃｕｒｖｅ　ｏｆ　ｄｉｆｅｒｅｎｔ　ｔｈｒｏｔｔｌｅ　

０　０．０２　０．０４　０．０６　０．０８　０．１　Ｓｐｈｅｒｉｃａｌ　ｃｅｎｔｅｒ　ｆｌｕｃｔｕａｔｉｏｎ　ｈｅｉｇｈｔ／ｒａｍ　

图６不同节流方式时轴承体积流量曲线　Ｆｉｇ　６　Ｔｈｅ　ｂｅａｒｉｎｇ　ｆｌｏｗ　ｃｈｉｖｅ　ｏｆ　ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ　ｔｈｒｏｔｔｌｅ　

图４表明在简单孔式和环形孔式节流方式下，随　着球心起浮高度的增加，轴承的承载能力都是单调下　降的，轴承均在最小气膜高度下取得最大的承载能　力，且最大承载力基本相同。相对于在环形孔式节流　方式下的承载力曲线，在简单孔式节流方式下的承载　力曲线在球心起浮高度０．００５～０．０４５　ｍｍ范围内向上　发生了偏移，其余部分基本相同，从最小气膜高度到　供气孔达到滞止状态时的可变气膜间隙基本保持不　变。　图５表明在简单孔式和环形孑Ｌ式节流方式下，随　着球心起浮高度的增加，轴承的静刚度曲线变化趋势　相似，均为先单调增加再减小，曲线存在一个最大静　刚度点。相对于在环形孔式节流方式下的静刚度曲　线，在简单孑Ｌ式节流方式下的静刚度曲线最大静刚度　点的位置及最大静刚度值不同。　图６表明在简单孔式和环形孑Ｌ式节流方式下，随　着球心起浮高度的增加，轴承的体积流量曲线变化趋　势相似，均为单调递增达到极值后保持不变，且极值　相同。相对于在环形孑Ｌ式节流方式下的体积流量曲　线，在简单孔式节流方式下的体积流量曲线递增速率　较大，随球心起浮高度增长更快地达到极值。　综上可知，在设计参数相同的情况下，静压气体　球轴承在简单孔式节流方式下以及在环形孔式方式下　的工作特性曲线变化趋势基本相似，但曲线的变化速　率与极值有差异。在环形孔式节流方式下，轴承的静　刚度特性较好，在简单孔式节流方式下其承载能力和　流量特性更好。　２．３　不同小孔节流方式下轴承承载能力的仿真结果　及分析　由图４～６轴承的工作特性可得，在简单孔式节　流方式下，当静压气体球轴承的球心起浮高度在　０．０１７　ｍｍ时为工作状态点。　