高速精密电主轴静压滑动轴承设计及性能分析

陆瑞阳

（江苏飞虎针业有限公司，启东 226233）

高端装备制造业在国民经济中占据着重要位置，而轴承作为机械生产的关键结构，其性能直接关系企业生产运行的稳定性。目前，市面上常见的电主轴采用液体滑动轴承进行支撑，与传统轴承结构相比具有更强的承载力与运行稳定性，市场前景广阔[1]。因此，为了进一步拓展电主轴静压滑动轴承的市场占有率，需要不断改进轴承设计方案。

1 电主轴静压滑动轴承设计分析

1.1 需求分析

在本次高速精密电主轴静压滑动轴承设计中，基于智能与自动化生产要求提出一种轴承结构设计方案，目的是在保证电主轴静压滑动轴承性能要求的同时支持批量生产[2]。为此，提出一种液体静压滑动轴承模式。该轴承的最大转速为8 000 r·min-1，径向支撑刚度应不小于2.0×107N·m-1，最大功率为15 kW。

1.2 设计方案

从功能上来看，静压轴承可通过专用装置将润滑油运送至静压腔，最终在物理作用下形成覆盖良好的油膜。轴承运行期间，通过油腔之间的压力差即可形成静脉承载力。该承载力能够托起主轴，减少构件之间的接触，从而达到润滑的目的。在静压轴承设计阶段，在内圆表面增设4 个油腔，且每个油腔周围均设置回油槽。与传统结构相比，静压轴承系统具有相对独立的特性，启动后可以通过不同节流器向轴承的油腔中提供高压油，具体结构如图1 所示，轴承的关键参数如表1 所示。

表1 静压轴承的设计参数

图1 静压轴承结构及供油系统

2 轴承支撑刚度模型仿真

2.1 建模思路

在建模过程中，采用SolidWorks 软件绘制静压轴承的实体模型。在轴承模型设计中，除了主要部件的建模，还应注意节流器、滤油器、蓄能器以及溢流阀等部件的设计。该模型可以真实反映轴承投入运行中的工况变化情况，如支撑刚度变化对静压轴承运行稳定度的影响。电机转子、编码器锁紧套、前后轴承锁紧套与轴芯为过盈配合，在模型设计中应考虑这些装置对静压轴承性能的影响，需要对其进行一体化管理。以该轴承的油膜结构为例，其整体仿真架构如图2所示。

图2 油膜结构的仿真

2.2 模型的网格划分方案

对静压轴承的模型进行网格划分，可以判断单一节点因素对轴承性能的影响，为优化轴承参数提供翔实资料。因此，在本次研究中将采用Solid45 三维实体单元划分网格，用X、Y、Z轴显示单元坐标的变化情况，并在模型上设定1 ～6 个面实现面荷载的定义。根据表1 中静压轴承的相关参数要求，设定材料的泊松比为0.3，弹性模量为198 GPa。

考虑轴承支承弹性特征的相关要求，在网格划分中将通过轴承简化为周向均匀分布的4 个弹簧-阻尼单元。在弹簧-阻尼单元中，可以在一维、二维、三维空间上应用轴向或者扭转性能，并提供X、Y、Z这3 个方向的轴向运动量，确保轴承能够适应不同工况的使用要求[3]。

在模型数据处理中，可以通过Block Lanczos 法获得轴承的振型图，设定电主轴谐响应单元轴节点的自由度全部为约束状态，最终在该模型上共划分出5 843 个节点，单元数量为25 169 个。

2.3 轴承优化参数调整方案

在轴承优化参数调整中，将分析不同刚度与载荷条件下装置的运行情况。根据模型的现场仿真测试结果可以发现，在刚度相对稳定的情况下，整个静压轴承的载荷变化范围被控制在102.9 ～685.2 N。在保证静压轴承载荷稳定变化的情况下，轴承支撑的实际刚度为3.75×107～9.68×107N·m-1，满足静压轴承设计的性能要求。在保证其他输入条件不变的情况下，轴承支撑刚度与荷载变化之间存在正相关，即随着刚度的增加，模型的载荷会不断提升。

为了更全面地判断不同设计元素与静压轴承性能之间的相关性，在本次研究中将综合其他关键指标展开分析。首先，根据模型仿真结果判断封油面宽度与静压轴承刚度的相关性。模型仿真结果显示，随着封油面宽度增加，轴承的刚度水平也会有所提高，二者呈正相关[4]。当封油面宽度约为15 mm 时，静压轴承的刚度值约为9.0×107N·m-1；当封油面的宽度达到24 mm 时，其刚度值提升至15.4×107N·m-1。可见，适当增加封油面宽度能够提升轴承刚度。为了保证构件刚度，可将封油面宽度设定为23 mm 左右。其次，模型仿真结果证实，回油槽宽度对轴承宽度的影响并不明显。当回油槽的宽度为12 mm 时，轴承刚度值约为10.06×107N·m-1；当回油槽的宽度提升至20 mm 时，轴承的刚度提升至10.10×107N·m-1，刚度变化不大，因此在结构设计中可将回油槽宽度控制在12 mm 左右。最后，模型相关数据显示：当构件节流比为1.2%时，静压轴承的刚度值约为10.21×107N·m-1；当节流比提升至2.0%时，静压轴承的刚度提升至10.23×107N·m-1，节流比变化与静压轴承刚度之间无明显关系，因此建议将节流比控制在1.2%。

2.4 电主轴谐响应评价

在机械设备运行期间，由于受到磨削等外力作用影响，会导致电主轴承受周期性的磁振力。当磁振力保持相对稳定的运动频率时，将会造成电主轴共振，不仅影响构件的加工精度，严重的情况下还会导致刀具甚至机床遭受巨大损害[5]。为避免上述问题发生，在高速精密电主轴静压滑动轴承设计中，应通过谐响应等措施保证构件正常运行。在谐响应分析中，采用的计算公式为

式中：P(t)为激振力；p为激振力的振幅；ω为强制频率范围；φ为相位角。

在利用式（1）进行数据计算时，应确保谐响应能够适应某种阻尼性质，避免共振处的响应被无限放大。

分析响应评价结果发现，随着激振力的增加，轴承前端径向响应位移量明显增加，动刚度明显下降。当激振力的运动频率不小于280 Hz 时，主轴前端的径向响应位移急剧下降，主轴的动刚度回升。可以认为，轴承发生共振的频率约为280 Hz。在运行期间，只要将工作频率控制在270 Hz 以下，即可有效避免静压轴承的共振问题。

3 现场测试评估

3.1 试验过程

为确保高速精密电主轴静压滑动轴承优化设计方案的应用性能，应完善现场测试评估环节，根据设计方案完成试制，并采用电主轴静压轴承刚度试验测试系统检验其刚度。该测试系统的主体结构主要包含水平加载装置、垂直加载装置、电感测微仪、驱动电机、试验轴承、标准轴以及联轴器7 个部分。在试验开展期间，技术人员利用液压站将润滑油的压强控制在5 MPa，试验转速设置为5 000 r·min-1，并借助弹簧秤分别在竖直与水平方向上对试验轴承加载7 次100 N的荷载，将实际承受载荷控制在100 ～700 N。同时，准确测量轴承在X方向与Y方向产生的位移变化量，完成静压轴承刚度的试验测试[6]。

3.2 测试结果

结合高速精密电主轴静压滑动轴承设计的静刚度值，现场评估测试结果发现，在竖直方向上，随着压力从100 N 加载到700 N，静压轴承的位移变化量逐渐减小。在该加载区间内，静压轴承竖直刚度整体为2.5×107～2.3×108N·m-1，与高速精密电主轴静压滑动轴承的设计要求相符。同时，在静压轴承水平方向的测试中，在压力从100 N 逐渐加载至700 N 的过程中，水平方向上的静压轴承位移变化量不断减小，水平刚度不断增大，而且整体刚度处于3.1×107～2.5×108N·m-1，同样符合高速精密电主轴静压滑动轴承的设计要求[7]。

4 结语

现场测试评估可知，提出的高速精密电主轴静压滑动轴承设计方案科学合理。根据相关测试结果可以发现，无论是在水平方向还是垂直方向，在压力不断加载的过程中，轴承的刚度均能够满足高速精密电主轴静压滑动轴承的设计要求，证明其性能良好，值得推广应用。