一种基于多尺度界面调控的跨临界主轴系统设计方法与流程

专利2022-05-09  106



1.本发明属于主轴系统设计技术领域,具体涉及一种基于多尺度界面调控的跨临界主轴系统设计方法。


背景技术:

2.现代数控机床正朝高刚度、高转速方向发展。机床主轴作为核心基础部件决定了机床性能水平。但是,当高速主轴的转速接近或者达到临界转速时,主轴振幅将急剧升高,大幅降低主轴动态稳定性,严重时将发生轴承转子的碰摩导致重大事故。因此,为了保证主轴系统的稳定性,常规的高速液体动静压主轴系统设计必须严格限制主轴的刚度、质量、跨距、结构等一系列参数,从而使设计转速低于临界转速。但是,某些情况下,主轴参数受到限制,例如:空间受限情况下必须采用长跨距、小直径的主轴,此时主轴的临近转速很低,主轴的工作转速高于临界转速,传统的主轴系统设计方法不再适用。
3.表面织构是人为在物体表面加工具备一定规则的微观结构,尺寸一般在微米级。织构类型包括凸起、凹坑和凹槽等。加工方法包括激光加工、化学腐蚀、压印等。表面织构的出现打破了“接触表面越光洁,摩擦性能越优”的传统观点,一些织构化的表面可以达到超滑状态。在轴承内壁加工的深浅腔轴承类似小的“阶梯轴承”,可以提高轴承的动压效果,改善摩擦副间隙的摩擦学性能。表面织构和深浅腔的协同优化形成功能化的多尺度界面,通过调节多尺度界面参数可以改善摩擦副的摩擦学性能,提高高速动静压主轴的稳定性。
4.目前,在现有技术中主要通过调控球轴承刚度、调控椭圆轴承间隙以及在轴承外部添加合适阻尼等方法跨越主轴临界转速。例如,中国专利cn104847789b公开了一种球轴承刚度控制装置及减小球轴承转子跨临界转速振幅的方法,控制装置包括辅助控制电路、电动机、球轴承、机械控制装置和电源模块,通过调节主轴达到临界转速时球轴承的刚度,降低转子的振幅,从而提高设备的稳定性。


技术实现要素:

5.本发明着力于解决高于临界转速时主轴系统设计方面的技术问题,提供一种基于多尺度界面调控的跨临界主轴系统设计方法,该方法能够通过轴承多尺度界面调控主轴系统的动态特性,使主轴系统在高于一阶临界转速时仍能安全稳定的运行。
6.为了解决上述技术问题,本发明通过以下的技术方案予以实现:
7.一种基于多尺度界面调控的跨临界主轴系统设计方法,该方法按照如下步骤进行:
8.(1)给定多尺度界面参数;
9.(2)建立膜厚方程,得到液膜各点的膜厚值h;
10.(3)利用reynolds方程,计算液膜各点的压力值p,并得到油膜力f
w

11.(4)计算轴承的刚度矩阵k和阻尼矩阵c;
12.(5)求解轴心轨迹运动方程,得到主轴振动量q;
13.(6)判断主轴振动量q是否满足要求;如果否,则进入步骤(7);如果是,则进入步骤(8);
14.(7)给定多尺度界面参数的取值区间,在给定的多尺度界面参数的取值区间重设参数,进入步骤(2)重新迭代计算;
15.(8)输出多尺度界面的参数。
16.进一步地,步骤(1)中的所述多尺度界面参数包括深腔的周向宽度、轴向宽度,浅腔的周向宽度、轴向宽度,织构的周向宽度、轴向宽度,织构密度,深腔的深度h1,浅腔的深度h2,织构的深度h3。
17.进一步地,步骤(2)中的建立膜厚方程,得到液膜各点的膜厚值h包括:
18.根据主轴间隙c,主轴偏心率ε,深腔的深度h1,浅腔的深度h2,织构的深度h3;建立膜厚方程,得到多尺度界面区域ω2和光滑界面区域ω1的液膜各点的膜厚值h;
19.其中,膜厚方程为
[0020][0021]
其中,c表示主轴间隙,ε表示主轴偏心率,h1、h2、h3分别表示深腔的深度、浅腔的深度、织构的深度,β表示润滑区范围内积分点与水平方向的夹角,在0~2π之间变化;
[0022]
其中,所述多尺度界面区域ω2根据轴承宽度b,轴承直径,深腔的周向宽度、轴向宽度,浅腔的周向宽度、轴向宽度,织构的周向宽度、轴向宽度,织构密度确定,润滑区范围内除所述多尺度界面区域ω2以外的即为所述光滑界面区域ω1。
[0023]
进一步地,步骤(3)中的利用reynolds方程,计算液膜各点的压力值p,并得到油膜力f
w
包括:
[0024]
根据润滑液粘度η,主轴转速ω、主轴间隙c、主轴偏心率ε,液膜各点的膜厚值h,轴承半径r
b
,轴承宽度b,利用reynolds方程,得到液膜各点的压力值p;在整个润滑区范围内对液膜各点的压力值p积分得到油膜力f
w
和偏位角θ;
[0025][0026][0027][0028][0029]
其中,f
wx
为油膜力的水平分量,f
wy
为油膜力的垂直分量;r
b
表示轴承半径,b表示轴承宽度;β表示润滑区范围内积分点与水平方向的夹角,θ为偏位角,表示油膜力f
w
的方向。
[0030]
进一步地,步骤(4)中的计算轴承的刚度矩阵k和阻尼矩阵c包括:
[0031]
根据油膜力的水平分量f
wx
、油膜力的垂直分量f
wy
,确定轴承的刚度矩阵k和阻尼矩阵c;
[0032][0033]
其中,可以通过差分法、偏导数法、小参数法、有限元法求解。式中,x'表示x方向随时间的变化,y'表示y方向随时间的变化。
[0034]
进一步地,步骤(5)中的求解轴心轨迹运动方程,得到主轴振动量q包括:
[0035]
根据轴承的质量m,轴承的刚度矩阵k和阻尼矩阵c,求解轴心轨迹运动方程,得到主轴振动量q;
[0036]
轴心轨迹运动方程为:
[0037][0038][0039]
式中,m表示轴承的质量,c表示轴承的阻尼矩阵,k表示轴承的刚度矩阵;f
x
表示轴承在x方向受到的外力合力,f
y
表示轴承在y方向受到的外力合力;表示x的广义加速度,表示y的广义加速度,表示x的广义速度,表示y的广义速度,x,y为广义坐标。
[0040]
进一步地,步骤(6)中的判断主轴振动量q是否满足要求包括:
[0041]
根据振动标准设置主轴振动最大安全幅值,比较主轴振动量q与主轴振动最大安全幅值的大小;若主轴振动量q大于主轴振动最大安全幅值,则不满足要求;若主轴振动量q小于等于主轴振动最大安全幅值,则满足要求。
[0042]
进一步地,步骤(7)中在给定的多尺度界面参数的取值区间重设参数为在给定的多尺度界面参数的取值区间内任意取值,改变多尺度界面参数中的至少一个参数。
[0043]
进一步地,该方法基于具有多尺度界面的跨临界主轴系统,所述多尺度界面包括深浅腔和织构中的至少一种,深浅腔和织构均设置在轴承和/或轴颈的摩擦表面。
[0044]
更进一步地,所述轴承的摩擦表面为陶瓷径向轴瓦的摩擦表面。
[0045]
本发明的有益效果是:
[0046]
当主轴工作转速接近或者超过一阶临界转速时,会发生油膜振荡,主轴系统振幅急剧升高。合理的深浅腔结构可提高动压效应,提高承载能力和刚度;在高转速下,织构对主轴系统的振幅有显著的影响。
[0047]
本发明通过协同优化轴承的深浅腔界面和织构界面,形成功能化的多尺度界面,可以显著提高主轴系统的动态稳定性、抑制主轴系统的振动,使主轴系统在临界转速范围内安全稳定的工作。
附图说明
[0048]
图1是本发明提供的一种基于多尺度界面调控的跨临界主轴系统设计方法的流程图;
[0049]
图2是本发明实施例提供设计方法中的主轴系统装配图;
[0050]
图3是本发明实施例提供设计方法中的主轴系统多尺度界面局部展开图;
[0051]
图4是本发明实施例提供设计方法中的径向陶瓷轴瓦结构示意图。
[0052]
上述图中:100、外置节流器,101、径向陶瓷轴瓦,102、止推轴瓦,103、电机,104、高速液体动静压主轴,105、轴套,106、箱体,200、深腔周向宽度,201、浅腔周向宽度,202、深浅腔轴向宽度,203、织构周向宽度,204、织构轴向宽度,205、控制单元,300、深浅腔,301、织构。
具体实施方式
[0053]
为了保证主轴系统的稳定性,常规的高速液体动静压主轴系统设计必须严格限制主轴的刚度、质量、跨距、结构等一系列参数,从而使设计转速低于临界转速。但是,当主轴参数受到限制时,主轴的工作转速高于临界转速,传统的主轴系统设计方法不再适用。
[0054]
为了解决上述问题,本发明通过合理设计轴承多尺度界面确保临界转速工况下主轴系统安全稳定,提出一种基于多尺度界面调控的跨临界主轴系统设计方法,该设计方法基于具有多尺度界面的跨临界主轴系统,跨临界主轴系统为可以跨越临界转速而正常工作的主轴系统,多尺度界面包括深浅腔和织构中的至少一种,深浅腔是指是凹陷于轴承或者轴颈的摩擦表面、或者同时设置在轴承和轴颈摩擦表面的深腔和浅腔,织构为设置在轴承或者轴颈的摩擦表面且按照一定规律排布且具备特定功能的微小结构,例如,均匀排布的直径100um、深10um的圆形凹坑。
[0055]
请参阅图1所示,本发明的一种基于多尺度界面调控的跨临界主轴系统设计方法,具体包括如下步骤:
[0056]
(1)给定多尺度界面参数,多尺度界面参数包括深腔的周向宽度、轴向宽度,浅腔的周向宽度、轴向宽度,织构的周向宽度、轴向宽度,织构密度,深腔的深度h1,浅腔的深度h2,织构的深度h3;其中,织构密度指单个织构的周向截面面积占控制单元面积的比率,控制单元为相邻织构之间距中点围成的虚拟矩形。
[0057]
(2)根据轴承宽度b,轴承直径,深腔的周向宽度、轴向宽度,浅腔的周向宽度、轴向宽度,织构的周向宽度、轴向宽度,织构密度,确定润滑区范围内的多尺度界面区域ω2,润滑区范围内除多尺度界面区域ω2以外的即为光滑界面区域ω1;
[0058]
根据主轴间隙c,主轴偏心率ε,深腔的深度h1,浅腔的深度h2,织构的深度h3;建立膜厚方程,得到多尺度界面区域ω2和光滑界面区域ω1的液膜各点的膜厚值h。
[0059]
其中,膜厚方程为
[0060][0061]
其中,c表示主轴间隙,ε表示主轴偏心率,h1、h2、h3分别表示深腔的深度、浅腔的
深度、织构的深度,β表示润滑区范围内积分点与水平方向的夹角,在0~2π之间变化。
[0062]
(3)根据润滑液粘度η,主轴转速ω、主轴间隙c、主轴偏心率ε,液膜各点的膜厚值h,轴承半径r
b
,轴承宽度b,利用reynolds方程,得到液膜各点的压力值p;在整个润滑区范围内对液膜各点的压力值p积分得到油膜力f
w
和偏位角θ。
[0063][0064][0065][0066][0067]
其中,f
wx
为油膜力的水平分量,f
wy
为油膜力的垂直分量;r
b
表示轴承半径,b表示轴承宽度;β表示润滑区范围内积分点与水平方向的夹角,θ为偏位角,表示油膜力f
w
的方向。
[0068]
(4)计算轴承的刚度矩阵k和阻尼矩阵c;
[0069]
根据步骤(3)油膜力的水平分量f
wx
、油膜力的垂直分量f
wy
,确定轴承的刚度矩阵k和阻尼矩阵c:
[0070][0071]
其中,可以通过差分法、偏导数法、小参数法、有限元法求解。式中,x'表示x方向随时间的变化,y'表示y方向随时间的变化。
[0072]
(5)根据轴承的质量m,轴承的刚度矩阵k和阻尼矩阵c,求解轴心轨迹运动方程,得到主轴振动量q。轴心轨迹运动方程为:
[0073][0074][0075]
式中,m表示轴承的质量,c表示轴承的阻尼矩阵,k表示轴承的刚度矩阵;f
x
表示轴承在x方向受到的外力合力,f
y
表示轴承在y方向受到的外力合力;表示x的广义加速度,表示y的广义加速度,表示x的广义速度,表示y的广义速度,x,y为广义坐标。
[0076]
(6)根据振动标准设置主轴振动最大安全幅值,比较步骤(5)所得主轴振动量q与主轴振动最大安全幅值的大小;若主轴振动量q大于主轴振动最大安全幅值,则进入步骤(7);若主轴振动量q小于等于主轴振动最大安全幅值,则进入步骤(8);
[0077]
(7)根据经验给定多尺度界面参数的取值区间,在给定的多尺度界面参数的取值区间内任意取值,改变多尺度界面参数中的至少一个参数,进入步骤(2),重复步骤(2)~步骤(6),重新迭代计算;
[0078]
(8)输出多尺度界面的参数。
[0079]
下面通过具体的实施例对本发明作进一步的详细描述。以下实施例可以使本专业技术人员更全面的理解本发明,但不以任何方式限制本发明。
[0080]
如图2至图4所示,本实施例提供了一种设计方法,基于多尺度界面调控的跨临界主轴系统,跨临界主轴系统包括:外置节流器100,径向陶瓷轴瓦101,止推轴瓦102,电机103,高速液体动静压主轴104,轴套105,箱体106。陶瓷材料相对传统金属材料,具有高刚度、高耐磨性、低热膨胀系数和耐腐蚀性的优势。因此,陶瓷轴承是目前较为常用的高速液体动静压主轴轴承。
[0081]
织构301为三种不同直径的圆形凹坑,分布在径向陶瓷轴瓦101的内径表面,表征参数包括:织构周向宽度203,织构轴向宽度204,织构密度以及织构的深度h3。织构密度定义为织构面积(阴影部分)与控制单元205面积的比值。深浅腔300分布在径向陶瓷轴瓦101的内径表面,表征参数包括:深腔周向宽度200,浅腔周向宽度201,深浅腔轴向宽度202以及深腔的深度h1,浅腔的深度h2。
[0082]
本实施例的基于多尺度界面调控的跨临界陶瓷主轴系统设计方法,具体步骤为:
[0083]
步骤1:输入多尺度界面参数,多尺度界面参数包括深腔周向宽度200、浅腔周向宽度201、深浅腔轴向宽度202,织构周向宽度203、织构轴向宽度204,织构密度,深腔的深度h1,浅腔的深度h2,织构的深度h3。
[0084]
根据轴承宽度b,轴承直径,深腔周向宽度200、浅腔周向宽度201、深浅腔轴向宽度202,织构周向宽度203、织构轴向宽度204,织构密度,确定润滑区范围内的多尺度界面区域ω2,润滑区范围内除多尺度界面区域ω2以外的即为光滑界面区域ω1;
[0085]
步骤2:计算润滑区范围内液膜各点的膜厚。
[0086]
根据主轴间隙c,主轴偏心率ε,深腔的深度h1,浅腔的深度h2,织构的深度h3;计算多尺度界面区域ω2和光滑界面区域ω1的液膜各点的膜厚值h。
[0087][0088]
其中,c表示主轴间隙,ε表示主轴偏心率,h1、h2、h3分别表示深腔的深度、浅腔的深度、织构的深度,β表示润滑区范围内积分点与水平方向的夹角,在0~2π之间变化。
[0089]
步骤3:计算润滑区范围内液膜各点的压力,进而计算轴承的油膜力。
[0090]
a.根据润滑液粘度η,主轴转速ω、主轴间隙c、主轴偏心率ε,轴承半径r
b
,液膜各点的膜厚值h,代入reynolds方程得到稳态条件下的液膜各点的压力值p;
[0091]
[0092]
式中,β为润滑区范围内积分点与水平方向的夹角。
[0093]
边界条件采用reynolds边界条件:
[0094][0095]
p|
β=0
=0,p|
β=β1
=0
[0096][0097]
式中,p表示液膜的压力,β表示润滑区范围内积分点与水平方向的夹角,在0~2π之间变化;β1表示液膜开始发生空化破裂时的角度,根据液膜压力首次为零时的点所处的角度确定。
[0098]
基于有限差分公式,可以得到液膜各点的压力值p。由于存在空化现象,当所求压力值为负数时,置零。
[0099]
b.基于simpson插值型求积公式,在润滑区范围内对所有压力点插值积分,得到油膜力f
wx
、f
wy
以及偏位角θ。
[0100][0101][0102]
步骤4:通过有限差分法计算轴承的刚度矩阵k和阻尼矩阵c。
[0103]
给定数值增量δx、δx'、δy、δy'以及初始油膜力代入下式,
[0104][0105][0106][0107][0108]
式中,f
wx
、f
wy
表示当前步计算的油膜力;表示上一步计算的油膜力。
[0109]
将上式代入到刚度矩阵k和阻尼矩阵c:
[0110]
[0111]
步骤5:轴承受到油膜力、重力以及轴颈不对中产生的离心惯性力。给定轴承的质量、质量偏心距,主轴转速,则轴承受到的外力为:
[0112][0113]
式中,mg表示轴承的重力;f
wx
为油膜力的水平分量,f
wy
为油膜力的垂直分量;f
ex
为离心惯性力的水平分量,f
ey
为离心惯性力的垂直分量。离心惯性力的计算公式如下:
[0114][0115]
式中,m为轴承的质量;e
x
为质量偏心距的x分量,e
y
为质量偏心距的y分量;w为主轴转速,t表示时间。
[0116]
基于四阶runge

kutta法求解二阶微分方程:
[0117][0118]
得到主轴振动量为:
[0119][0120]
式中,m表示轴承的质量,c表示轴承的阻尼矩阵,k表示轴承的刚度矩阵;f
x
表示轴承在x方向受到的外力合力,f
y
表示轴承在y方向受到的外力合力;表示x的广义加速度,表示y的广义加速度,表示x的广义速度,表示y的广义速度,x,y为广义坐标。
[0121]
步骤6:根据振动标准设置主轴振动最大安全幅值为a,比较步骤5主轴振动量q与主轴振动最大安全幅值的大小;若主轴振动量q大于主轴振动最大安全幅值a,则进入步骤7,若主轴振动量q小于等于主轴振动最大安全幅值a,则进入步骤8。
[0122]
步骤7:根据经验给定织构深度h3的取值区间为5~100um,织构密度的取值区间为0.1~0.8。在给定的取值区间内任意取值,重设织构的深度h3和织构密度的值,进入步骤2,重复步骤2~步骤6,重新迭代计算。
[0123]
步骤8:在迭代k次后,主轴振动量q小于主轴振动最大安全幅值a,织构和深浅腔的协同优化有效地抑制了主轴系统的振动,提高了主轴系统的稳定性,使得高速液体动静压主轴104能够平稳安全地跨过临界转速;输出多尺度界面参数的值。
[0124]
尽管上面结合附图对本发明的优选实施例进行了描述,但是本发明并不局限于上述的具体实施方式,上述的具体实施方式仅仅是示意性的,并不是限制性的,本领域的普通技术人员在本发明的启示下,在不脱离发明宗旨和权利要求所保护的范围情况下,还可以作出很多形式的具体变换,这些均属于本发明的保护范围之内。

技术特征:
1.一种基于多尺度界面调控的跨临界主轴系统设计方法,其特征在于,该方法按照如下步骤进行:(1)给定多尺度界面参数;(2)建立膜厚方程,得到液膜各点的膜厚值h;(3)利用reynolds方程,计算液膜各点的压力值p,并得到油膜力f
w
;(4)计算轴承的刚度矩阵k和阻尼矩阵c;(5)求解轴心轨迹运动方程,得到主轴振动量q;(6)判断主轴振动量q是否满足要求;如果否,则进入步骤(7);如果是,则进入步骤(8);(7)给定多尺度界面参数的取值区间,在给定的多尺度界面参数的取值区间重设参数,进入步骤(2)重新迭代计算;(8)输出多尺度界面的参数。2.根据权利要求1所述的一种基于多尺度界面调控的跨临界主轴系统设计方法,其特征在于,步骤(1)中的所述多尺度界面参数包括深腔的周向宽度、轴向宽度,浅腔的周向宽度、轴向宽度,织构的周向宽度、轴向宽度,织构密度,深腔的深度h1,浅腔的深度h2,织构的深度h3。3.根据权利要求1所述的一种基于多尺度界面调控的跨临界主轴系统设计方法,其特征在于,步骤(2)中的建立膜厚方程,得到液膜各点的膜厚值h包括:根据主轴间隙c,主轴偏心率ε,深腔的深度h1,浅腔的深度h2,织构的深度h3;建立膜厚方程,得到多尺度界面区域ω2和光滑界面区域ω1的液膜各点的膜厚值h;其中,膜厚方程为其中,c表示主轴间隙,ε表示主轴偏心率,h1、h2、h3分别表示深腔的深度、浅腔的深度、织构的深度,β表示润滑区范围内积分点与水平方向的夹角,在0~2π之间变化;其中,所述多尺度界面区域ω2根据轴承宽度b,轴承直径,深腔的周向宽度、轴向宽度,浅腔的周向宽度、轴向宽度,织构的周向宽度、轴向宽度,织构密度确定,润滑区范围内除所述多尺度界面区域ω2以外的即为所述光滑界面区域ω1。4.根据权利要求1所述的一种基于多尺度界面调控的跨临界主轴系统设计方法,其特征在于,步骤(3)中的利用reynolds方程,计算液膜各点的压力值p,并得到油膜力f
w
包括:根据润滑液粘度η,主轴转速ω、主轴间隙c、主轴偏心率ε,液膜各点的膜厚值h,轴承半径r
b
,轴承宽度b,利用reynolds方程,得到液膜各点的压力值p;在整个润滑区范围内对液膜各点的压力值p积分得到油膜力f
w
和偏位角θ;和偏位角θ;
其中,f
wx
为油膜力的水平分量,f
wy
为油膜力的垂直分量;r
b
表示轴承半径,b表示轴承宽度;β表示润滑区范围内积分点与水平方向的夹角,θ为偏位角,表示油膜力f
w
的方向。5.根据权利要求1所述的一种基于多尺度界面调控的跨临界主轴系统设计方法,其特征在于,步骤(4)中的计算轴承的刚度矩阵k和阻尼矩阵c包括:根据油膜力的水平分量f
wx
、油膜力的垂直分量f
wy
,确定轴承的刚度矩阵k和阻尼矩阵c;其中,可以通过差分法、偏导数法、小参数法、有限元法求解。式中,x'表示x方向随时间的变化,y'表示y方向随时间的变化。6.根据权利要求1所述的一种基于多尺度界面调控的跨临界主轴系统设计方法,其特征在于,步骤(5)中的求解轴心轨迹运动方程,得到主轴振动量q包括:根据轴承的质量m,轴承的刚度矩阵k和阻尼矩阵c,求解轴心轨迹运动方程,得到主轴振动量q;轴心轨迹运动方程为:迹运动方程为:式中,m表示轴承的质量,c表示轴承的阻尼矩阵,k表示轴承的刚度矩阵;f
x
表示轴承在x方向受到的外力合力,f
y
表示轴承在y方向受到的外力合力;表示x的广义加速度,表示y的广义加速度,表示x的广义速度,表示y的广义速度,x,y为广义坐标。7.根据权利要求1所述的一种基于多尺度界面调控的跨临界主轴系统设计方法,其特征在于,步骤(6)中的判断主轴振动量q是否满足要求包括:根据振动标准设置主轴振动最大安全幅值,比较主轴振动量q与主轴振动最大安全幅值的大小;若主轴振动量q大于主轴振动最大安全幅值,则不满足要求;若主轴振动量q小于等于主轴振动最大安全幅值,则满足要求。8.根据权利要求1所述的一种基于多尺度界面调控的跨临界主轴系统设计方法,其特征在于,步骤(7)中在给定的多尺度界面参数的取值区间重设参数为在给定的多尺度界面参数的取值区间内任意取值,改变多尺度界面参数中的至少一个参数。
9.根据权利要求1所述的一种基于多尺度界面调控的跨临界主轴系统设计方法,其特征在于,该方法基于具有多尺度界面的跨临界主轴系统,所述多尺度界面包括深浅腔和织构中的至少一种,深浅腔和织构均设置在轴承和/或轴颈的摩擦表面。10.根据权利要求9所述的一种基于多尺度界面调控的跨临界主轴系统设计方法,其特征在于,所述轴承的摩擦表面为陶瓷径向轴瓦的摩擦表面。
技术总结
本发明属于主轴系统设计技术领域,公开了一种基于多尺度界面调控的跨临界主轴系统设计方法,通过给定多尺度界面参数;建立膜厚方程,得到液膜各点的膜厚值;计算液膜各点的压力值,并得到油膜力;计算轴承的刚度矩阵和阻尼矩阵;求解轴心轨迹运动方程,得到主轴振动量;判断主轴振动量是否满足要求;如果否,则给定多尺度界面参数的取值区间,在给定的多尺度界面参数的取值区间重设参数,并重新迭代计算;如果是,则输出多尺度界面的参数。本发明通过协同优化轴承的深浅腔界面和织构界面,形成功能化的多尺度界面,可以显著提高主轴系统的动态稳定性、抑制主轴系统的振动,使主轴系统在临界转速范围内安全稳定的工作。在临界转速范围内安全稳定的工作。在临界转速范围内安全稳定的工作。


技术研发人员:张忠江 闫帅 林彬 崔云鑫 邹鸿博 门士超 王春深
受保护的技术使用者:天津大学
技术研发日:2021.03.26
技术公布日:2021/6/29

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