新型径向槽结构静压气体轴承静态特性研究*

2019-04-22

润滑与密封 2019年4期

(1.武汉科技大学冶金装备及控制教育部重点实验室湖北武汉 430081； 2.武汉科技大学机械传动与制造工程湖北省重点实验室湖北武汉 430081)

在超精制造装备中，运动支承用于运动部件的支承和导向，实现运动、力与能量的传递[1-3]。运动支承的性能直接决定了运动部件和制造装备的精度和性能。静压气体轴承不仅具有近零摩擦、无磨损、运动平稳等优点，而且契合了超精密制造装备对超精密、超洁净、高效率的要求，在长行程、高速、纳米精度运动支承中具有良好的应用前景[4-6]。随着大规模集成电路(IC)、微/纳机电系统(MEMS/NEMS)等超精密制造装备的速度、精度趋近极限，对静压气体轴承的承载能力和刚度等性能的要求也越来越苛刻。因此，高刚度和高承载能力的静压气体轴承研究，受到学者普遍关注并逐步成为研究热点和难点。

表面节流技术是提高静压气体轴承静态性能的重要方式之一，其基本原理是通过分布在静压气体轴承表面的均压腔和槽结构的节流效应改变气膜内部压力分布，从而改变静压气体轴承的静态性能。然而，表面节流的槽结构相对复杂，采用简化的雷诺方程已无法准确预测静压气体轴承的静态性能。计算流体动力学应用各种离散化的数学方法，实现了对流体力学各类问题的计算机数值模拟和分析，推动了表面节流技术的快速发展[7-9]。KOGURE等[10]采用小摄动法对T形槽轴承的动态特性进行了分析，并采用修正的有限差分法进行了研究，提出了高刚度静压气体轴承设计准则。NAKAMURA和YOSHIMOTO[11]从理论和实验两方面，探讨了带水平和垂直沟槽的矩形静压气体轴承的倾斜特性。KOBAYASHI[12]提出了可压缩气体流动模拟的多重网格方法，并分析了人字形静压气体轴承的动态性能。CHEN和LIN[13]采用阻抗网络法对X形槽矩形静压气体轴承的动态特性进行了分析，并采用修正的阻抗网络法分析了导轨几何误差对气膜间隙的影响。YOSHIMURA等[14]通过理论分析和实验，研究了T形槽静压气体轴承内部气膜流域及其气膜出口附近气体流域的流场特性，给出了静压气体轴承微振动的主要原因。CHEN等[15-17]采用standardk-ε模型研究了不同气腔腔型对静压气体轴承静态性能和动态性能的影响，研究表明，矩形腔的承载能力优于其他腔型。

目前国内外对矩形截面槽结构和气腔腔型的研究比较普遍，而对于径向槽结构对静压气体轴承静态特性的影响研究不足。为此，本文作者设计了一种径向槽结构静压气体轴承，其周向和径向截面分别呈椭圆弧形和扇形。通过建立径向槽结构的静压气体轴承的有限元模型，研究径向槽结构参数如长度、数目、角度、深度和供气压力对静压气体轴承承载能力、刚度和气体质量流量的影响。

1 径向槽结构静压气体轴承CFD模型

1.1 径向槽结构静压气体轴承

径向槽结构静压气体轴承为单孔节流圆形止推静压气体轴承，其周向截面和径向截面分别为椭圆形和扇形，如图1所示，压力为ps的高压气体经节流孔进入均压腔，然后向四周流动，气体分别沿着径向槽结构和支承面径向方向扩散，在静压气体轴承上表面和基座表面之间形成具有一定压力的薄膜，最后气体由静压气体轴承边缘排出，外部大气压力为p0。图1中，取静压气体轴承直径Df=50 mm，节流孔高度ht=0.3 mm，节流孔直径Dt=0.2 mm，均压腔直径Dp=3 mm，均压腔深度hp=0.1 mm；分别取径向槽结构直径De为10、30、50、70、90 mm，槽结构角度θe为2°、4°、6°、8°、10°，槽结构数目Ne为2、4、8、16、32，槽结构深度He为0.02、0.04、0.06、0.08、0.10 mm。图中hf为气膜厚度。

图1 径向槽结构静压气体轴承结构示意图

1.2 气体润滑控制方程

一般形式的Reynolds方程式[18]为

(1)

式中：p为气膜压力；h为气膜厚度；U为静压气体轴承上下表面的相对运动速度；μ为气体动力黏度；t为时间。

静压气体轴承承载能力和刚度分别为

(2)

(3)

1.3 径向槽结构静压气体轴承CFD模型

径向静压气体轴承是对称结构，为了减少静压气体轴承三维流场分析的计算量，建立其1/4模型，并将模型划成4个区域：节流孔计算域，圆形均压腔计算域，径向槽结构计算域和气膜计算域，如图2所示。左右两个剖面为对称边界条件；进口和出口分别为压力进口边界条件和压力出口边界条件，其压力值分别为ps和p0；其余均为无滑移无传热固体壁面。

图2 气体流场计算域示意图

为了保证径向静压气体轴承的计算精度，采用六面体结构网格划分气体计算流域，气膜厚度方向保证划分10层以上网格，均压腔、节流槽、节流孔区域及其过渡区域的网格进行加密处理，网格总数目大于200万，如图3所示。假定气体遵循理想气体定律，其密度随状态方程改变而发生改变，分子质量为0.029 kg/mol；比热容为1 010 J/(kg·K)；热导率为0.024 2 W/(m·K)。选择标准k-ε湍流模型和可压缩性气体模式。为了方便求解，可作如下假设：(1)气体黏度对压力的变化不敏感，气体黏度为1.79×10-5Pa·s；(2)气体润滑非常接近于等温过程，温度设置为25 ℃；(3)静压气体轴承气体流入质量与流出质量相等。

图3 静压气体轴承CFD模型

2 仿真结果及分析

2.1 槽结构深度对静压气体轴承静态性能的影响

设定静压气体轴承参数如下：De=70 mm，θe=6°，Ne=4，ps=0.5 MPa，研究槽结构深度对静压气体轴承静态特性的影响，结果如图4和图5所示。图4所示为不同槽结构深度与气膜厚度下的承载力曲线，可见，承载能力随气膜厚度增加而逐渐降低；相同气膜厚度下，承载能力随槽结构深度增加而增大。图5所示为不同槽结构深度与气膜厚度下的刚度曲线，可见，相同槽结构深度情况下，刚度随气膜厚度增加先增大后减小；槽结构深度不仅影响静压气体轴承最佳刚度，而且影响最佳刚度对应的气膜厚度，槽结构深度越大其最佳刚度对应的气膜厚度越大。

图4 不同槽结构深度静压气体轴承承载力随气膜厚度变化曲线

图5 不同槽结构深度静压气体轴承刚度随气膜厚度变化曲线

综上，槽结构深度影响静压气体轴承的承载能力和刚度。

2.2 槽结构半径对静压气体轴承静态性能的影响

设定静压气体轴承参数如下：θe=6°，Ne=4，he=0.10 mm，ps=0.5 MPa，研究槽结构半径对静压气体轴承静态特性的影响，结果如图6和图7所示。图6所示为不同槽结构半径与气膜厚度下的承载力曲线，可见，气膜厚度增加时其承载能力降低；相同气膜厚度时，静压气体轴承承载能力随槽结构半径增加先增大后减小。图7所示为不同槽结构半径与气膜厚度下的刚度曲线，可见，槽结构半径相同时，静压气体轴承刚度随气膜厚度增加先增大后减小；气槽结构半径影响静压气体轴承最佳刚度及其最佳刚度对应的气膜厚度，槽结构半径增加静压气体轴承最佳刚度对应的气膜厚度随之减小。

图6 不同槽结构半径静压气体轴承承载力随气膜厚度变化曲线

图7 不同槽结构半径静压气体轴承刚度随气膜厚度变化曲线

综上，增加静压气体轴承槽结构半径可以显著增大承载能力和刚度。

2.3 槽结构数目对静压气体轴承静态性能的影响

设定静压气体轴承参数如下：De=70 mm，θe=6°，he=0.10 mm，ps=0.5 MPa，研究槽结构数目对静压气体轴承静态特性的影响，结果如图8和图9所示。图8所示为不同槽结构数目与气膜厚度下的承载能力曲线，可见，随气膜厚度增加，承载能力降低；相同气膜厚度下，随槽结构数目增加，承载能力增加。图9所示为不同槽结构数目和不同气膜厚度下的刚度曲线。可知：随着槽结构数目增多，静压气体轴承刚度随之增大；槽结构数目对静压气体轴承最佳刚度幅值的影响显著，但对其最佳刚度对应的气膜厚度值影响较小。

图8 不同槽结构数目静压气体轴承承载力随气膜厚度变化曲线

图9 不同槽结构数目静压气体轴承刚度随气膜厚度变化曲线

综上，静压气体轴承槽结构半径的增加可以显著增大承载能力和刚度。

2.4 槽结构角度对静压气体轴承静态性能的影响

设定静压气体轴承参数如下：De=70 mm，Ne=4，he=0.10 mm，ps=0.5 MPa，研究槽结构角度对静压气体轴承静态特性的影响，结果如图10和图11所示。图10所示为不同槽结构角度与气膜厚度下的承载能力变化曲线，可见，承载能力随气膜厚度增加而逐渐减小；当气膜厚度相同时，静压气体轴承承载能力随着槽结构角度增大而提高，但变化幅度不显著。图11所示为不同槽结构角度与气膜厚度下的刚度变化曲线，可见，静压气体轴承刚度随气膜厚度增加先增大后减小。

综上，静压气体轴承槽结构角度影响静压气体轴承承载能力和刚度。

图10 不同槽结构角度静压气体轴承承载力随气膜厚度变化曲线

图11 不同槽结构角度静压气体轴承刚度随气膜厚度变化曲线

2.5 供气压力对静压气体轴承静态性能的影响

设定静压气体轴承参数如下：De=70 mm，θe=6°，Ne=4，he=0.10 mm，研究供气压力对静压气体轴承静态特性的影响，结果如图12和图13所示。图12所示为不同供气压力情况下承载能力随气膜厚度变化曲线，可见，随气膜厚度增加，承载能力降低；当气膜厚度相同时，提高供气压力可以提高静压气体轴承承载能力，且变化幅度显著。图13所示为不同供气压力下静压气体轴承刚度随气膜厚度变化曲线，可见，供气压力相同时，随气膜厚度增加，刚度先增大后降低；相同气膜厚度下，随供气压力增加，刚度显著增大；供气压力对静压气体轴承最佳刚度影响显著，但对其最佳刚度对应的气膜厚度影响不大。

综上，提高静压气体轴承供气压力可以显著增大承载能力和最佳刚度。