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?引 言

  

??? 随着现代制造技术的发展，的切削速度和精度要求越来越高。动态性能对适应高速旋转主轴的动压滑动轴承有很大影响。首先，动压滑动轴承为主轴系统提供了足够的阻尼，以确保主轴的稳定运行；其次，轴承弹性降低了主轴的实际临界速度，交叉刚度是导致系统不稳定的主要因素之一。因此，动压滑动轴承的动态性能分析和计算是设计具有良好动态性能的机床主轴系统的必要条件。

  

??? 1 机床主轴动压滑动轴承结构原理

  

??? 动压滑动轴承按润滑剂不同，分为液体动压滑动轴承和气体动压滑动轴承，机床主轴常用的是多油楔液体动压滑动轴承。

  

  

??? 动压滑动轴承以足够高的角度依靠主轴ω旋转，将一定粘度的润滑剂带入收敛的多油楔中，形成压力油膜承载荷。油膜的厚度取决于油楔的形状。油楔的形状是在轴瓦内壁加工曲线油槽，固定瓦有阿基米德曲线油槽(图1(a))，有偏心园弧曲线油槽(图1)(b))，活动瓦挠支点B摆动能自动调节间隙，形成油楔(图1(c)).润滑剂在收敛剪切应力，润滑剂在收敛楔形间隙中流动，产生流体动力，使相对运动的两个表面被油膜隔离，形成纯液体摩擦。

  

??? 动压滑动轴承具有结构简单、运行平稳、抗振性好、噪声低、主轴系统强度刚度高、轴承可靠性高、承载能力高等特点。因此，动压滑动轴承广泛应用于机床主轴等行业的机械设备中。

  

??? 2 动压滑动轴承动态工作状态分析

  

??? 图2是机床主轴应用的固定三油楔动压滑动轴承的原理图。在轴颈上作用外载荷F，偏离轴颈中心OOj，偏心率常用于偏离位置ε和偏位角θ表示：Oj(θε)，其中，ε=e/h0，e――偏心距，h0――轴承与轴颈的半径间隙，h0=Rr。

  

  

??? 图2

  

??? 如果外载荷F是不随时间变化的稳定载荷，则轴颈中心Oj轴承的位置保持不变，并处于一定的偏心率ε和偏位角θ在这个位置，轴承油膜力P应用于轴颈和外载荷F的平衡Oj(ε、θ)称为静平衡位置。

  

??? 如果轴颈在静平衡位置划伤（如切割材料硬度不均匀或主轴重量不均匀产生离心力等），则轴颈中心Ojo(下角标“o表示静平衡位置上的值，下同)将在静平衡位置作为微小位移，如图3所示，轴颈中心Ojo位移到Od，Od用于瞬时中心Δx和Δy表示，Od偏离Ojo距离称为动态位移，Od是轴颈的动态瞬时中心。

  

  

??? 图3

  

??? 将油膜力置于静平衡位置Δx和Δy泰勒的动态位移(Taylor)位移后的油膜力为:

  

  

??? 式中：Px、Py――轴颈中心位移后的油膜力；Pxj、Pyj――平衡位置的油膜力。八个系数由公式(1)定义

  

  

??? 式中：Kij――轴承刚度系数，i.j=x.y

  

??? Cij――轴承的阻尼系数，i.j=x.y；

  

??? Kij?Cij――称为轴承的动态特性系数。

  

??? 从上面可以看出，滑动轴承的动态特性系数是静平衡位置的函数，即偏心率ε和偏离角θ的函数。

  

??? 水平和垂直方向动态位移相对静平衡位置的油膜力和增量的重量为：

  

??? ΔPx=Px-Pxj

  

??? ΔPy=Py-Pyj (3)

  

??? (1)和(2)

  

?? (4)多油楔动压滑动轴承中任何油楔油膜力增量表达式。中下角标记i表示任何固定的油楔。

  

??? 如果固定瓦有S个油楔，轴承油膜力的增加为：

  

  

??? 式中：

  

  

??? 类型(5)和类型(6)分别是多油楔动压滑轴承油膜力增量和动态特性系数的表达式。

  

??? 3 动压滑动轴承动特性系数

  

  

图4

  

?? 从图4可以看出，作用于轴颈的油膜力沿线OA和OB方向的重量是

  

  

??? 式中，P―平衡位置的油膜力(N/m静态平衡方程可以解决2)。

  

??? 油膜力合力为：

  

  

??? 油膜力P在静平衡位置与外载荷F平衡，PA、PB、F

  

  

?

  

?图5

  

??? 三者形成封闭关系图5

  

??? tgθ=PA/PB (9)

  

??? 动态特征系数相似(2)，定义极坐标系AOB为：

  

??? 油膜力增量在极坐标AOB下面可以说：

  

??? 结 论

  

??? 1.动压滑动轴承的动态特征系数是静态位置的函数，即偏心率ε和偏位角θ的函数。

  

??? 2.交叉刚度是刺激系统不稳定的主要因素之一。当外部阻尼为零时，系统的特征值实际上大于零，因此交叉刚度刺激系统不稳定。

  

??? 3.保证主轴轴承系统稳定的条件是系统的所有特性值必须小于零。