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?引 言

  

??? 隨著現代制造技術的發展，的切削速度和精度要求越來越高。動態性能對適應高速旋轉主軸的動壓滑動軸承有很大影響。首先，動壓滑動軸承為主軸系統提供了足夠的阻尼，以確保主軸的穩定運行；其次，軸承彈性降低了主軸的實際臨界速度，交叉剛度是導致系統不穩定的主要因素之一。因此，動壓滑動軸承的動態性能分析和計算是設計具有良好動態性能的機床主軸系統的必要條件。

  

??? 1 機床主軸動壓滑動軸承結構原理

  

??? 動壓滑動軸承按潤滑劑不同，分為液體動壓滑動軸承和氣體動壓滑動軸承，機床主軸常用的是多油楔液體動壓滑動軸承。

  

  

??? 動壓滑動軸承以足夠高的角度依靠主軸ω旋轉，將一定粘度的潤滑劑帶入收斂的多油楔中，形成壓力油膜承載荷。油膜的厚度取決于油楔的形狀。油楔的形狀是在軸瓦內壁加工曲線油槽，固定瓦有阿基米德曲線油槽(圖1(a))，有偏心園弧曲線油槽(圖1)(b))，活動瓦撓支點B擺動能自動調節間隙，形成油楔(圖1(c)).潤滑劑在收斂剪切應力，潤滑劑在收斂楔形間隙中流動，產生流體動力，使相對運動的兩個表面被油膜隔離，形成純液體摩擦。

  

??? 動壓滑動軸承具有結構簡單、運行平穩、抗振性好、噪聲低、主軸系統強度剛度高、軸承可靠性高、承載能力高等特點。因此，動壓滑動軸承廣泛應用于機床主軸等行業的機械設備中。

  

??? 2 動壓滑動軸承動態工作狀態分析

  

??? 圖2是機床主軸應用的固定三油楔動壓滑動軸承的原理圖。在軸頸上作用外載荷F，偏離軸頸中心OOj，偏心率常用于偏離位置ε和偏位角θ表示：Oj(θε)，其中，ε=e/h0，e――偏心距，h0――軸承與軸頸的半徑間隙，h0=Rr。

  

  

??? 圖2

  

??? 如果外載荷F是不隨時間變化的穩定載荷，則軸頸中心Oj軸承的位置保持不變，并處于一定的偏心率ε和偏位角θ在這個位置，軸承油膜力P應用于軸頸和外載荷F的平衡Oj(ε、θ)稱為靜平衡位置。

  

??? 如果軸頸在靜平衡位置劃傷（如切割材料硬度不均勻或主軸重量不均勻產生離心力等），則軸頸中心Ojo(下角標“o表示靜平衡位置上的值，下同)將在靜平衡位置作為微小位移，如圖3所示，軸頸中心Ojo位移到Od，Od用于瞬時中心Δx和Δy表示，Od偏離Ojo距離稱為動態位移，Od是軸頸的動態瞬時中心。

  

  

??? 圖3

  

??? 將油膜力置于靜平衡位置Δx和Δy泰勒的動態位移(Taylor)位移后的油膜力為:

  

  

??? 式中：Px、Py――軸頸中心位移后的油膜力；Pxj、Pyj――平衡位置的油膜力。八個系數由公式(1)定義

  

  

??? 式中：Kij――軸承剛度系數，i.j=x.y

  

??? Cij――軸承的阻尼系數，i.j=x.y；

  

??? Kij?Cij――稱為軸承的動態特性系數。

  

??? 從上面可以看出，滑動軸承的動態特性系數是靜平衡位置的函數，即偏心率ε和偏離角θ的函數。

  

??? 水平和垂直方向動態位移相對靜平衡位置的油膜力和增量的重量為：

  

??? ΔPx=Px-Pxj

  

??? ΔPy=Py-Pyj (3)

  

??? (1)和(2)

  

?? (4)多油楔動壓滑動軸承中任何油楔油膜力增量表達式。中下角標記i表示任何固定的油楔。

  

??? 如果固定瓦有S個油楔，軸承油膜力的增加為：

  

  

??? 式中：

  

  

??? 類型(5)和類型(6)分別是多油楔動壓滑軸承油膜力增量和動態特性系數的表達式。

  

??? 3 動壓滑動軸承動特性系數

  

  

圖4

  

?? 從圖4可以看出，作用于軸頸的油膜力沿線OA和OB方向的重量是

  

  

??? 式中，P―平衡位置的油膜力(N/m靜態平衡方程可以解決2)。

  

??? 油膜力合力為：

  

  

??? 油膜力P在靜平衡位置與外載荷F平衡，PA、PB、F

  

  

?

  

?圖5

  

??? 三者形成封閉關系圖5

  

??? tgθ=PA/PB (9)

  

??? 動態特征系數相似(2)，定義極坐標系AOB為：

  

??? 油膜力增量在極坐標AOB下面可以說：

  

??? 結 論

  

??? 1.動壓滑動軸承的動態特征系數是靜態位置的函數，即偏心率ε和偏位角θ的函數。

  

??? 2.交叉剛度是刺激系統不穩定的主要因素之一。當外部阻尼為零時，系統的特征值實際上大于零，因此交叉剛度刺激系統不穩定。

  

??? 3.保證主軸軸承系統穩定的條件是系統的所有特性值必須小于零。