现代制造技术的发展对机床切削速度和精度要求越来越高。适应高速旋转主轴的动压滑动轴承，动态性能的影响较大，一是动压滑动轴承对主轴系统提供足够的阻尼，保证主轴稳定运转；二是轴承弹性使主轴的实际临界转速比滚动轴承减小，且产生交叉刚度是促使系统失稳的主要因素之一。因此，动压滑动轴承的动态性能分析计算，对设计具有良好动态性能的机床主轴系统是非常必要的。

1 机床主轴动压滑动轴承结构原理

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油槽(图1(a))，有偏心园弧曲线油槽(图1(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。

2 动压滑动轴承动态工作状况分析

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。

                                                                      图2

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。

                                                                               图3

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：

式中：Px、Py——轴颈中心位移后的油膜力；Pxj、Pyj——静平衡位置的油膜力。由式(1)定义八个系数为

式中：Kij——轴承刚度系数，i.j=x.y

Cij——轴承的阻尼系数，i.j=x.y；

Kij·Cij——统称为轴承的动态特性系数。

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。

动态位移相对静平衡位置的油膜力和增量在水平方向和垂直方向的分量为：

ΔPx=Px-Pxj

ΔPy=Py-Pyj (3)

由式(1)和式(2)得

(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。

设固定瓦中共有S个油楔，则轴承油膜力的增量为：

     式中：

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。

3 动压滑动轴承动特性系数

图4

由图4可以看出作用在轴颈上的油膜力沿OA和OB方向的分量为

式中，P—静平衡位置的油膜力(N/m2)，可由静态平衡方程解得。

油膜力合力为：

在静平衡位置上油膜力P与外载荷F平衡，PA、PB、F

 图5

三者形成封闭关系图5所示

tgθ=PA/PB (9)

动态特性系数类似式(2)，定义极坐标系AOB为：

油膜力增量在极坐标AOB下可表示为：

结 论

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。

3.保证主轴轴承系统稳定的条件是系统的所有特征值必须小于零。