机床主轴动压滑动轴承动态功能分
现代制作技能的开展对机床切削速度和精度要求渐渐的升高。习惯十分快速地旋转主轴的动压滑动轴承，动态功能的影响较大，一是动压滑动轴承对主轴体系供给满足的阻尼，确保主轴安稳工作；二是轴承弹性使主轴的实践临界转速比滚动轴承减小，且发生穿插刚度是促进体系失稳的重要的要素之一。因而，动压滑动轴承的动态功能剖析核算，对规划具有十分杰出动态功能的机床主轴体系是十分必要的。
动压滑动轴承是靠主轴以满足高的角速度ω旋转，将必定粘度的润滑剂带入收敛的多油楔中，构成压力油膜接受载荷。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(a))，有偏疼园弧曲线(b))，活动瓦块挠支点B摆动能主动调整空隙，构成油楔(图1(c)).润滑剂在收敛的楔形空隙中活动，因为油层间的剪切应力效果，发生流体动力，使相对运动的两外表被油膜阻隔，构成纯液体冲突。
动压滑动轴承具有结构相对比较简单，工作平稳，抗振阻尼好，噪声小，主轴体系强度和刚度大，轴承可靠性和承载才能高级特色。因而动压滑动轴承大范围的使用于机床主轴和其他职业的机器设备中。
图2是机床主轴使用的固定三油楔动压滑动轴承的原理图。在轴颈上效果外载荷F，使轴颈中心O发生违背至Oj，违背方位常用偏疼率ε和偏位角θ表明：Oj(θε)，其间，ε=e/h0，e——偏疼距，h0——轴承与轴颈的半径空隙，h0=Rr。
若外载荷F是不随时刻改变的安稳载荷，则轴颈中心Oj在轴承中的方位是不变的，并处于某一偏疼率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，这一方位Oj(ε、θ)称为静平衡方位。
若轴颈在静平衡方位遭到挠动(如切削资料硬度不均匀或主轴分量不平衡发生离心力等)时，轴颈中心Ojo(下角标“o”表明静平衡方位上的值，下同)将在静平衡方位作细小位移如图3，轴颈中心Ojo位移到Od，Od为瞬时中心，用Δx和Δy表明，Od违背Ojo的间隔，称为动态位移，Od为轴颈的动态瞬时中心。
将油膜力在静平衡方位对Δx和Δy动态位移作泰勒(Taylor)打开，并省略无量小量，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——静平衡方位的油膜力。由式(1)界说八个系数为
由上可知，滑动轴承的动态特性系数是静平衡方位的函数，便是偏疼率ε和违背角θ的函数。
(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”表明任一固定油楔。
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。
1.动压滑动轴承动态特征系数是静态方位的函数，便是偏疼率ε和偏位角θ的函数。
2.穿插刚度是激起体系不安稳的重要的要素之一，当外部阻尼为零时，体系有一个特征值实部大于零，故穿插刚度激起体系失稳。
