大型轉軸加工專機主軸靜壓軸承故障分（fèn）析及處理方案

Rapid 6K大型轉軸加工機床在使用（yòng）過程（chéng）中，主軸經常與靜壓軸承發生（shēng）摩擦。根據對故障現象（xiàng）的綜合分析，將（jiāng）原（yuán）有的恒壓靜壓徑向軸瓦改造為（wéi）恒流靜壓結（jié）構。在（zài）原有結構參（cān）數的基礎上，重新設計了（le）改造形式和靜壓參數，製定了合（hé）理（lǐ）的（de）改造方案，對機床靜壓主（zhǔ）軸（zhóu）係統的改造設（shè）計具有一定的參考價值（zhí）和現實意義。

1前言

Rapid 6K大型轉軸加工機床是1985年從德國Wadrich Coburg公司引進的。經過多年的使（shǐ）用，機床設備已經老化，特別是主軸精度已經（jīng）嚴重超（chāo）標。靜壓主軸在使用過程中經（jīng）常與軸瓦發生磨損，維修周期長，嚴重影響生產和使用。經過調查分析，決定在機床原有結構的基礎上重新設計主軸徑向靜壓軸承（chéng）襯套。

2靜壓軸承的改造形式

由於機床主（zhǔ）軸性能（néng）直接影響（xiǎng）零件的加工質量和加工（gōng）精（jīng）度，主軸靜壓軸承的性（xìng）能對機床的總體設計至關重要[1]。

Rapid 6K大型轉軸加工機床的主軸軸承過去是恒壓靜（jìng）壓軸瓦結構。通過對故障現象的綜合分析和主軸精度檢測，機床主軸和靜（jìng）壓軸瓦在長（zhǎng）期使用後已經磨損。當負荷增加時，恒壓靜壓不能保（bǎo）證（zhèng）軸瓦的油膜厚（hòu）度，導致軸瓦（wǎ）頻繁研磨損壞（huài）。初步（bù）計劃改造成滾動軸承軸（zhóu）承結構（gòu），但實（shí）際測繪後，所需軸承（chéng）直徑大於軸瓦直徑。由於主軸箱空間有限，隻能采用（yòng）靜壓軸承支（zhī）撐結（jié）構。

靜壓軸（zhóu）承的原理如圖1所示。根據液壓係統供油形式的不同，可分為恒壓靜壓軸承和恒流靜壓軸承兩種（zhǒng）類型[2]。兩種供油方（fāng）式各有利弊。綜合比較（jiào），恒流靜壓軸承具有以下優點[3，4]。

(1)恒流靜液壓係統壓力（lì）儲備大，過載能力強。機床主軸的工（gōng）作負荷不平衡，所以恒（héng）壓靜壓軸承油（yóu）腔壓力不一致（zhì）。如果一個油腔達到（dào）或接近（jìn）液壓泵的壓（yā）力，就不能建立靜壓油膜。但（dàn）隻要供油係統有足夠的流量，恒流靜壓軸承就能保證旋（xuán）轉摩擦副不接觸，形成純液體油膜摩擦（cā）。

(2)良好的油膜（mó）剛度恒流靜壓係統形成的油膜剛度優於帶節流裝置的恒壓係統。

(3)功耗低。恒壓靜液壓係統（tǒng）的液壓油通過節（jiē）流閥會產生壓降消耗功率，溢流閥在調節壓力溢流時（shí）也會消耗功率和熱量（liàng），導致機床熱變形，降低機床的運（yùn）動精（jīng）度。

(4)抗油汙（wū）能力強的阻（zǔ）氣門容易被潤滑油中的雜質堵塞。一旦節流器堵塞，恒（héng）壓係統就會失效。如（rú）果采（cǎi）用恒流靜壓軸承，就不會出現（xiàn）這種問題。

綜上所述，權衡利弊，本次機床主軸改造采（cǎi）用恒流（liú）靜壓軸承結構。

3靜壓軸承和靜壓係（xì）統參數

根據機床數據和實測，Rapid 6K主軸加（jiā）工機（jī）床主軸原徑向軸承尺寸如圖2所示，徑向軸瓦及其供油係統已知情況如（rú）下:銑（xǐ）軸尺寸為圖片；靜軸瓦與銑軸的（de）間隙為0.05 ~ 0.06毫（háo）米；供油方式為閉式恒壓供油；節流方式為毛細（xì）管（guǎn）節流；毛細管直徑為1毫米；；靜態（tài）室的數量為4個；靜室供油壓力（lì）(入口壓（yā）力)為40kgf/cm (1kgf = 9.8n，下同)；靜壓室油壓(出口壓（yā）力)為8 kgf/cm；液壓泵的型號為Qt 3132-20-10f-a；液壓泵壓力為62k gf/cm；液壓泵的流量為42.2 l/min；；液壓泵馬達型號為Y132S-4，功率5.5kW，轉速1440 r/min；液壓油品牌為DI N51502 HLP10，動力粘度（dù）為9.2×10-8 kgf·s/cm。

4支座改造的設計與計算

根據已知條件，靜壓軸承的流量係（xì）數為

B=(L-a)/(6b) (1)

式中，b為流量（liàng）係數；l為軸承長度(mm)；a是軸向油密封麵長度(mm)；b為周向油封（fēng）表麵的寬（kuān）度(mm)。

根據平行間隙（xì）層（céng）流的流量公式，每個油腔的設計流（liú）量為

Q0= Bh03Pr0/ηt (2)

式中，Q0為軸承各油室的設計流量（liàng）(cm3/s)；H0是（shì）油膜的厚度（dù）(厘米)；Pr0為軸承各油室的設計壓力（lì）(kgf/cm2)；η是油的動力粘度(kgf·s/cm2)。

已知供油泵的壓力為62kgf/cm2。根據經驗，Pr0≈30kgf/cm2，液壓油的動（dòng）力粘度ηt = 9.2×10-8 kgf s/cm2，經計算，分別取B=0.482，h0=0.0015cm，0.0020cm……0.0050cm，計算軸承各油腔的流量。

根據表1中的數據，當油膜厚度為0.0025 ~ 0.0030厘米時，液壓係統的總供油流量為

總q = kqσ Q0 (3)

式中，q總是液壓係統的（de）總供（gòng）油流量(l/min)；KQ是供油流量係數(根據係數表取1.8)。

徑向靜壓軸承有四個靜壓油室，因此係統最大總（zǒng）供油流量經計算為1.82L/min。

目前，機（jī）床主軸的一個徑向軸承和兩個端（duān）軸承油泵的總供油（yóu）流量為42.2L/min。假（jiǎ）設每個軸（zhóu）承（chéng）的（de）供油流量為14L/min，是靜（jìng）壓軸承的7.7倍。因為流（liú）量太大，靜（jìng）壓油室內的壓力（lì）會很高。為了降低油壓，必須使用溢流閥來降低流（liú）量，這樣會造成大量的油從（cóng）溢（yì）流閥溢出，引起（qǐ）油溫（wēn）升高（gāo），進而導致靜壓軸承和（hé）主軸的研磨和（hé）損壞（huài）[5]。

根據每個軸承的（de）供油流量14L/min(即（jí）每個靜壓（yā）油室的流量為3.5L/min)，計算供油室壓力隨油膜厚度的變化。油室壓力為

Pr0= Q0ηt/(Bh03) (4)

分別（bié）取h0=0.0020cm，0.0025cm……0.0045cm，計算軸承各靜壓油（yóu）腔的壓力值，如表2所示。

綜合考慮供油係統（tǒng）的設（shè）計壓力，考慮（lǜ）機（jī）床（chuáng）原供油係統溢流閥的設（shè）定壓力為

7bar (1bar = 0.1mpa，下（xià）同（tóng）)，45bar時係統會報警（jǐng）。根據（jù）數值分析（xī）的實際情況，初步決定對徑向靜壓軸承采取（qǔ）以下（xià）改進措施[6]。

1)徑向靜壓軸承的油膜（mó）厚度增加到0.0040～0.0045厘米

2)由（yóu）於靜壓軸承係統采用恒流（liú）壓力供給係統，供油流量宜取Q total =20L/min。

3)參考現場數據，采用大節（jiē）流比（bǐ）。

5驗算和處理意（yì）見

當係統供油總量為QTotal =20L/min時，徑向軸承的流量約（yuē）為6.67L/min。根據公式(2)，改進後的（de）軸承單油室流量和靜壓油膜厚度的相應值如表3所示。

根據（jù）表3中的數據，當油膜厚度為0.0040~0.0045cm時，液壓係統的供油流量為q total = 0.215×4×2.5 = 2.15(L/min)< 6.67 L/min(取KQ=2.5)，因（yīn）此靜壓係統（tǒng）的供油流量滿足設計要求。

通過對油膜剛度的計算和驗證，發現（xiàn）在主軸靜壓位（wèi）移（yí）較大的情況（kuàng）下，靜壓油膜仍具（jù）有足夠的剛度和承載能力，滿足機床的生產需要（yào）。

根據以上分析和驗算，結果與Rapid 6K轉（zhuǎn）軸加工專機現場（chǎng）調試情況基本一致，因此對徑向靜壓軸承的處理意見如下[7，8]。

1)重新設計製造徑向靜壓軸承，軸承內孔徑（jìng）向（xiàng）油膜間隙為0.0040~0.0045cm

2)油膜間隙增大後，考慮節流比的增大，靜壓軸承供油流量（liàng）為20 ~ 25 L/min。

3)由於靜壓軸承沒有軸向回油槽結構，徑（jìng）向（xiàng）節流邊的大（dà）小會影響內部流量係數和節流比的提高，所以減小了周向油封麵的（de）寬（kuān）度，設計為b=20mm。

4)軸承內（nèi）孔與350mm外圓的同軸度為0.005mm，以保證其旋（xuán）轉（zhuǎn）精度（dù）。

5)軸承兩端麵對（duì）內孔的垂直度為0.005mm，需要研究（jiū）檢查。

6結束（shù）語

本文根據快速（sù）6K主軸加工（gōng）機床主軸靜壓軸承的故障現象，確定將其改造為恒流靜壓軸（zhóu）承結構，並對其進行了重新設計和計算。確定了油（yóu）膜厚（hòu）度、供油係統壓力、流量等關鍵參數，並給出了具體的處理建（jiàn）議。根據處理建議對靜壓軸瓦進行改造後，機床主（zhǔ）軸通過了幾（jǐ）何精度試驗、高速試驗和切削（xuē）試驗，徹底解決了主軸磨削故障。機床運行良好，改造取得了圓滿成功（gōng）。