动静压轴承稀油站分析与研究

高上进 李 辉 张 巍

动静压轴承稀油站分析与研究

高上进 李 辉 张 巍

（武昌工学院 机械工程学院，武汉 430065）

本文主要通过传统计算方法与现代计算机软件模拟的方法，分析装有动静压轴承的稀油润滑系统——高低压稀油站管道内部油液的流动情况。运用Solidworks插件Flow simulation分析球阀阀体内部流场，结合计算结果得出：在高低压稀油站中，可以通过适当缩小系统管径，提高球阀许用压力来实现缩小稀油站占地面积，降低经济成本，同时也不影响机械设备的正常工作。

动静压轴承 高低压稀油站 Solidworks 球阀

轴承作为机床转子系统中的关键部件，它的可靠性、精度、性能关系到整套设备的正常运行。动静压轴承广泛运用在高速运动的机械设备中，如磨床、高速纸机、风机。在这类设备中，为降低轴承内部的磨损，提高机械设备的加工精度和使用寿命，工业上常用高低压稀油润滑系统对其进行润滑。稀油站是稀油润滑系统的心脏，但是由于本身组成元件数目多，占地面积大。本文以风机主轴承为润滑的工况条件，运用理论计算法和现代计算机模拟分析的方法，分析得出稀油润滑系统内部油液的流动情况，为提高经济效益提供参考依据。

1 高低压稀油站概述

本文以为风机主轴承提供润滑的GXYZ-10/160A高低压型稀油站作为参考进行阐述。设备有高低压两个油泵，高压油泵用于风机主轴承启动和停止时，低压油泵用于工作时。技术规格参数见表1。

表1　技术规格

2 稀油润滑系统优化设计及参数分析

2.1 优化设计假设

假设能否像其他类型稀油站一样，通过缩小管道尺寸，从而节约稀油站的使用成本，提高经济效益。而此假设一定是在满足高低压稀油站仍能对风机提供良好的润滑前提下进行的，即保证高低压稀油站对风机轴承提供油液的压力与流量不变。

下面进行参数分析，探讨将稀油润滑系统管道由DN50mm缩小到DN40mm，是否可以保证稀油站对风机轴承的正常润滑。由于高低压稀油站工作的特殊性，即风机主轴启动和停止，正常工作时启动不同的油泵。因此需要分别探讨说明。

2.2 速度参数分析

下面就两种情况计算分析稀油润滑系统管道内部润滑油平均流动速度。

正常工作时，低压泵工作，润滑系统管道内的流量、平均速度、内径的计算关系如式（1）所示。

式中，V为管道内油液平均速度（m/s）；Q为管道内流量（m3/s）；D为管道内径（m）；Q取160×10-3/60(m3/s）；π取3.142。

D=50mm时，得V为1.358m/s；D=40mm时，得V为2.122m/s。

雷诺数Re可以用式（2）计算得出。

式中，V为管道内油液流动的平均速度(m/s）；D为管道内径（m）；v为油液的运动黏度（m2/s）。查表得N150机械油的运动黏度为v=1.04×10-4（m2/s）。

D=50mm时，得Re=653；D=40mm时，得Re=816。

在电机启动或停止时，高压泵工作，此时系统管道内的流量为Q=10（L/min）,同理可得在D=50（mm）时，管道内平均速度为V=0.08（m/s）,相应的雷诺数Re=41；在D=40（mm）时,管道内平均速度为V=0.13（m/s），相应的雷诺数Re=51。

对于计算结果的相关说明。由平均速度的计算结果可知：正常工作时，速度由V=1.358（m/s）提高到V=2.122 （m/s）；在风机主轴启动或停止时，速度由V=0.08（m/s）提高到V=0.13（m/s），由表2可知，速度均在管道允许的速度范围内。

表2　管内允许速度

在理论的计算中，常用临界雷诺数Recs来作为判断流体流动状态的依据，小于临界雷诺数则为层流，大于临界雷诺数则为紊流。通过查液压相关技术手册，得到圆形截面的临界雷诺数为2000，滑阀截面为260。根据上面关于不同情况下雷诺数的计算结果，均小于临界雷诺数，故可判断油液在稀油系统管道由50mm缩小到40mm后的流动状态仍为层流，油液在管道中流动稳定，对稀油系统工作影响不大。

而在油液经过球阀时的流动状态与在油管中的状态有所不同。当高压泵工作时，油液流经球阀时雷诺数均小于临界雷诺数260，为层流；当低压泵工作，油液流经球阀的状态为紊流。由紊流特点可知油液在阀内流动不稳定，造成球阀处压力分布不规则，经验可知这种压力分布的不规则必然会引起油液的压力在某一瞬间急剧升高，形成较大的压力峰值，即液压冲击。至此，将稀油系统管道缩小是否可行这一问题的焦点在于油液在阀内的紊流状态对球阀造成的液压冲击是否超出阀体的正常工作压力范围。

2.3 液压冲击参数分析

发生液压冲击管道系统的压力峰值有时要比正常工作压力高好几倍，大大降低液压传动的精度与阀的寿命，甚至影响系统的正常工作。因此要尽量减少液压冲击。由管道中产生液压冲击时的能量守恒定律可得，液压的动能转化为液压的压力能，便可计算出液压冲击时在阀门处压力的升高值Δpmax。具体见公式（3）。

式中，A为管道截面积；l为管道长度；v为管道内流体流速；ρ为密度；K'为流体的等效体积弹性模量；Δpmax为液压冲击时压力升高峰值。

由（3）式可得Δpmax，Δpmax如式（4）所示。

查表知，K'=15.6×108Pa，ρ=900kg/m3，v=2.122m/s。将数据代入式（4），得Δpmax=2514368.54Pa≈2.51MPa。

3 阀门内部油液流动计算机模拟

利用计算机模拟的方法，观察球阀内部压力分布，再结合液压冲击，确定阀门处所承受的最后压力。

计算机模拟采用的流体模拟分析工具为Solid work软件中自带的专业流体分析插件——Solidwork Flow simulation。球阀用Solidworks建模，材料为不锈钢。启动Flow simulation插件，新建流体机械油N150，温度设为40摄氏度，密度为900kg/m3，动力粘度设为u=1.23Pa·s。设置初始条件，压力设为0.4MPa，初始速度为2.122m/s。速度流入方向为垂直截面方向，选定静压力所在球阀内的区域，然后选定求解目标进行击求解。查看的数据有如图1所示阀体前示面流体的静压力，图2所示阀门内部流体的静压力和速度的表面积图。

图1　阀体前示面上静压力分布图

图2　阀体内部速度与静压力表面积图

由Solidwork软件模拟的结果图2显示阀体内部最大的静压力为405174Pa，结合上面计算的液压冲击对阀门处的最大液压冲击，得到阀门处所承受总的压力为P总= 2.51MPa+405174Pa≈2.92MPa。则根据结果选用的阀门公称压力参数为：PN=4MPa。

4 总结

通过上述的分析，缩小稀油润滑系统会导致管道内部油液的速度变大，对阀门的压力变大，但在高压系统管道内部的流体流动状态仍为层流，不影响稀油站的润滑效果，在低压系统通过提高阀门的承压压力的范围，很好地解决了对阀门压力增大的问题，从而缩小了稀油站的占地面积，节省材料，降低生产成本，获得了经济效益。

[1]闻邦椿.机械设计手册单行本：液压传动与控制[M].北京：机械工业出版社，2014.

[2]巴鹏，邹长星.XYZ-100稀油站系统管径优化可行性分析[J].润滑与密封，2009，（8）.

Analysis and Research on the Oil Station of Dynamic and Static Pressure Bearing

GAO Shangjin,LI Hui,ZHANG Wei
(Wuchang Institute of mechanical engineering, Wuhan 430065)

This paper mainly analyzes the flow of the fluid in the fluid of the high and low pressure thin oil station, which is based on the traditional calculation method and the modern computer software simulation. Solidworks Flow simulation analysis of the internal flow field, combined with the calculation results: in the high and low pressure dilute oil station, can be appropriate to reduce the diameter of the system, improve the valve to achieve the use of pressure to achieve the reduction of oil station area, reduce economic costs, but also does not affect the normal operation of machinery and equipment.

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