气体静压径向轴承

典型的静压径向轴承如图气体静压轴承所示。通常在轴线方向设一列或两列进气孔(缝)，每一列沿圆周方向均匀布置若干小孔(狭缝)，以Z代表每列孔数(缝数)。气体静压径向轴承的设计参数见表气体静压径向轴承的设计参数。设计步骤如下

(1)确定压力比

式中   p₀为设计状态(ε＝0)下节流器的出口压力

按最大承载设计取，按最大刚度设计取。为使节流器不出现阻塞，必须满足条件

使用空气作润滑剂时，压缩指数k＝1.401。则必须满足

若取，则必须使

p_a/p_s＞0.213或p_a/p_s＜4.7

若取，则p_s/p_a为任何值时节流器都不出现阻塞现象

(2)确定节流器参数与间隙h₀的关系

1)孔式节流     根据(式3)近似估算

式中   Y_p—— 压力系数；

Y_η—— 气体介质系数；

Y_d—— 尺寸系数；

A_j—— 节流面积，对于环面节流A_j＝πd_jh₀；

α—— 流量系数，对小孔节流

当Y_p、Y_η和轴承尺寸D、b已知时(通常α＝0.80)，即可确定孔数Z、节流孔径d_j和间隙h₀之间的关系。对于推力轴承h₀＝h

当用钻头钻孔时，d_j值应符合标准钻头直径；当用电火花穿孔时，d_j值应符合标准铜丝直径。h₀的选取一般有下列限制

h₀＞(3～5)δ(δ为零件误差，即轴承与轴颈表面的加工误差及轴承的变形之和)

2)缝式节流    可按(式5)估算

式中  

y_j为隙缝长度

理论上λ可取到8，考虑到加工条件，通常取λ＝1～2。在已确定，p_s、y_j、b为已知时，即可确定缝宽b_j与间隙h₀之间的关系

(3)静态性能计算

主要是承载能力、刚度和流量的计算，在某些场合也要进行摩擦力矩和涡流力矩计算

孔

式

节

流

①承载能力

式中  为载荷系数，可由图孔式节流窄轴承的载荷系数查出，再乘以修正系数k_x，即。为具有较多节流孔的窄轴承(只考虑轴向流)的理论值，k_x是考虑周向流影响的修正数，可由图载荷系数的修正系数查出

②刚度   对大多数气体静压轴承来说，偏心率在0.5以内时，刚度近似为常量，可按下式计算：

③流量

式中   

对于常态空气润滑的小孔节流轴承，其流量可按(式9)估算：

式中   f为流量系数，可取f＝0.3～0.48(亚音速流)或f＝0.484(超音速流)；T为绝对温度

缝

式

节

流

①承载能力   可按(式6)计算，其中由图缝式节流径向轴承的载荷系数给出。这种轴承散流影响很小，可忽略不计，周向流影响反映在参数B/D中

②刚度    可按(式7)计算

③流量

(4)稳定性计算

为保证轴承稳定工作，对高速气体轴承，在计算静态性能后，应再校核稳定性，包括计算同步涡动的临界速度ω_cr和气锤振动的气容比

①同步涡动的临界速度    支承在气体静压轴承上的转子，其同步涡动的临界转速(自然频率)按(式11)计算

式中   m—— 转子质量；

I_t—— 转子横向转动惯量；

I_p—— 转子极转动惯量；

G₁—— 轴承1的刚度；

G₂—— 轴承2的刚度；

其他符号的意义见图支承在弹性气膜上的转子

由上式可计算出两个ω_cr值，大值称为，小值称作

当ω＜时，该轴承不属高速范围，不会出现涡动不稳定。当ω＝或ω＝时，转子在同步涡动频率下工作，应注意避免出现同步共振。同时，一般认为当ω≥2时，转子又会出现大振幅的半速涡动，2是涡动危险转速。所以，为使转子避免出现涡动不稳定，其工作速度ω应满足(见图高速气体静压轴承的稳定区)

上述避免涡动的极限速度的判据是保守的判据，实用中也可适当放宽。若出现的现象，说明结构不合理，应设法改进

②气容比   为使轴承不会产生气锤振动，气容比必须满足下列要求：

式中   V_c—— 供、排气腔或稳压气腔容积；

Z—— 气腔数目