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?引 言

  

??? 現(xiàn)代制造技術(shù)的發(fā)展對(duì)機(jī)床的切割速度和精度要求越來(lái)越高。動(dòng)態(tài)性能對(duì)適應(yīng)高速旋轉(zhuǎn)主軸的動(dòng)壓滑動(dòng)軸承有很大影響。首先，動(dòng)壓滑動(dòng)軸承為主軸系統(tǒng)提供了足夠的阻尼，以確保主軸的穩(wěn)定運(yùn)行；其次，軸承彈性降低了主軸的實(shí)際臨界速度，交叉剛度是導(dǎo)致系統(tǒng)不穩(wěn)定的主要因素之一。因此，動(dòng)壓滑動(dòng)軸承的動(dòng)態(tài)性能分析和計(jì)算是設(shè)計(jì)具有良好動(dòng)態(tài)性能的機(jī)床主軸系統(tǒng)的必要條件。

  

???

  

??? 根據(jù)潤(rùn)滑劑的不同，動(dòng)壓滑動(dòng)軸承分為液壓滑動(dòng)軸承和氣壓滑動(dòng)軸承。多油楔液壓滑動(dòng)軸承常用于機(jī)床主軸。

  

  

??? 動(dòng)壓滑動(dòng)軸承以足夠高的角度依靠主軸ω旋轉(zhuǎn)，將一定粘度的潤(rùn)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的內(nèi)壁上加工曲線油槽，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(dòng)瓦撓支點(diǎn)B擺動(dòng)能自動(dòng)調(diào)節(jié)間隙，形成油楔(圖1(c)).潤(rùn)滑劑在收斂的楔形間隙中流動(dòng)。由于油層之間的剪切應(yīng)力，流體動(dòng)力產(chǎn)生，相對(duì)運(yùn)動(dòng)的兩個(gè)表面被油膜隔離，形成純液體摩擦。

  

??? 動(dòng)壓滑動(dòng)軸承具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、運(yùn)行平穩(wěn)、抗振性好、噪聲低、主軸系統(tǒng)強(qiáng)度剛度高、軸承可靠性高、承載能力高等特點(diǎn)。因此，動(dòng)壓滑動(dòng)軸承廣泛應(yīng)用于機(jī)床主軸等行業(yè)的機(jī)械設(shè)備中。

  

??? 2 動(dòng)壓滑動(dòng)軸承動(dòng)態(tài)工作狀態(tài)分析

  

??? 圖2是機(jī)床主軸固定三油楔動(dòng)壓滑動(dòng)軸承的原理圖。在軸頸上作用外部載荷F，使軸頸中心O產(chǎn)生偏離至Oj，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

  

??? 若外載荷F穩(wěn)定載荷不隨時(shí)間變化，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上，軸承油膜力P給軸頸和外載荷施加F這個(gè)位置相平衡Oj(ε、θ)稱為靜平衡位置。

  

??? 如果軸頸在靜平衡位置撓動(dòng)(如切削材料硬度不均勻或主軸重量不均勻產(chǎn)生離心力等。)，軸頸中心Ojo(下角標(biāo)“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(shí)中心Δx和Δy表示，Od偏離Ojo距離稱為動(dòng)態(tài)位移，Od是軸頸的動(dòng)態(tài)瞬時(shí)中心。

  

  

?????????????????????????????????????????????????????????????????????????????? 圖3

  

??? 將油膜力置于靜平衡位置Δx和Δy泰勒的動(dòng)態(tài)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(gè)系數(shù)定義為

  

  

??? 式中：Kij――軸承剛度系數(shù)，i.j=x.y

  

??? Cij――軸承的阻尼系數(shù)，i.j=x.y；

  

??? Kij?Cij――稱為軸承的動(dòng)態(tài)特性系數(shù)。

  

??? 從上面可以看出，滑動(dòng)軸承的動(dòng)態(tài)特性系數(shù)是靜平衡位置的函數(shù)，即偏心率ε和偏離角θ的函數(shù)。

  

??? 水平方向和垂直方向動(dòng)態(tài)位移相對(duì)靜平衡位置的油膜力和增量的重量為：

  

??? ΔPx=Px-Pxj

  

??? ΔPy=Py-Pyj (3)

  

??? 由式(1)和式(2)得

  

?? (4)式中是多油楔動(dòng)壓滑動(dòng)軸承中任一油楔油膜力增量表達(dá)式。式中下角標(biāo)“i表示任何固定的油楔。

  

??? 有固定瓦S軸承油膜力的增量為：

  

  

???? 式中：

  

  

??? 型(5)和型(6)分別是多油楔動(dòng)壓滑軸承油膜力增量和動(dòng)態(tài)特性系數(shù)的表達(dá)式。

  

??? 3

  

  

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/m2)，靜態(tài)平衡方程可以解決。

  

??? 油膜力合力為：

  

  

???油膜力在靜平衡位置上P與外載荷F平衡，PA、PB、F

  

  

?

  

?圖5

  

??? 三者形成封閉關(guān)系圖5

  

??? tgθ=PA/PB (9)

  

??? 動(dòng)態(tài)特性系數(shù)相似(2)，定義極坐標(biāo)系A(chǔ)OB為：

  

??? 極坐標(biāo)中油膜力增量AOB下可表示為：

  

???? 結(jié) 論

  

??? 1.動(dòng)壓滑動(dòng)軸承的動(dòng)態(tài)特征系數(shù)是靜態(tài)位置的函數(shù)，即偏心率ε和偏位角θ的函數(shù)。

  

??? 2.交叉剛度是刺激系統(tǒng)不穩(wěn)定的主要因素之一。當(dāng)外部阻尼為零時(shí)，系統(tǒng)的特征值實(shí)際上大于零，因此交叉剛度刺激系統(tǒng)不穩(wěn)定。

  

??? 3.保證主軸軸承系統(tǒng)穩(wěn)定的條件是系統(tǒng)的所有特性值必須小于零。