微孔节流器静压气体止推轴承性能分析*

罗舒元 刘 波 赵晓龙 董 皓 张君安

(西安工业大学机电工程学院 陕西西安710021)

静压气体轴承是以气体作为润滑介质的一种轴承，当外部压缩空气由节流器进入轴承与支撑表面的间隙内，在间隙内形成具有一定刚度和承载能力的气膜，依靠气膜为轴承提供支承，从而实现运动副之间的无摩擦状态[1]。节流器作为影响静压气体轴承性能的重要部件，可分为小孔节流器、环面节流器、狭缝节流器、多孔质节流器等类型[2-3]。其中孔式节流器结构简单、加工方便，整体性能相对稳定，成为了众多学者的研究对象。

MIYATAKE和YOSHIMOTO[4]通过数值计算的方法对节流孔径0.05 mm及不同孔数的环形止推静压气体轴承的性能进行了分析，采用计算流体动力学(CFD)方法确定了小进料孔的流量系数，并采用有限差分法(FDM)对轴承进行了分析。NISHIO等[5]采用数值计算和实验的方法，分析了采用孔径0.05 mm节流孔的静压气体轴承的性能，并与带均压槽的复合节流器性能进行对比，同时还分析了轴承表面粗糙度对轴承性能的影响。程志勇等[6]采用MatLab软件分析了气膜厚度、供气孔直径以及节流孔个数对小孔节流静压气体轴承的压力分布和承载力的影响。于贺春等[7]提出了一种0.01 mm微孔节流气体静压止推轴承，基于Fluent软件，在保证总节流面积相同情况下，通过改变气膜厚度、节流孔深度，对比研究了狭缝和微孔节流的性能。赵晓龙等[8]运用Fluent对小孔节流空气静压轴承模型进行完整的N-S方程求解，并加入湍流模型，分析小孔节流的真实流场特性。孔中科等[9]采用数值模拟方法研究了气体静压轴承设计参数与气锤振动现象的内在关系，分析了气锤振动现象。

目前研究的绝大多数孔式节流静压气体止推轴承，其节流孔孔径均远大于气膜间隙。而对于节流孔径与气膜间隙在同一数量级的静压气体止推轴承性能研究，目前仅对单一孔径下不同结构和不同孔数的性能进行对比，没有对不同孔径下微孔节流静压气体止推轴承的性能进行研究。随着加工技术的提升，已经完全可以通过激光或者小钻头等方式加工出和气膜间隙在同一数量级的节流孔，因此对此类微孔节流静压气体止推轴承的流场进行研究是十分有意义的。

本文作者建立了一种与气膜间隙在同一数量级的微孔节流静压气体止推轴承模型，应用CFD软件进行仿真，将仿真结果与环面节流进行对比，探究微孔节流方式下供气压力、气膜间隙、孔径对轴承静态特性的影响。

1 微孔节流静压气体止推轴承模型建立

图1所示为微孔节流静压气体止推轴承物理模型，轴承半径为R，节流孔微孔直径为d，节流孔深为H，气膜间隙为h，供气压力为p0，压缩空气从进气口进入，通过节流孔在承载面产生气膜，最终流向外界环境[10]。

图1 微孔节流静压气体止推轴承结构示意

2 CFD仿真分析

2.1 网格划分

采用轴承半径R=7.5 mm，节流孔深H=0.2 mm，气膜间隙h=7 μm，节流孔直径d=0.03 mm的模型进行网格划分。

在Solidworks中建立模型导入ICEM中进行网格划分。ICEM作为仿真软件的前处理器，可进行模型建立和网格划分，生成网格满足Fluent仿真软件的计算要求。网格的质量决定着计算的精度和结果分析的准确性[11]，由于静压气体轴承的工作气膜间隙很小，故在网格划分中很难自动划分。为了使计算结果更加准确，对于气腔模型须进行结构化网格划分，并将模型设置为入口、出口、壁面3个part后输出网格。图2所示为整体气腔网格。

图2 微孔节流静压气体止推轴承网格

2.2 控制方程及环境变量设置

气体为理想气体，由于气体在气膜内停留时间极短，因此假设流动过程是绝热的，没有热量交换。且忽略壁面粗糙度的影响[12]。为了使计算结果更准确，选用k-ε湍流模型进行仿真。其表达式为

(1)

式中:k代表湍动能；ε代表湍流耗散率；μT代表黏性系数；Pk代表湍动能生成项。

利用Fluent直接得到气膜厚度为h时的承载力后，根据公式(2)可计算出气膜的刚度。

(2)

式中：K为静态刚度(N/μm)；w为静态承载力(N)；h为气膜厚度(μm)；Δh为气膜厚度增量(μm)。

模型仿真采用的环境变量参数如表1所示。

表1 模型仿真环境变量参数

3 仿真结果及分析

3.1 微孔节流与环面节流仿真对比分析

文中研究的微孔节流静压气体止推轴承的节流孔模型为垂直通孔，且孔径和气膜间隙在同一数量级；而环面节流其结构也为垂直通孔，出口处均不设置气腔，但环面节流方式的节流孔直径远大于气膜间隙。2种节流方式采用表2所示模型参数进行仿真，采用k-ε湍流模型，入口压力p=0.5 MPa,其余环境变量均一致。

表2 微孔节流与环面节流模型参数 单位:mm

图3所示为不同节流器轴承模型仿真压力云图。可以看出，无论是环面节流还是微孔节流孔出口处均有一个压降，压力最低点出现在出口边缘气膜上壁面处，气膜上下壁面出现压力差。由于微孔节流器孔径和气膜间隙相差不大，节流孔出口处阻抗较小，因此压降较为平缓。由于环面节流器孔径远大于气膜间隙，节流孔出口处阻抗较大，因此压降较为剧烈，之后压力回升，最终气膜间隙上下壁面压力趋于一致。

图3 不同节流器轴承模型仿真压力云图

图4所示为不同节流器轴承模型仿真速度流线图。可以看出，由于微孔节流器孔径和气膜间隙相差不大，速度沿气体流动方向逐渐降低，因此微孔节流器速度最大处在节流孔内，节流孔出口处速度变化较为平缓；而环面节流器孔径远大于气膜间隙，节流孔出口处阻抗较大，压力骤降，因此在节流孔出口处速度出现一个激增，激增处速度最大，之后逐渐降低。

图4 不同节流器轴承模型仿真速度流线图

图5示出了2种不同节流方式轴承的静态性能对比。可看出，2种节流方式轴承的承载力随着气膜间隙的增大而减小，但微孔节流器的轴承承载力略小于环面节流器；2种节流方式轴承的刚度都随着气膜间隙的增大呈现先增大后减小的趋势，其中微孔节流器在气膜间隙5 μm附近刚度最大，环面节流器在7 μm附近刚度最大，且微孔节流器轴承的最大刚度明显大于环面节流器。

图5 不同节流方式轴承的静态性能对比

3.2 不同孔径下气膜间隙对轴承承载力的影响

选定节流孔深度H为0.2 mm，轴承直径D为15 mm，气膜间隙h分别取1、2、3、5、7、10、15、20、25、30 μm，供气压力取0.5 MPa，微孔直径d分别取0.02、0.03和0.04 mm,探究轴承在不同孔径下气膜间隙对轴承静态性能的影响。

图6(a)显示的是不同孔径下气膜间隙对轴承承载力的影响曲线。可看出，相同孔径下，轴承承载力均随着气膜间隙的增大而减小，最终承载力趋于一致；当气膜间隙在3～5 μm时承载力下降迅速，之后下降趋于平缓；在同一气膜间隙下，孔径越大其承载力也越大。图6(b)显示的是不同孔径下气膜间隙对轴承刚度的影响曲线。可看出，相同孔径下，轴承的刚度均随着气膜间隙的增大先增大后减小，且峰值的位置基本在气膜间隙4 μm左右。其中孔径0.02 mm的轴承峰值处刚度最大，当气膜间隙h>7 μm 时节流器孔径0.04 mm的轴承刚度最大。从图6(c)可以看出，孔径越大耗气量越大，耗气量也随气膜间隙的增大而增大。综合考虑承载力、耗气量、刚度等因素，孔径在0.03 mm左右时轴承性能最佳。

图6 不同孔径下气膜间隙对轴承特性的影响

3.3 不同供气压力下气膜间隙对轴承承载力的影响

选定节流孔深度H为0.2 mm，轴承直径D为15 mm，节流孔径d取0.03 mm，气膜间隙h分别取1、2、5、7、10、15、20、25、30 μm，供气压力分别取0.4、0.5、0.6 MPa，探究轴承在不同供气压力下气膜间隙对轴承静态性能的影响。

图7(a)显示的是不同供气压力下气膜间隙对轴承承载力的影响曲线。可看出，相同供气压力下，轴承承载力均随着气膜间隙的增大而减小，但气膜间隙增大至一定值时，承载力下降趋势逐渐缓慢；在相同气膜间隙下，供气压力越大其承载力也较大，但不同供气压力下的差值随着气膜间隙逐渐增大而减小，最终趋于一致。图7(b)显示的是不同供气压力下气膜间隙对轴承刚度的影响曲线。可看出，相同供气压力下，轴承刚度均随着气膜间隙的增大先增大后减小，且峰值的位置基本一致；在相同气膜间隙下，供气压力越大其刚度也越大，当气膜间隙为5 μm时刚度最大，之后刚度逐渐减小并趋于一致。从图7(c)可看出，相同供气压力下，随着气膜间隙增大，耗气量也逐渐增大；在相同气膜间隙下供气压力越大耗气量越大。

图7 不同供气压力下气膜间隙对轴承特性的影响

4 结论

(1)微孔节流和环面节流2种节流方式在节流孔出口处均有一个压降；微孔节流器相对于环面节流器在节流孔出口边缘处的速度和压力变化都较为平缓；微孔节流器的速度最大值出现在气孔内，而环面节流器的速度最大值出现在节流孔出口处，速度变化有一个激增，微孔节流方式的刚度和稳定性都相对环面节流均有所提升。

(2)轴承承载力会随着气膜间隙的增大而减小；微孔节流器孔径越大在相同气膜间隙下其承载力和耗气量也越大，而0.02 mm孔径的刚度最大。

(3)供气压力越大微孔节流器承载力、耗气量和刚度都越大，在气膜间隙为5 μm时其静态性能最佳。