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发布时间:2019-05-01

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  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。

  动压滑动轴承是靠主轴以足够高的角速度ω旋转,将一定粘度的润滑剂带入收敛的多油楔中,形成压力油膜承受载荷。油膜厚度取决于油楔形状,油楔形状是在轴瓦内壁上加工出曲线油槽,固定瓦有阿基米德曲线(a)),有偏心园弧曲线(b)),活动瓦块挠支点B摆动能自动调整间隙,形成油楔(图1 (c)).润滑剂在收敛的楔形间隙中流动,由于油层间的剪切应力作用,产生流体动力,使相对运动的两表面被油膜隔离,形成纯液体摩擦。

  动压滑动轴承具有结构简单,运转平稳,抗振阻尼好,噪声小,主轴系统强度和刚度大,轴承可靠性和承载能力高等特点。因此动压滑动轴承广泛应用于机床主轴和其他行业的机器设备中。

  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,使轴颈中心O产生偏离至Oj,偏离位置常用偏心率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。

  若外载荷F是不随时间变化的稳定载荷,则轴颈中心Oj在轴承中的位置是不变的,并处于某一偏心率ε和偏位角θ上,而轴承油膜力P施加给轴颈与外载荷F相平衡,这一位置Oj(ε、θ)称为静平衡位置。

  若轴颈在静平衡位置受到挠动(如切削材料硬度不均匀或主轴重量不平衡产生离心力等)时,轴颈中心Ojo(下角标“o”表示静平衡位置上的值,下同)将在静平衡位置作微小位移如图3,轴颈中心Ojo位移到Od,Od为瞬时中心,用Δx和Δy表示,Od偏离Ojo的距离,称为动态位移,Od为轴颈的动态瞬时中心。

  将油膜力在静平衡位置对Δx和Δy动态位移作泰勒(Taylor)展开,并略去无穷小量,则位移后的油膜力为:

  由上可知,滑动轴承的动态特性系数是静平衡位置的函数,即是偏心率ε和偏离角θ的函数。

  (4)式中是多油楔动压滑动轴承中任一油楔油膜力增量表达式。式中下角标“i”表示任一固定油楔。

  式(5)、式(6)分别为多油楔动压滑轴承油膜力增量和动态特性系数表达式。乐橙国际官网

  图6是刚性主轴—轴承系统的力学模型,主轴中央装有质量为m的齿轮,主轴设想成无质量的刚性轴,支承在两个固定瓦动压滑动轴承上。

  由于轴是刚性的,因此,齿轮中心O与主轴中心重合于Oj,由于齿轮质量不均匀等原因,齿轮质心Od与几何中心产生偏移,偏心距为e,图示坐标系XOjoY选在齿轮中分面上,并与轴线垂直,y轴沿自重方向为正,为了得到系统在静平衡位置附近挠动方程,乐橙国际官网,设挠动后轴线始终保持平行,这样两端轴承的性能完全相同。当齿轮在静平衡位置受到挠动后,质心偏离Oj到Od位移转换关系为:

  设作用在主轴上的外部力为零,根据作用在轴颈上的油膜力增量和惯性力平衡,如图6(c)所示,可得到系统的运动方程为:

  上式为齿轮对主轴——轴承系统运动方程,它表明主轴在y向和x向的振动通过轴承的交叉刚度和交叉阻尼系数耦合在一起,方程右端项是齿轮的质量不平衡引起的不平衡激振力。

  若系统4个特征值的实部均小于零,式(24)表示的位移响应{q}总是随时间增加而不断衰减的,此时齿轮中心O挠其静平衡位置Oj的挠动轨迹如图7(a),表现为受挠动后齿轮中心Od距静平衡位置Oj越来越小,并最终回到原来的静平衡位置,这一平衡位置是稳定的。

  若至少有一个特征值实部大于零,挠动轨迹如图7(b),表现为受挠动后,齿轮中心Od偏离静平衡位置Oj越来越大,这一位置是不稳定的。如果一个特征实部等于零,其他特征值均有负实部,式(24)的位移响应{q}的幅值保持不变,齿轮中心Od挠动为一幅值不变的封闭轨迹图7(c),这一位置为稳定的边界状态。

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

  2.交叉刚度是激发系统不稳定的主要因素之一,当外部阻尼为零时,系统有一个特征值实部大于零,故交叉刚度激发系统失稳。