液体静压主轴系统承载特性分析及优化设计 精品_毕业论文

轴改 装 费用 ， 到 ５万元 ， 购 置一 台 Ｍ２２ 不 而 １０型 高精
参 考文献 ：
内圆磨床则需 ２ Ｏ多万元 （ 均按 １９ 价计 ）在价格 ９０ ，
［］刘林祥 ， １ １ 姚家瑞． 现代设备 管理 【 】上 海 ： Ｍ． 上海科 学普及 出
（ ） 件材 料 ：Ｃ ｌ ， 度 ＨＲ ０—６ ； １试 Ｃ ｒ５ 硬 Ｃ６ ３ （ ） 件 尺 寸 ： 径 中 ７ ／， ２ 试 外 ２ｍｎ 内径 ５ ８ｍｍ，
跳动及轴 向窜动力可达 ≤０ ０ ｒ）但往往需要增 厚 度 ２ Ｌ ； ． ２ｌ ， ０ ｎｆ １ ０Ｉｎ Ｔ ｒ （） ３ 磨削砂轮 ：０ 粒度铬 刚玉陶瓷砂轮 ； １０ （） ４ 砂轮主轴转速 ： ０ ／ ｉ； ９ ０ ｍｎ ０ ｒ
轴承进行适 当的维修和调整 。
经上述分析对 比，我们决定采用北京北航精密 机 电有限公司生产 的 Ｌ Ｍ ０／一 ２ Ｎ １０ １Ｎ型液体 动静压 Ｌ 混合轴承主轴 的功能部件 ， 对床主轴进行技术改造。
３ 液体 静压轴 承结构形式 分析
液体静压轴承 ，借助 于外界液压系统供给用 以 ５ 改装 后试件精磨条 件及精磨精度
损坏 。液体静压轴承的这一些缺点 ， 限制 了其在生产 （ ） 件夹 具 ： ６工 三爪 卡 盘 。 中 的广泛 应 用 。 ５２ 试 件 精磨 精 度 ．
４ 液体 动静压轴 承结构形式及效 果分析
试件精磨精度 即磨床工作精度 。 （ ） 圆度 ：． ３ｎｎ １椭 ００ ｕ ； ０
持性 ； 当主轴启动后 ， 依靠浅腔阶梯效应 ， 形成较 大的 ００ ｎ， ．１ ｌ且主轴能 自转 ， ｍ 即主轴被 油液浮起 在轴承 动压承载力 ， 大大地提高 了主轴刚度 ； 高压油膜 的均 的中心 ， 且轴心稳定性很好 ， 可证实该主轴前后轴承 化作用和 良好和抗振性 ， 保证 了主轴具有很高的旋转 孔具有很高的几何精度和同轴度 ，又由于油膜 的均 精度和运转平稳性 （ 如图 ２ 所示 ） 。 化作用 ， 而保证主轴具有高的回转精度 ， 从 主轴径 向

自补偿液体静压轴承静/动态特性有限元分析作者：佐晓波尹自强王建敏李圣怡来源：《湖南大学学报·自然科学版》2014年第01期摘要：对一种新型的自补偿双锥面液体静压轴承进行了理论和实验研究.介绍了自补偿双锥面液体静压轴承结构与工作原理，采用小扰动法建立了其润滑油膜的理论模型，自补偿节流公式中计入了转子移动对节流间隙的影响.采用有限元方法求解了轴承的承载力、流量、刚度和阻尼系数，通过对承载力的测试验证了模型的可行性.结果表明：自补偿双锥面液体静压轴承比同条件下固定节流静压轴承的径向承载力高，且其在较小载荷下工作时具有较高刚度.关键词：液体静压轴承；自补偿；静态特性；动态特性；有限元；小扰动方法中图分类号：TH133.3 文献标识码：A液体静压轴承具有承载力大，刚度高，阻尼特性好和磨损小等一系列优点，在精密机床主轴、导轨和转台等基础设备中有着广泛的应用.节流器对静压轴承的静、动态性能具有重要影响.常用的轴承节流器包括小孔、毛细管、狭缝等固定节流器和薄膜等可变节流器，其在现有文献中有较深入的研究.Chen等[1]对毛细管节流静压轴承性能进行了理论研究，郭力等[2]则对毛细管节流的大型动静压轴承进行了实验研究， Chen等[3]以及 Nicodemus和Sharma[4]研究了小孔节流静压轴承性能，结果均表明节流参数的选择对轴承性能具有重要影响.Sharma等[5]研究了狭缝节流轴颈轴承，指出其失稳速度比毛细管和小孔节流轴承高.郭力等[6]则提出一种圆隙缝节流静压轴承，计算表明其性能优于传统狭缝节流轴承.Singh等[7]和Brecher等[8]研究了薄膜节流多腔静压轴承的特性.Gao等[9-10]分析了一种采用PM流量控制器的新型薄膜节流静压轴承的静态和动态特性.以上类型轴承，节流器的设计、制造往往较为复杂.自补偿节流轴承不使用节流器，采用自身结构实现节流，其性能介于固定节流和薄膜节流之间.夏恒青[11]和王瑜[12]分别对自补偿液体静压轴颈轴承的节流腔结构和动态性能进行了研究.Kane等[13]将节流间隙与承载间隙设计成呈角度相交的两段，制造了一种适用于转台的自补偿静压轴承.现有文献中对自补偿轴承的报道相对较少.本文设计了一种新型的自补偿液体静压轴承，采用小扰动理论建立了轴承计算模型，并采用有限元法计算了其静、动态特性.1自补偿静压轴承结构及其节流原理轴承结构示意图如图1（a）所示.轴承采用双锥面形式，主轴由两个圆锥零件和一个连接块组装而成，定子上安装节流环，由节流环的外表面与转子相应配合表面形成的间隙实现润滑油的节流，因不采用传统形式的节流器，所以称为自补偿静压轴承.图1（b）所示为轴承实物图.图2为定子结构示意图，圆柱型节流环外表面上加工有节流单元，其通过内部的油路与轴承表面的油腔连通，每个油腔对应一个节流单元.为适应超精密机床对轴承回转精度的要求，采用多油腔结构，可以有效均化制造误差对油膜厚度的影响.参考图1和图2说明节流原理.高压润滑油由供油口进入轴承与转子间的环形空腔，然后越过节流环端面进入节流间隙中，经节流单元产生一定的压力损失后进入轴承表面油腔.节流间隙对进入油腔的润滑油压力起到调节作用，从而使油膜压力适应载荷变动.当轴发生偏心时，轴承间隙减小一侧的节流间隙增大，使油腔前的压力损失减小而流量增大，从而使油腔压力升高，同理轴承间隙增大一侧油腔压力相应降低，两侧压力差产生油膜回复力.4结果与讨论图5所示为轴承无量纲承载力相对于无量纲位移的变化曲线，并与固定狭缝节流双锥面轴承在相同条件下进行了比较.由曲线看出：1）仿真结果与实验结果比较接近，但是因为轴承中含有各种制造误差，而且在高压下转子会发生向外变形增大实际间隙，这些因素均不利于轴承承载力，因而实测值比计算值小.为了更明晰地研究轴承性能，计算模型未将这些因素考虑在内.2）自补偿静压轴承的轴向承载性能与固定狭缝节流轴承相等，但是前者的径向承载力更大，当偏心率为0.5时比后者提高102.7%，说明与固定节流相比自补偿方式可以将承载力提高一倍.3）承载力随位移的变化呈现明显的非线性，尤其是当轴承径向受载时，非线性更加明显，这是由于转子径向运动时，节流间隙与轴承间隙同时变化造成的.4）圆锥面半顶角为50°条件下，所设计轴承的轴向承载能力更大，当无量纲位移为0.5时比径向承载力高出14.5%.图6所示为无量纲流量随无量纲位移的变化曲线.由图可以看出：1）转子在轴承中心位置时所需润滑油流量最大.2）轴承轴向受载工作时比径向受载所需的润滑油流量大，轴承在大偏心条件下工作时润滑油需求量明显降低，径向偏心率为0.5时轴承消耗润滑油流量比初始位置时降低32.6%.5结论本文设计并制造了一种新型的自补偿液体静压轴承，采用有限元方法求解扰动雷诺方程，得到了该轴承在低速条件下的承载力、流量、刚度和阻尼系数等静、动态特性参数，并采用实验方法实测了轴承的承载力.根据数值分析结果，可以得到以下结论：1）自补偿双锥面液体静压轴承与固定节流轴承相比，轴承承载力基本相当，径向承载力具有明显提高.2）自补偿双锥面液体静压轴承建模时需考虑转子运动对节流间隙的影响，所建立的模型能够有效计算自补偿轴承的特性.3）自补偿双锥面液体静压轴承在低载荷工作条件下具有较高的刚度，在重载荷条件下刚度在载荷方向有较大降低；径向阻尼随位移变化不大，而轴向阻尼随位移增大.参考文献[1]CHEN C， CHANG Y， LEE H， et al. The influences of capillary restriction and journal eccentricity on the stability of the rigid rotorhybrid bearing system[J]. Industrial Lubrication and Tribology， 2007， 59（1）： 46-51.[2]郭力，李波，朱均. 大型高速动静压轴承的试验研究[J]. 湖南大学学报：自然科学版，2000， 27（4）： 50-56.[3]CHEN C， KANG Y， HUANG C. The influences of orifice restriction and journal eccentricity on the stability of the rigid rotorhybrid bearing system[J]. Tribology International，2004， 37： 227-234.[4]NICODEMUS E R， SHARMA S C. Orifice compensated multirecess hydrostatic/hybrid journal bearing system of various gemetric shapes of recess operating with micropolar lubricant[J]. Tribology International， 2011， 44： 284-296.[5]SHARMA S C， KUMAR V， JAIN S C， et al. A study of slotentry hydrostatic/hybrid journal bearing using the finite element method[J]. Tribology International， 1999， 32： 185-196.[6]郭力，朱均. 圆隙缝动静压轴承承载刚度分析[J]. 湖南大学学报：自然科学版， 1996，23（3）： 103-108.[7]SINGH N， SHARM A S C， JAIN S C， et al. Performance of membrane compensated multirecess hydrostatic/hybrid flexible journal bearing system considering various recess shapes[J]. Tribology International， 2004， 37： 11-24.[8]BRECHER C， BAUM C， WINTERSCHLADEN M， et al. Simulation of dynamic effects on hydrostatic bearings and membrane restrictors[J]. Product Engineering Research and Development， 2007（1）： 415-420.[9]GAO D R. Theoretical analysis and numerical simulation of the static and dynamic characteristics of hydrostatic guides based on progressive mengen flow controller[J]. Chinese Journal of Mechanical Engineering， 2010， 23（6）： 709-716.[10]高殿荣，赵建华，张作超，等. PM流量控制器参数对液体静压导轨性能影响的研究[J]. 机械工程学报， 2011， 47（18）： 186-194.[11]夏恒青. 内部节流静压动静压支承中节流腔新结构及其不同布置时的支承性能[J]. 郑州工学院学报，1989， 10（2）：97-102.[12]王瑜.双列内节流液体静压轴承动态特性分析[J]. 哈尔滨工业大学学报， 1998， 30（1）： 43-45.[13]KANE N R， SIHLER J， SLOCUM A H. A hydrostatic rotary bearing with angled surface selfcompensation[J]. Precision Engineering， 2003，27：125-139.[14]颜运昌，王承翔.多油楔轴承动态特性的有限元分析[J].湖南大学学报：自然科学版，1996，23（4）： 82-86.[15]郭力，李波，伍毅刚. 动静压可倾瓦轴承有限元分析[J].湖南大学学报：自然科学版，1998，25（1）：31-36.。

a l .T e c h n o l o g i c a l A d v a n c e s i n H y d r a u l i c D r i v e T r a i n sf o r W i n d T u rb i n e s [J ].E n e r g y Pr o c e d i a ,2014,24:76‐82.[11] 杜静,秦月,李成武.风力发电机组传动链动力学建模与仿真分析[J ].太阳能学报,2015,35(10):1950‐1957.D u J i n g ,Q i nY u e ,L i C h e n g w u .D y n a m i c sM o d e l i n ga n dS i m u l a t i o n A n a l y s i so f W i n d T u rb i n e D r i v e T r a i n [J ].Ac t a E n e r g i a eS o l a r i sS i n i c a ,2015,35(10):1950‐1957.[12] 孙立华.标幺值表示方法探讨[J ].编辑学报,2010,22(3):200‐221.S u n L i h u a .D i s c u s s i o no n R e p r e s e n t a t i o nf o rP e r U n i t [J ].A c t aE d i t o l o gi c a ,2010,22(3):200‐221.(编辑 袁兴玲)作者简介:艾 超,男,1982年生㊂燕山大学机械工程学院讲师㊂主要研究方向为液压型风力发电机组㊂发表论文20余篇㊂闫桂山,男,1988年生㊂燕山大学机械工程学院硕士研究生㊂孔祥东(通信作者),男,1959年生㊂燕山大学机械工程学院教授㊁博士研究生导师㊂董彦武,男,1989年生㊂燕山大学机械工程学院硕士研究生㊂基于遗传算法的高速轧辊磨床磨头液体动静压轴承的优化设计吴怀超1,2令狐克均1 孙官朝1 李 哲1 张顺风11.贵州大学,贵阳,5500252.清华大学摩擦学国家重点实验室,北京,100084摘要:液体动静压轴承性能的好坏直接影响着整台磨床的磨削性能㊂针对一种可调节式的高速轧辊磨床磨头液体动静压轴承,分析了其结构特点和工作原理,并对其结构尺寸和工作参数进行了设计计算㊂在此基础上,以单位承载量下的总功率损失最小作为优化设计的目标函数,运用遗传算法对该轴承进行了优化设计㊂优化结果表明:优化后目标函数值从0.0808下降到0.0678,轴承的总功率损失由初始设计的766.9W 降低为642.6W ,功耗降低约16%,而且轴承的结构尺寸得到减小,其刚度亦得到明显的提高㊂由此可见,通过优化设计,不仅降低了轴承的制造成本,而且明显改善了轴承的综合性能㊂关键词:高速轧辊磨床;液体动静压轴承;优化设计;遗传算法中图分类号:T H 133.3 D O I :10.3969/j.i s s n .1004132X.2015.18.015O p t i m i z a t i o nD e s i g no fL i q u i dH y b r i dB e a r i n g i nG r i n d i n gH e a do fH i g h ‐s p e e dR o l lG r i n d e rB a s e do nG e n e t i cA l go r i t h m W uH u a i c h a o 1,2 L i n g h uK e j u n 1 S u nG u a n c h a o 1 L i Z h e 1 Z h a n g S h u n f e n g11.G u i z h o uU n i v e r s i t y ,G u i y a n g ,5500252.S t a t eK e y L a b o r a t o r y o fT r i b o l o g y ,T s i n g h u aU n i v e r s i t y ,B e i j i n g,100084A b s t r a c t :T h e p e r f o r m a n c e so f l i q u i dh y b r i db e a r i n g a f f e c td i r e c t l yg r i n d i n gpe rf o r m a n c e so f t h e w h o l e r o l lg r i n d e r .A i m i n g a t ak i n do f a d j u s t a b l e l i q u i dh y b ri db e a r i n g i n g r i n d i n g h e a do f h i g h ‐s pe e d r o l l g r i n d e r ,i t s s t r u c t u r a l c h a r a c t e r i s t i c s a n dw o r k i n gp r i n c i p l e sw e r e a n a l y z e d ,a n d i t s s t r u c t u r a l d i -m e n s i o n s a n dw o r k i n gp a r a m e t e r sw e r e c a l c u l a t e d .T h e n ,t h e l o w e s t t o t a l p o w e r l o s s p e ru n i t l o a d i n gc a p a c i t y w a s r e g a rde d a s a no b j e c t i v ef u n c t i o no f o p t i m i z a t i o nd e s ig n ,a n do p t i m i z a t i o nd e s i gno f t h e b e a r i n g w a s p e r f o r m e db a s e do n g e n e t i c a l g o r i t h m.O p t i m i z a t i o n r e s u l t s a r e a s f o l l o w s :o b j e c t i v e f u n c -t i o nv a l u e d e c r e a s e s f r o m0.0808t o 0.0678,t o t a l p o w e r l o s s o f t h e b e a r i n g de c r e a s e sf r o m766.9Wt o 642.6W ,a n d p o w e r c o n s u m p t i o n i s r e d u c e d a b o u t 16%;m o r e o v e r ,s t r u c t u r a l d i m e n s i o n s o f t h eb e a r -i n g a r e r e d u c e d ,a n d i t ss t i f f n e s s i so b v i o u s l y i m p r o v e d .T h e r e f o r e ,t h r o u g ht h eo p t i m i z a t i o nd e s i gn ,m a n u f a c t u r i n g c o s t o f t h eb e a r i n g i s r e d u c e d ,a n d i t s c o m p r e h e n s i v e p e r f o r m a n c e s a r e i m p r o v e do b v i -o u s l y.K e y wo r d s :h i g h ‐s p e e d r o l l g r i n d e r ;l i q u i dh y b r i db e a r i n g ;o p t i m i z a t i o nd e s i g n ;g e n e t i c a l g o r i t h m 0 引言高速㊁超高速磨削技术是面向21世纪的先进收稿日期:20150317基金项目:国家自然科学基金资助项目(51165002,51465008);清华大学摩擦学国家重点实验室开放基金资助项目(S K L T K F 12A 11);贵州省优秀青年科技人才培养对象专项资金项目(黔科合人字(2013)17号)制造技术,它的广泛应用使机械加工方法产生变革性的影响[1]㊂其中,磨头的轴承技术是高速㊁超高速磨削技术中最为关键的技术,它越来越受到广大学者的高度关注[2]㊂目前,高速㊁超高速机床较多采用的是陶瓷球轴承㊁磁悬浮轴承以及液体滑动轴承㊂陶瓷球轴承滚珠制造难度大㊁成本高,对拉伸应力和缺口应㊃6942㊃中国机械工程第26卷第18期2015年9月下半月Copyright ©博看网. All Rights Reserved.力敏感,在高速旋转时滚珠会产生很大的离心力和陀螺力矩,限制了它在高速精密机床上的应用[3‐5];磁悬浮轴承因为无机械接触,所以无磨损㊁能耗小㊁噪声小㊁寿命长㊁无需润滑,但造价昂贵,承载能力相对较低,常用于高速轻切削机床主轴系统[6‐8];液体滑动轴承分为液体静压轴承㊁液体动压轴承以及液体动静压轴承,其中,液体动静压轴承因兼有液体动压轴承和液体静压轴承的优点,在全速度范围内能保持很高的承载能力㊁油膜刚度㊁主轴回转精度以及很好的抗振性,而且,在主轴系统中采用冷却措施后,轴承温升和热变形都能得到有效控制,因而,在高速轧辊磨床上得到了较多的应用[9‐11]㊂传统液体滑动轴承的设计较多依赖经验和近似计算,并通过试验对比来寻求较优方案㊂对于高速轧辊磨床磨头液体动静压轴承的设计,本文首先设计该轴承各部分的基本结构,并确定其主要结构尺寸和工作参数,在此基础上,建立该轴承的优化设计数学模型,并运用遗传优化算法对其进行优化设计㊂1 高速液体动静压轴承的结构1.1 轴承的基本结构及工作原理根据高速轧辊磨床磨头的功能及结构需求,其液体动静压轴承采用轴承和轴承套配合的结构,并为了提高其应用范围和运行效率,轴承上设计有调节机构㊂该轴承的结构如图1所示㊂1.前调节盖2.前调节推板 34.轴承本体5.轴承套外螺纹7.密封圈 8.后调节盖内螺纹 10.后调节推板 11.轴承套回油孔13.轴承进油孔 14.15.前调节推板回油孔图1如图1所示,套6㊁前调节推板2㊁后调节推板和后调节盖9组成㊂轴承4板,制轴承本体在每个锥形肋板处发生凹陷变形,于是在轴承本体内壁和主轴之间形成8个楔形动压腔,此凹陷变形量和动压腔的形状和大小可以通过轴承本体和轴承套的配合程度来进行调节㊂轴承套两端均加有外螺纹5,分别与前调节盖1和后调节盖9上的内螺纹8配合,在此螺纹副的作用下,调节主要是通过拧动前调节盖和后调节盖,并通过前调节推板7或后调节推板10的推动来实现的㊂图1所示的高速液体动静压轴承中,最关键的部件是轴承本体,图2是轴承本体三维结构图㊂1.静压腔2.导流槽3.锥形肋板4.矩形肋板5.过油孔6.进油孔图2 高速液体动静压轴承本体的结构如图2所示,在轴承本体内部开设有4个静压腔和4个导流槽㊂其中,静压腔主要起两方面的作用:一是在启动时,向静压腔强力注入高压油,使主轴悬浮于轴承中间,避免发生干摩擦;二是在停车时,因4个静压腔存在有高压油,能有效减缓动压突然消失而在重力作用下出现的干摩擦㊂导流槽主要起加强油液进入轴承内壁后的流动和扩散作用㊂1.2 轴承的结构尺寸和工作参数图1所示的高速液体动静压轴承的基本结构尺寸及主要工作参数如表1所示㊂表1 轴承的基本结构尺寸及主要工作参数基于遗传算法的高速轧辊磨床磨头液体动静压轴承的优化设计 吴怀超 令狐克均 孙官朝等基于表1所示数据,为了进一步给后续轴承的优化设计提供所需参数,下面给出轴承的一些主要结构尺寸和工作参数的计算公式[11]㊂(1)每个静压油腔的有效承载面积A e:A e=2R(I+I a)s i n((θ1+θ2)/2)(1)其中,R为轴承的半径,I为油腔的轴向宽度,θ1为轴承油腔包角的一半,θ2=45°㊂根据各参数值,可计算出A e=5478mm2㊂(2)轴承的刚度J:J=6A e p s(β-1)c o sθ1/(h0β2)(2)其中,β为节流比,毛细管节流β取为2㊂根据各参数值,可计算出J=9.5×108N/m㊂(3)轴承的流量Q:Q=4R h30(L I a R I t+2θ1)p R/(6ηI a)(3)其中,p R为供油压力p s的一半;η为润滑油动力黏度,对于10号主轴油,在50℃时其动力黏度为η=0.0086P a㊃s㊂根据各参数值,可计算出Q=3.32L/m i n㊂(4)轴承的温升Δt:Δt=H t/(QρC v)(4)其中,H t为总功率;ρ为润滑油的密度;C v为润滑油的质量定容热容㊂H t的计算式为H t=H f+H p=(1+K)H p(5)式中,H f为摩擦功率;H p为泵功率,且H p=p s Q;K为功率比,K=H f/H p㊂将式(5)代入式(4),可得Δt=(1+K)p s/(ρC v)(6)根据各参数值,可计算出Δt=7.6℃㊂2 高速液体动静压轴承的优化设计上述对高速轧辊磨床磨头液体动静压轴承的设计仅是从功能的角度以及结构方面的需求来进行的㊂为了提高该轴承的使用性能,需要对其结构进行优化设计,为此,首先要构造该轴承优化设计的数学模型㊂2.1 优化设计的数学模型2.1.1 设计变量的选择图1所示高速液体动静压轴承中,相对宽度L/D直接影响其静态和动态性能;相对封油面尺寸I a/L和I t/D直接影响其有效承载面积㊁封油面上的动压效应以及摩擦功耗,并且影响通过封油面的流量大小和油腔之间的周向内部流动,从而对轴承的性能影响较大;轴承半径间隙h0对于泵功率H p和摩擦功率H f影响较大,当h0增大时,泵功率H p增大,H f减小㊂综上所述,选择L/D㊁I a/L㊁I t/D和h0作为设计变量㊂因而,设计变量可表述为X=[L/D I a/L I t/D h0]T(7) 2.1.2 目标函数的确定液体动静压轴承的发热和温升是影响磨头正常运行的关键因素,协调好轴承的承载性能和总功率损失之间的关系是其优化设计的核心,因此,以单位承载量下的总功率损失最小作为优化设计的目标函数,即F(X)=m i n(H t/W)(8)式中,W为承载量㊂H f的计算公式如下:H f=F f U(9)其中,F f为黏滞阻力,其计算式为F f=ηA f U/h0(10) U为轴颈处线速度,其计算式为U=2πn R/60(11)式(10)中,A f为轴承的有效摩擦面积,其计算式为[2]A f=(A L+A R/4)N(12)式中,A L为一个油腔四周封油面积;A R为一个油腔面积; N为油腔数目㊂将式(10)~式(12)代入式(9),可得H f=π2ηD2n2A f/(3600h0)(13)泵功率H p的计算公式如下:H p=p s Q=p s[4R h30(L I a R I t+2θ1)p R/(6ηI a)](14)承载量W即为轴承在稳态运行时候承受的外载荷,图1所示的高速轧辊磨床磨头液体动静压轴承在稳态运行下的承载量W为9488N㊂2.1.3 约束条件根据液体动静压轴承一般的设计规则,前述选取的设计变量的取值范围如下㊂(1)轴承宽径比L/D:0.8≤L/D≤1.2(15)(2)轴向封油面尺寸I a/L:0.1≤I a/L≤0.5(16)(3)周向封油面尺寸I t/D:0.1≤I t/D≤0.25(17)(4)半径间隙h0:0.02mm≤h0≤0.04mm(18) 2.2 数学模型的求解目前优化算法主要有复合形法㊁可变容差法和惩罚函数法等传统算法以及一些现代优化计算方法,包括模拟退火优化算法㊁遗传优化算法和神经网络优化算法等[12]㊂由于动静压轴承的数学模型是属于有约束的非线性数学模型,且目标函数问题比较复杂,因此本文采用遗传优化算法㊂遗传优化算法是一种求解复杂问题并具有自㊃8942㊃中国机械工程第26卷第18期2015年9月下半月Copyright©博看网. All Rights Reserved.适应㊁自组织和随机优化性质的算法,它的基本数学模型可表示为[13]F=f(C,E,P0,M,φ,Γ,Ψ,T)(19)式中,C为个体的编码方法;E为个体的适应度评价函数; P0为初始种群;M为种群大小;ϕ为选择算子;Γ为交叉算子;Ψ为变异算子;T遗传运算终止条件㊂根据遗传算法的基本思想和上述基本数学模型,结合图1所示的高速轧辊磨床磨头液体动静压轴承的结构特点,对该轴承采用遗传算法进行优化设计,流程如图3所示㊂图3 基于遗传算法的优化设计流程图根据上述流程图,在MA T L A B中编写程序,实现对该轴承的优化,其核心程序代码如下: m a x g e n=2000;s i z e p o p=20;p c r o s s=[0.4];p m u t a t i o n=[0.1];l e n c h r o m=[1111];b o u n d=[0.81.2;0.10.5;0.10.25;0.020.04];i n d i v i d u a l s=s t r u c t('f i t n e s s',z e r o s(1,s i z e p o p),'c h r o m', []);a v g f i t n e s s=[];b e s t f i t n e s s=[];b e s tc h r o m=[];f o r i=1:s i z e p o p;i n d i v i d u a l s.c h r o m(i,:)=C o d e(l e n c h r o m,b o u n d);x=i n d i v i d u a l s.c h r o m(i,:);i n d i v i d u a l s.f i t n e s s(i)=f u n(x);e n d[b e s t f i t n e s sb e s t i n d e x]=m i n(i n d i v i d u a l s.f i t n e s s);b e s tc h r o m=i nd i v i d u a l s.c h r o m(be s t i n d e x,:);a v g f i t n e s s=s u m(i n d i v i d u a l s.f i t n e s s)/s i z e p o p;t r a c e=[a v g f i t n e s sb e s t f i t n e s s];f o r i=1:m a xg e ni n d i v i d u a l s=s e l e c t(i n d i v i d u a l s,s i z e p o p);a v g f i t n e s s=s u m(i n d i v i d u a l s.f i t n e s s)/s i z e p o p;i n d i v i d u a l s.c h r o m=C r o s s(p c r o s s,l e n c h r o m,i n d i v i d u a l s.c h r o m,s i z e p o p,b o u n d);i n d i v i d u a l s.c h r o m=M u t a t i o n(p m u t a t i o n,l e n c h r o m,i n d i-v i d u a l s.c h r o m,s i z e p o p,[im a x g e n],b o u n d);f o r j=1:s i z e p o px=i n d i v i d u a l s.c h r o m(j,:);i n d i v i d u a l s.f i t n e s s(j)=f u n(x);e n d[n e w b e s t f i t n e s s,n e w b e s t i n d e x]=m i n(i n d i v i d u a l s.f i t-n e s s);[w o r e s t f i t n e s s,w o r e s t i n d e x]=m a x(i n d i v i d u a l s.f i t n e s s);i f b e s t f i t n e s s>n e w b e s t f i t n e s sb e s t f i t n e s s=n e w b e s t f i t n e s s;b e s tc h r o m=i nd i v i d u a l s.c h r o m(ne w b e s t i n d e x,:);e n di n d i v i d u a l s.c h r o m(w o r e s t i n d e x,:)=b e s t c h r o m;i n d i v i d u a l s.f i t n e s s(w o r e s t i n d e x)=b e s t f i t n e s s;a v g f i t n e s s=s u m(i n d i v i d u a l s.f i t n e s s)/s i z e p o p;t r a c e=[t r a c e;a v g f i t n e s sb e s t f i t n e s s];e n d在上述主程序中,首先对遗传算法的参数进行了初始化设置,设置进化代数为2000,种群规模为20,交叉概率选择0.4,变异概率选择0.1;然后设置优化设计变量的取值范围;最后初始化种群,调用目标函数子程序计算适应度,进行迭代寻优㊂在调用目标函数子程序时,选择㊁交叉和变异遗传算子被迭代计算,从而计算出适应度,进而代替上一次进化中的最好的染色体㊂如此循环迭代计算,记录了每一代进化中的最好的适应度,从而最终得到设计参数的优化结果㊂3 高速液体动静压轴承优化设计结果及其分析在MA T L A B软件中运行优化算法程序,得到了如表2所示的优化计算结果㊂由表2的优化结果可以看出:轴承的宽度优化后,其值变小,结构变小;半径间隙减小,轴承的流量由原来的3.32L/m i n变化到2.4L/m i n,轴承的流量减小,从而降低了泵功率的损失;摩擦功率也由原来的545.1W降低到482.4W,从而导致轴承的总功率由初始设计的766.9W降为642.6W,功耗降低约16%;优化后目标函数从0.0808下降到了0.0678㊂另外,轴承的刚度由原来的950MN/m 变化为1030MN/m,轴承的刚度有所提升,使得轴承的稳定性有所提高;轴承的温升由原来的7.6℃变化为8.8℃,优化前后温升变化为1.2℃,对轴承的性能影响较小㊂㊃9942㊃基于遗传算法的高速轧辊磨床磨头液体动静压轴承的优化设计 吴怀超 令狐克均 孙官朝等Copyright©博看网. All Rights Reserved.表2 高速液体动静压轴承优化计算结果参数初始值优化值轴承直径D(mm)100100轴承宽度L(mm)10080宽径比L/D10.8半径间隙h0(mm)0.03000.0274轴向封油面长度I a(mm)108.4周向封油面长度I t(mm)1010轴承刚度J(MN/m)9501030轴承流量Q(L/m i n)3.322.40轴承温升Δt(℃)7.68.8泵功率H p(W)221.8160.2摩擦功率H f(W)545.1482.4总功率H t(W)766.9642.6目标函数F(X)(W/N)0.08080.06784 结论针对一种高速轧辊磨床磨头液体动静压轴承,为了改善其结构和使用性能,采用遗传优化算法对其进行了优化设计㊂优化结果表明:轴承的结构尺寸得到减小,从而节约了材料,降低了成本;半径间隙得到减小,流量也得到减小,从而降低了泵功率损耗,达到了节能的目的;轴承的刚度得到提高,从而提升了轴承的稳定性;轴承的温升在优化前后变化不大,对轴承的性能影响不大;目标函数值下降,从而达到了优化设计的目的㊂由此可见,通过对轴承进行基于遗传算法的优化设计,其性能得到了明显的提高㊂参考文献:[1] 周志雄,邓朝晖,陈根余.磨削技术的发展关键技术[J].中国机械工程,2000,11(1/2):186‐189.Z h o uZ h i x i o n g,D e n g Z h a o h u i,C h e n G e n y u,e ta l.D e v e l o p m e n t a n dK e y T e c h n o l o g y o fG r i n d i n g[J].C h i n aM e c h a n i c a lE n g i n e e r i n g,2000,11(1/2):186‐189.[2] 朱海港.超高速液体动静压混合轴承参数优化设计研究[D].沈阳:东北大学,2009.[3] 喻炜.高速混合陶瓷球轴承分析与优化设计[D].天津:天津大学,2011.[4] W e m h o n e r J.C e r a m i c s-A M i l e s t o n e o n t h eW a y t ot h eH i g h‐p e r f o r m a n c eR o l l i n g B e a r i n g[J].C F IC e-r a m i cF o r u mI n t e r n a t i o n a l,2002,79(4):21‐24.[5] H eQ,L i u H Z,Z h a n g Y B,e t a l.T h eC h a r a c t e r i s-t i c so fH y b r i dC e r a m i cB a l l B e a r i n g f o rH i g h‐s p e e dS p i n d l e[C]//2009I E E E I n t e r n a t i o n a l C o n f e r e n c e o nM e c h a t r o n i c s a n d A u t o m a t i o n,C h a n g c h u n,2009, 2489‐2494.[6] 刘迎澍,黄田.磁悬浮轴承研究综述[J].机械工程学报,2000,36(11):5‐9.L i uY i n g s h u,H u a n g T i a n.S u r v e y o f t h eR e s e a r c h o fM a g n e t i cB e a r i n g s[J].C h i n e s eJ o u r n a l o fM e c h a n i-c a l E n g i n e e r i n g,2000,36(11):5‐9.[7] S a m a n t aP,H i r a n iH.M a g n e t i cB e a r i n g C o n f i g u r a-t i o n s:T h e o r e t i c a la n d E x p e r i m e n t a l S t u d i e s[J].I E E ET r a n s a c t i o n s o n M a g n e t i c s,2008,44(2):292‐300.[8] M u s o l i n oA,R i z z oR,T u c c iM,e t a l.A N e wP a s s i v eM a g l e vS y s t e m B a s e do nE d d y C u r r e n t S t a b i l i z a t i o n[J].I E E ET r a n s a c t i o n s o n M a g n e t i c s,2009,45(3): 984‐987.[9] M e r u a n e V,P a s c u a lR.I d e n t i f i c a t i o no fN o n l i n e a rD y n a m i cC o e f f i c i e n t s i nP l a i nJ o u r n a lB e a r i n g s[J].T r i b o l o g y I n t e r n a t i o n a l,2008,41(8):743‐754.[10] M a t s u d a K,K a n e m i t s u Y,K i j i m o t o S.O p t i m a lC l e a r a n c e C o n f i g u r a t i o n o f F l u i d‐f i l m J o u r n a lB e a r i n g s f o r S t a b i l i t y I m p r o v e m e n t[J].J o u r n a l o fT r i b o l o g y‐t r a n s a c t i o n so ft h e A S M E,2004,126(1):125‐131.[11] 钟洪,张冠坤.液体静压动静压轴承设计使用手册[M].北京:电子工业出版社,2007. 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基于Fluent-BP神经网络的液体动静压轴承热特性分析石莹;王学智;刘金营;付吉海;张校通【摘要】针对液体动静压轴承运转发热复杂的问题,应用Fluent软件对液体动静压轴承进行CFD仿真分析,获得不同输入状态下的油膜温度场分布以及轴承运转时的平均温度和最高温度.并在此基础上通过正交试验将Fluent仿真与BP神经网络相结合,实现对任意输入参数下轴承工作温度的预测,并对转速与供油压力以及供油压力与供油温度的综合作用效果进行分析.结果表明,主轴转速对轴承作用的效果比较显著,当轴承在高转速状态下运行时,需要提供高的供油压力来保证轴承的正常运转;当供油压力下降和供油温度上升同时出现时,轴承运转温度骤升,必须谨慎对待.利用BP神经网络的泛化功能,以少量的样本,可得到均匀全面的网络训练样本点,从而能快捷有效地实现对液体动静压轴承的热特性分析.【期刊名称】《润滑与密封》【年(卷),期】2016(041)001【总页数】6页(P37-42)【关键词】液体动静压轴承;热特性;正交试验;BP神经网络【作者】石莹;王学智;刘金营;付吉海;张校通【作者单位】东北大学机械工程与自动化学院辽宁沈阳110819;东北大学机械工程与自动化学院辽宁沈阳110819;95905部队辽宁锦州121018;95905部队辽宁锦州121018;95905部队辽宁锦州121018【正文语种】中文【中图分类】TH133.3液体动静压轴承以其承载能力大、使用寿命长、动态特性好、结构刚度高等优点,广泛地用于重载精密机床[1-2]。

液体动静压轴承是依靠高的液体静压力和主轴高速旋转产生的动压力来实现对主轴支撑的,在液体动静压轴承运转时不管是由静压力产生的主轴油强迫流动,还是由高速旋转产生的伴随流动都会引起主轴油内部分子的黏性摩擦,都不可避免地引起轴承的发热,并且随着主轴转速的提高和运行时间的增长。

这种温升特性将会进一步加剧,进而影响到轴承的承载力以及润滑油的性能,严重时可产生“刮轴”甚至“抱轴”的事故。