PM流量控制器在非对称动静压轴承中的应用*

杨 丽



PM流量控制器在非对称动静压轴承中的应用*

杨 丽

(上海机床厂有限公司 上海 200093)

介绍了PM流量控制器的基本结构、工作原理及液阻、流量等参数的计算方法，推导了采用PM流量控制器时非对称三油腔动静压轴承的无穷刚度条件，并通过具体的实例得到了无穷刚度条件下PM流量控制器初始流量、供油压力及比流量之间的关系。分析结果表明，在不改变现有轴承结构的前提下，采用PM流量控制器可以大幅度提高系统的刚度和承载能力。该项理论研究对今后进行的轴承试验和分析提供了依据。

PM流量控制器 动静压轴承 刚度

砂轮架主轴系统作为磨床的核心部件，其性能将会直接影响到磨床的加工精度和稳定的精度保持性。而轴系精度的提高，除了应提高轴系固定构件的加工工艺、加工精度之外，还要解决主轴和轴承间相互摩擦的问题。如果采用动静压轴系，借助流体压力来承载系统及外部载荷的方式，可以大幅度地提升砂轮架轴系的运动精度、寿命和可靠性。动静压轴系的性能在很大程度上取决于节流器的性能，选择适当的节流器型式和结构，并配合动静压轴承的油腔结构和相关供油系统的设计，会使轴系获得良好的刚性和承载能力。

目前，在动静压轴系中常用的节流器主要有固定式节流和可变式节流两种。固定式节流器包括毛细管、小孔、缝隙式节流等，可变式节流器包括滑阀反馈节流和薄膜反馈节流等[1]。对于轧辊磨床砂轮主轴非对称三油腔动静压混合轴承而言，大多采用毛细管节流[2]。虽然设计与加工比较简单，但油膜刚度不大且在高速重载条件下温升较高，主轴轴承间的间隙会影响加工精度。为改善这一现状做了大胆尝试，考虑到非对称三油腔动静压混合轴承的前腔(或后腔)对应的动压封油面上经常受到较大的载荷冲击，如果在前腔(或后腔)结构上应用PM流量控制器，不但可以减小由磨削时突变载荷所带来的冲击，有效地提高系统刚度和承载力，还可以使系统获得良好的灵敏度和动态特性，为提高磨削效率、磨削精度和工件表面磨削质量打下了基础。

PM流量控制器具有动态性能佳、刚度高、承载力大等特点。如文献[3]研究了PM流量控制器参数对液体静压导轨性能的影响，文献[4]对PM流量控制器与单向预压薄膜节流器的性能进行了对比和分析。这些研究都仅限于液体静压导轨结构中，还未见将其应用于动静压轴系的设计先例。从PM流量控制器的工作原理出发，以不改变非对称三油腔动静压动静压混合轴承的原有结构为前提，通过应用PM流量控制器，大大提高了系统的刚度和承载力。

1 PM流量控制器结构及工作原理

PM流量控制器是一种预压预调型单面薄膜反馈节流器，如图1所示。从液压站出来的压力油s自底部进油口进入节流器后分为两路，其中一路经过侧面的毛细沟槽进入薄膜上方的调节腔室，另一路流经环状矩形沟槽后，再分为两部分，其中一部分进入薄膜下方的稳压腔室，然后经环状节流台后从出油口流出，另一部分流经两个环状毛细沟槽后与前一部分流经节流台的液压油混合进入轴承油腔r。

由上述结构图可以看出，当有一外力作用于轴承上时，油腔压力改变，薄膜因压力差而产生挠曲，使得节流器液阻变化，进而对节流器两端的出口压力和流量进行补偿和修正，即PM流量控制器在外部负载或油腔压力改变时可以自动调整，从而使轴系获得较高的承载力和刚度。

图1 PM流量控制器结构示意图

2 PM流量控制器的参数计算方法

由于PM流量控制器要比传统的固定式或可变式节流器更为复杂，在进行理论计算时需要作一些简化。根据图2中的液阻图，将用到以下一些参数，其名称、符号及单位见表1。

表1 PM流量控制节流计算相关参数

图2 PM流量控制器工作原理图

2.1 节流液阻

由侧面进入上方调节腔室的毛细沟槽为圆柱沟槽，其节流液阻可用毛细管公式计算

环状矩形沟槽节流两侧的液阻1和2、环状毛细沟槽的液阻3和4用矩形缝隙公式，其结果为

环状节流台的液阻5为

按照图2所示的液阻串、并联关系，得到PM流量控制器的总液阻c：

假设供油压力为s，进入轴承油腔的油压为r。当机床空载时，r=0。由于PM流量控制器的预压预调作用，薄膜在上腔预压力的作用下向下弯曲，薄膜与节流台之间的间隙c最小，液阻最大，出口处流量最小。随着外载荷的增加，经过节流器通往油腔的压力升高，薄膜原有的受力平衡状态被破坏，薄膜变形向上弯曲，薄膜与节流台之间的环状间隙c增大，经节流器通往油腔的液阻减小，进入油腔的流量增加。同理，当外载荷减小时，薄膜与节流台之间的间隙减少，进入油腔的流量也在减少，以适应外载荷的变化。

2.2 PM流量控制器的薄膜变形量

由图1可见，PM流量控制器的圆形薄膜外圆被夹持固定，上腔有一预压力，下腔的油压用于供应非对称三油腔动静压混合轴承的前腔压力。当机床加载时，薄膜受力凸起，节流台与薄膜之间的间隙变大。为简化计算，假设节流器间隙在薄膜全部位置保持定值，以c1处的薄膜变形量作为平均变形量1，由平板理论计算公式可得：

若任意工作条件下的薄膜节流间隙为c，则：

其中，c0为初始状态下，薄膜与节流台之间的间隙。

薄膜外缘的变形量可简化为内环固定、外环活动。同样利用薄板理论公式可计算出外缘变形量2：

2.3 流量计算

通过PM流量控制器的流量与油腔压力之间存在一定的关系，但由于此推导过程十分的繁琐和复杂，直接引用文献[5]中德国Hyprostatik的PM流量控制器产品的压力-流量曲线，可用公式表示如下：

式(5)中，0为通过PM流量控制器的初始流量，即r=0时对应的流量；s为供油压力；r为PM流量控制器的流量系数，r=p/0；p为r=s时通过PM流量控制器的最大流量。

式(5)中，设=0(r－1)/s=(p－0)/s，则PM流量控制器的压力-流量公式可表示为

r(r) =0+r(6)

该公式是以动力黏度=1×10-7MPa·s为标准动力黏度来计算的。当实际所用的润滑油黏度≠1×10-7MPa·s时，可用以下公式转换得到实际的流量值为

n=1010/n(7)

式(7)中，10是动力黏度为1×10-7MPa·s时的流量；n为实际使用的润滑油动力粘度；n则是通过PM流量控制器的实际流量。

由此可见，通过节流器的流量与初始流量0、最大流量p、泵压s和润滑油的动力黏度等参数有关，这些参数的选择和匹配会直接决定轴承中的油腔压力、刚度和承载力等特性。

3 PM流量控制器在非对称三腔动静压混合轴承上的设计实例

图3所示为非对称三腔动静压混合轴承的结构示意图。上下腔互为对称结构，前腔对应动压封油面。当润滑油以一定的压力进入前腔时，很可能会推动主轴向动压封油面运动，进而使主轴与轴承接触并产生摩擦，以致损坏机械结构。为了克服这一技术难题，可以在前腔采用具有预压预调作用的PM流量控制器，这样可以有效地避免主轴和轴承在动压封油面处的刮擦，还可以有效地提高系统刚度和动态响应特性。

图3 非对称三腔动静压混合轴承结构示意图

3.1 刚度分析

由文献[6]的计算可知，三个静压腔进入非对称三腔动静压混合轴承的流量计算与普通四油腔静压轴承流量计算方法基本相同。当油腔压力为r，主轴和轴承之间油膜厚度为时，通过前腔的流量可表示为：

r=r/h(8)

式(8)中，h为单位流量的液压油流经主轴和轴承之间的间隙时所产生的压力降，即油腔液阻。对于非对称三腔动静压混合轴承，前腔的液阻为：

由静压产生的油膜刚度为：

要使系统设计时的静刚度为无穷大，需使上式的分母为零，即1－h=0，得到

=1/h(10)

此时油腔的流量可表示为：

3.2 参数设计计算

轴承的各参数见表2。

表2 轴承结构参数

参考文献[4]取PM流量控制器的结构参数见表3。其他参数见表4。

表3 PM流量控制器结构参数 cm

表4 系统参数取值

将上述各参数分别代入式(1)和式(9)，可分别得到PM流量控制器和油腔的初始液阻c0=1.766 kg·s/cm5和h0=2.518 kg·s/cm5。

则PM流量控制器与非对称三油腔动静压混合轴承的液阻比为：

由上式计算可得r0/s=0.588，若油泵的供油压力s=2 Mpa，则r0=1.176 Mpa。

在r0的作用下薄膜产生凸起，薄膜变形系数1=7.4×10-5cm，则凸起值0=1r0=8.7×10-4cm。此时，薄膜与节流台之间的间隙为：

薄膜变形后，由于节流台和薄膜之间的间隙变大，通过节流器的流量增加，可通过下式求得

同时将各参数代入式(11)和式(7)，求得经过油腔的初始流量0=4.631 cm3/s，再代入式(5)得到r=2.715。此值与文献[5]r的取值应在2.5～3.0范围内相吻合。

将结果代入式(11)，可以得到该种情况下PM流量控制器的压力-流量关系，如图4所示。

图4 PM流量控制器的压力-流量曲线

图4所示的压力-流量曲线的斜率是由轴承油腔的液阻比确定的。在选定PM流量控制器之后，通过调整初始流量、最大流量和供油压力来满足上述的压力-流量曲线，进而提高轴系的油膜刚度和承载力。

3.3 PM流量控制器与轴系匹配原则

根据系统无穷大刚度条件式(10)得h=1/同时，综合=0(r－1)/s,可以得到

s=h0(r－1) (12)

依据此标准选配节流器和供油压力等系统参数时，还必须综合考虑其他因素的影响。若选择了较低的供油压力，虽然能够通过匹配使系统获得很大的刚度，但由于通过PM流量控制器进入非对称三油腔动静压混合轴承的流量较少，不足以带走由于主轴回转而产生的热量，导致系统发热而破坏轴系结构；若选择的供油压力较大，也会造成资源的浪费，因此，可以参考式(12)，并根据每套轴系的实际载荷和需求情况来选择合理的PM流量控制器和供油压力。

4 结语

从PM流量控制器的基本结构、工作原理及液阻、流量、刚度等参数的计算公式出发，以不改变非对称三油腔动静压混合动静压轴承的结构形式为前提，用PM流量控制器代替其他形式的节流，通过合理的选择初始流量、供油压力及比流量，可以使系统的刚度和承载能力得到大幅度的提高，并可以抵挡由于载荷突变而引起的油膜位移，有效改善非对称三油腔动静压混合轴承在静压启动条件下的咬死现象。同时，根据系统无穷大刚度条件，给出了PM流量控制器的选型依据。以上的理论分析结果同样适用于普通的四腔静压轴承。PM流量控制器在实际应用中，受到材料属性、加工和装配工艺等各种条件的限制，实际的刚度值难以达到无穷大，有待于今后对非对称三油腔动静压混合轴承进行进一步的试验和研究。

[1] 钟洪.液体静压动静压轴承设计使用手册[M].北京：电子工业出版社,2007.

[2] 郭力，李波，朱俊.大型高速动静压轴承的试验研究[J].湖南大学学报,2000,27(4):50-56.

[3] 高殿荣,赵建华,张作超,等.PM流量控制器参数对液体静压导轨性能影响的研究[J].机械工程学报，2011,47(18):186-194.

[4] 林廷章.单向薄膜节流器的新型涉及及特性比较[D].中国台湾:中原大学硕士学位论文,2005.

[5] Hyprostatik公司.PM controller and jet pump withexamples of applications[Z].2010.

[6] 杜雄.不对称三油腔动静压轴承设计及仿真验证[J].精密制造与自动化, 2013,196(4):22-26.

编号: 2012ZX04002-91

*国家高档数控机床与基础制造装备重大专项资助