CN114970038A - 基于微沟槽的液体静压轴承油膜生热抑制表面设计方法 - Google Patents

基于微沟槽的液体静压轴承油膜生热抑制表面设计方法 Download PDF

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Abstract

本发明为基于微沟槽的液体静压轴承油膜生热抑制表面设计方法，首先，建立了微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜生热修正模型，用于计算微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜生热率；其次，辨识了不同微沟槽构型与尺度演变引起的流场形态与流速分布渐变规律，确定增液阻功能表面微沟槽参数的尺度演变空间；最后，将微沟槽结构参数作为变量，以油膜生热率最小化为目标函数构建优化模型，同时遵循节流器‑封油边串联油膜边界表面微沟槽构型联动设计约束条件，确定不同微沟槽构型对应的结构参数，得到基于微沟槽的液体静压轴承油膜生热抑制表面。该方法的微沟槽功能表面提高了液体静压轴承的热稳定性和精度，为静压类轴承抑制生热提供了新的研究思路。

Description

基于微沟槽的液体静压轴承油膜生热抑制表面设计方法
技术领域
本发明涉及液体静压轴承油膜生热抑制技术领域，尤其涉及一种基于微沟槽的液体静压轴承油膜生热抑制表面设计方法。
背景技术
液体静压轴承是超精密数控机床、精密实验仪器和空间模拟器等重点行业领域高精密机械装备核心部件，粘性油膜生热效应是导致液体静压轴承润滑失效与精度失稳等问题的关键因素，严重制约高端精密机械装备的质量提升。液体静压轴承的承载能力是通过形成约20微米厚度(小于压力油粘性底层厚度)的高刚度粘性油膜实现，液体静压轴承具有高运行精度和承载能力的同时，粘性油膜剪切效应与生热问题也很严重，这引发了油膜温度升高、粘度下降、厚度变薄等问题，也导致了轴承工作表面间接触概率的增加，以及“抱轴”、“刮轴”等恶性事故的发生。此外，部分油膜热量也会传导至轴承结构并引起热变形，影响液体静压轴承的精度，因此粘性油膜生热抑制是提高液体静压轴承热稳定性和高端精密机械装备性能中亟待解决的关键问题。
目前，对于静压类轴承热效应机理建模研究大多基于光滑工作表面，或者静压类轴承表面纹理、微结构形貌研究集中在对轴承动静特性、承载能力等方面的研究，对于油膜生热抑制工作表面的研究较少。
发明内容
针对现有技术的不足，本发明拟解决的技术问题是，提供一种基于微沟槽的液体静压轴承油膜生热抑制表面设计方法。
为实现上述目的，本发明采用的技术方案如下：
一种基于微沟槽的液体静压轴承油膜生热抑制表面设计方法，其特征在于，该方法包括以下步骤：
步骤1、在液体静压轴承的封油边和节流边上设置多条均匀分布的微沟槽，微沟槽的走向垂直于液压油流动方向，使得液体静压轴承工作表面呈凹凸相间的结构；在仿真软件中对微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜流动进行流场与压力场仿真，建立如式(17)所示的微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜生热修正模型，用于计算微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜生热率；
Figure BDA0003689936670000011
式中，Hmicrog表示微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜生热率，ΔP表示流场压力变化量，Qmicrog表示流场流量，Pin、Pout分别表示流场入口和出口压力，
Figure BDA0003689936670000012
表示油膜平均流速，W表示油膜工作表面等效宽度，h表示油膜厚度；
步骤2、微沟槽结构参数包括深度、跨度和间距三种设计参量，深度是指微沟槽在液体静压轴承工作表面的凹陷深度，跨度是指微沟槽沿流速方向的边长，间距是指相邻两个微沟槽之间的距离；设置微沟槽深度、跨度以及间距三种设计参量的初始值，通过数值仿真逐一辨识微沟槽结构参数尺度演变引起的流场形态与流速分布渐变规律，确定流场底层局部液阻变化趋势由增加转为减小的临界点；将每种设计参量横坐标零点与临界点之间的区间作为尺度演变范围，三种设计参量的尺度演变范围共同构成增液阻功能表面微沟槽结构参数的尺度演变空间；
步骤3、构建如式(25)所示的节流器-封油边串联油膜边界表面的微沟槽构型联动设计约束条件；
Figure BDA0003689936670000021
式中，RY、RB分别表示封油边液阻和单条节流边液阻，β为节流比，n表示节流边数量；
将微沟槽结构参数作为变量，以油膜生热率最小化为目标函数构建优化模型，同时遵循，从微沟槽结构参数的尺度演变空间中选取满足节流器-封油边串联油膜边界表面微沟槽构型联动设计约束条件的微沟槽结构参数，完成基于微沟槽的液体静压轴承油膜生热抑制表面设计。
与现有技术相比，本发明的有益效果是：
本发明针对静压类轴承微结构工作表面研究主要集中在对轴承动静特性、承载能力等性能的改善，利用微沟槽功能表面技术抑制液体静压轴承油膜生热，揭示微沟槽功能表面对液体静压轴承油膜生热抑制的影响机理，提高了液体静压轴承的热稳定性和精度，为静压类轴承抑制生热提供了新的研究思路。首先，通过数值仿真与解析建模相结合的方式建立了微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜生热修正模型，进而计算微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜生热率；其次，通过数值仿真逐一辨识不同微沟槽构型与尺度演变引起的流场形态与流速分布渐变规律，确定增液阻功能表面微沟槽深度、跨度和间距这三种设计参量的尺度演变空间；最后，将微沟槽的结构参数作为变量，以油膜生热率最小化为目标函数构建优化模型，同时遵循节流器-封油边串联油膜边界表面微沟槽构型联动设计约束条件，通过优化模型确定不同微沟槽构型对应的结构参数，得到基于微沟槽的液体静压轴承油膜生热抑制表面。
附图说明
图1为本发明的液体静压轴承微沟槽工作表面的三维结构示意图；
图2为本发明的光滑工作表面液体静压轴承油膜流场和压力场仿真模型图；
图3为本发明的仿真模型网格数量与油膜平均流速变化曲线图；
图4为本发明的光滑工作表面液体静压轴承油膜流场仿真云图；
图5为本发明的矩形微沟槽工作表面液体静压轴承油膜流场与压力场仿真模型图；
图6为本发明的矩形微沟槽工作表面液体静压轴承油膜流场仿真云图；
图7为本发明的矩形微沟槽深度与油膜生热率变化曲线图；
图8为本发明的矩形微沟槽跨度与油膜生热率变化曲线图；
图9为本发明的矩形微沟槽间距与油膜生热率变化曲线图；
图10为本发明的增液阻功能表面微沟槽三种设计参量的尺度演变空间图。
具体实施方式
下面结合具体实施例和附图对本发明的技术方案进行详细描述，但并不以此限定本申请的保护范围。
本发明为一种基于微沟槽的液体静压轴承油膜生热抑制表面设计方法(简称方法)，液体静压轴承的封油边和节流边上设置多条均匀分布的微沟槽，微沟槽的走向垂直于液压油流动方向，使得液体静压轴承工作表面呈凹凸相间的结构；微沟槽可以为微圆弧槽、微三角槽、微矩形槽等基本构型，即微沟槽在垂直于流速方向的截面形状呈圆弧形、三角形或矩形；微沟槽的结构参数包括跨度d、深度s和间距j，跨度是指微沟槽沿流速方向的边长，深度是指微沟槽在液体静压轴承工作表面的凹陷深度，间距是指相邻两个微沟槽之间的距离；
该方法具体包括以下步骤：
步骤1、结合光滑工作表面的液体静压轴承油膜生热解析模型，建立微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜生热修正模型；
1)建立光滑工作表面的液体静压轴承油膜生热解析模型；
液压油在液体静压轴承的节流边和封油边上形成油膜，液压油流动即为油膜流动，油膜流动可视为粘性流体在两个光滑平板间隙内的流动并形成微厚度粘性流场，两个光滑平板之间的厚度值小于流体粘性底层厚度；以液压油流动方向为X方向，油膜厚度方向为Y方向，假设光滑平板无限宽，则沿Z方向有
Figure BDA0003689936670000031
vz＝0，vz表示油膜在Z方向的流速，将两个光滑平板间隙内油膜流动看作平面问题来处理；由于油膜厚度小于液压油粘性底层厚度，故将油膜流动视为层流，从油膜中取一个微元，其力平衡方程为：
Pdy-τdx＝(P+dP)dy-(τ+dτ)dx (1)
Figure BDA0003689936670000032
式中，τ表示微元受到的切应力，P表示微元受到的压力；
根据牛顿定律有
Figure BDA0003689936670000033
将其代入式(2)得到下式：
Figure BDA0003689936670000034
式中，η表示液压油动力粘度，v表示流速，
Figure BDA0003689936670000035
表示流速梯度；
对式(3)中的y求两次积分，得到光滑工作表面上油膜流速沿Y方向的分布为：
Figure BDA0003689936670000041
式中，c1、c2均为常数；
根据无滑移边界条件，当y＝0或y＝h时，v＝0，代入式(4)则有：
c2＝0 (5)
Figure BDA0003689936670000042
式中，h表示油膜厚度；
将式(5)、(6)代入式(4)，得到：
Figure BDA0003689936670000043
又因为油膜流动为层流，则有
Figure BDA0003689936670000044
故：
Figure BDA0003689936670000045
式中，Pin、Pout分别表示流场入口和出口压力，L表示流场长度，ΔP表示流场压力变化量；
将式(8)代入式(7)，得到流速分布方程为：
Figure BDA0003689936670000046
对式(9)进行积分，得到光滑工作表面上液压油流量Q为：
Figure BDA0003689936670000047
式中，z表示光滑平板的宽度，此处等于油膜工作表面等效宽度W，将其代入式(10)，则有：
Figure BDA0003689936670000048
油膜在流场中流动产生的摩擦生热率H表示为：
H＝hwρgQ (12)
式中，ρ表示液压油密度，g表示重力加速度，hw表示1N重力下油膜的摩擦生热率，其表达式为：
Figure BDA0003689936670000049
将式(11)和(13)代入式(12)，得到油膜在流场中流动产生的摩擦生热率，即光滑工作表面的液体静压轴承油膜生热解析模型为：
Figure BDA0003689936670000051
也可以表示为：
H＝(Pin-Pout)·Q＝ΔP·Q (15)
2)以微沟槽工作表面的油膜为研究对象，对油膜流动的流场和压力场进行仿真，得到油膜平均流速；
利用ANSY-Fluent软件根据液体静压轴承节流器与封油边设计参数，构建液体静压轴承工作表面油膜流场几何模型，在液体静压轴承工作表面加工微沟槽，构建油膜流场与压力场仿真模型，通过仿真分析流场形态与流速的分布规律；在Fluent软件中模拟液压油在缝隙中的流动，将缝隙的上、下边界设置为壁面，左、右两侧设置为入口和出口，油膜流动模型设为层流模型；设置液压油密度ρ，液压油动力粘度η；液压油流动为压力差引起的流动，故设置液压油流动方向为X方向，入口压力为Pin，出口压力为Pout，流场长度为L，油膜厚度为h，油膜厚度方向为Y方向，油膜工作表面等效长度W，其余边界条件保持默认，进行流场和压力场仿真，对流场求面积加权平均(Area-WeightedAverage)，得到油膜平均流速v，
Figure BDA0003689936670000052
A表示整个流速长的面积，Ai表示单个网格单元的面积，Φi表示单个网格单元的平均速度，n表示网格单元的数量；
通过改变微沟槽构型，分别构建不同微沟槽构型工作表面的油膜流场和压力场仿真模型，每种微沟槽构型工作表面都得到对应的油膜平均流速；
3)建立微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜生热修正模型；
根据上述得到的油膜平均流速，通过式(16)计算流场流量Qmicrog；由于流场中流量处处相等，为便于计算，h取无微沟槽处的油膜厚度；
Figure BDA0003689936670000053
将式(16)代入式(15)，得到微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜生热修正模型；
Figure BDA0003689936670000054
式中，Hmicrog表示微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜生热率；
至此，通过数值仿真与解析建模相结合的方法，建立了微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜生热修正模型，用于计算微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜生热率；
步骤2、通过数值仿真逐一辨识不同微沟槽构型与结构参数尺度演变引起的流场形态与流速分布渐变规律，确定流场底层局部液阻变化趋势由增加转为减小的临界点，将设计参量横坐标零点与临界点之间的区间作为尺度演变范围，进而确定增液阻功能表面微沟槽结构参数的尺度演变空间；
1)设置微沟槽深度、跨度以及间距三种设计参量的初始值，得到不同微沟槽构型与尺度下的油膜成组几何模型；通过数值仿真法模拟不同微沟槽构型与尺度下油膜流动的流场与压力场，逐一辨识不同微沟槽构型与尺度演变引起的流场形态与流速分布渐变规律；
2)根据流场形态和流速分布渐变规律，确定不同微沟槽构型下增液阻功能表面微沟槽的深度、跨度以及间距三种设计参量的尺度演变范围；增液阻功能表面是指具有增加液阻、降低流速和抑制生热功能的微沟槽工作表面；
根据油膜流动的流场与压力场数值仿真结果，分析微沟槽迎流面压力与背流面压力对流场形态的影响，迎流面压力通过降低流体-边界表面滑移速率以提高油膜整体流动阻碍力，背流面压力通过微沟槽内“微涡流”回流效应提高流体-边界表面滑移速率以提高流动驱动力，迎流面压力与背流面压力二者合力即为流场底层局部液体流动阻力，微沟槽构型与尺度都会引起流场底层局部液体流动阻力变化；根据不同微沟槽构型与尺度演变引起的流场形态与流速分布渐变规律，确定微沟槽不同设计参量演变过程中出现的流动驱动力与阻碍力主次关系易位临界点，即流场底层局部液体流动阻力变化趋势由增加转为减小的临界点，设计参量横坐标零点与临界点之间的区间即为尺度演变范围，三种设计参量的尺度演变范围共同构成增液阻功能表面微沟槽结构参数的尺度演变空间，尺度演变空间是以深度、跨度和间距三个设计参量为三个坐标轴构建的三维空间；
步骤3、将微沟槽的结构参数作为变量，以油膜生热率最小化为目标函数构建优化模型，同时遵循节流器-封油边串联油膜边界表面微沟槽构型联动设计约束条件，通过优化模型确定不同微沟槽构型对应的结构参数，得到基于微沟槽的液体静压轴承油膜生热抑制表面；
1)构建节流器-封油边串联油膜边界表面的微沟槽构型联动设计约束条件；
由于尺度演变空间内三种设计参量可以组成若干组微沟槽结构参数，并不是所有结构参数的组合都满足设计要求，因此需要从微沟槽结构参数的尺度演变空间中选取满足节流器-封油边串联油膜边界表面的微沟槽构型联动设计约束条件的值作为微沟槽的结构参数；
在液体静压轴承工作表面设置微沟槽需要保证液体静压轴承的承载能力不变，即液体静压轴承的节流边和封油边的节流比保持不变；节流比是指供油压力ps与油腔压力pr之比，其表达式为：
Figure BDA0003689936670000061
式中，β为节流比，Δp为节流器节流作用产生的压力降；
封油边的流量QY和节流边的流量QB分别为：
Figure BDA0003689936670000071
Figure BDA0003689936670000072
式中，LY表示封油边的总长度，BD表示封油边的宽度，lD、bD分别表示单条节流边的等效长度和宽度，n表示节流边数量；
定义封油边液阻和单条节流边液阻分别为RY、RB，表达式分别为：
Figure BDA0003689936670000073
Figure BDA0003689936670000074
由于节流器节流作用产生的压力降Δp为供油压力的1/β，即ps＝β·Δp，此时ps-Δp＝(β-1)·Δp，则封油边的流量QY转换为：
Figure BDA0003689936670000075
将式(22)代入式(20)，将节流边的流量QB转换为：
Figure BDA0003689936670000076
根据串联液阻压降分配比例(节流比)不变与串联液路流量各处相等原理，液压油经过封油边的流量QY和节流边的流量QB相等，由液体不可压缩原理，则有QY＝QB，联立式(23)和(24)，得到：
Figure BDA0003689936670000077
故式(25)为节流器-封油边串联油膜边界表面的微沟槽构型联动设计约束条件；
2)由于微沟槽的结构参数变化实质上是引起流场液体流动阻力变化，液体流动阻力变化引起流量变化，由微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜生热修正模型可知，流场流量变化引起油膜生热率变化，因此将微沟槽的结构参数，即微沟槽的深度、跨度和间距三种设计参量作为变量，以油膜生热率最小化为目标函数构建优化模型，同时遵循节流器-封油边串联油膜边界表面微沟槽构型联动设计约束条件，通过优化模型确定微沟槽的结构参数，不同微沟槽构型都有对应的结构参数；
至此，完成基于微沟槽的液体静压轴承油膜生热抑制表面设计，在保证液体静压轴承承载能力不变的前提下，还能抑制液体静压轴承油膜生热。
实施例1
图1为液体静压轴承及微沟槽结构。以双光滑平板间隙内的油膜为研究对象，在ANSY-Fluent软件中建立光滑工作表面的液体静压轴承油膜流场与压力场仿真模型，分析类型为二维；进行网格划分，在Fluent软件中模拟液压油在缝隙中的流动，如图2所示，将缝隙的上、下边界设置为壁面，左、右两侧设置为入口和出口；由于油膜厚度小于液压油粘性底层厚度，因此油膜流动视为层流，故仿真模型设置为层流模型；设置压力油密度ρ＝865kg/m3，液压油动力粘度η＝1.27×10-3Pa·s；液压油流动为压力差引起的流动，故设置X方向为液压油流动方向，入口压力为Pin＝1.5MPa，出口压力为Pout＝0MPa，流场长度为L＝6mm，油膜厚度为h＝20μm，油膜厚度方向为Y方向，油膜工作表面等效长度W＝152.82mm，其余边界条件保持默认；
分别选取2×10-3mm、1.5×10-3mm、1×10-3mm、8×10-4mm、6×10-4mm、5×10-4mm、4×10-4mm七种不同大小的网格对仿真模型进行验证；如图3所示，当网格数量达到1.2×105之后，油膜平均流速逐渐趋于稳定，相邻两种网格尺寸计算结果的相对误差下降到0.18％以下，可以忽略；综合考虑仿真质量和效率，选定仿真模型的网格大小为8×10-4mm，网格数为187500，且网格质量(Element Quality)达到0.995，网格纵横比(Aspect Ratio)达到1.0037，网格质量满足要求；
图4为光滑工作表面的液体静压轴承油膜流场仿真云图，油膜沿流动方向上速度处处相等，垂直于流动方向即油膜厚度方向，流速从流场中线向上、下边缘递减且关于油膜厚度中线呈对称分布，即流速沿厚度方向呈现“中间大两边小”的对称分布趋势，这与式(9)的流速分布方程对应的二次曲线分布一致，本发明方法的有效性奠定了基础。
表1不同工况下通过仿真和解析计算得到的油膜平均流速对比
Figure BDA0003689936670000081
Figure BDA0003689936670000091
表1为不同工况下通过仿真和解析计算得到的油膜平均流速对比结果，通过仿真和解析计算得到的油膜平均流速的相对误差小于1％，进一步验证了仿真方法的正确性和可靠性；
基于上述仿真，建立矩形微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜流场和压力场仿真模型，如图5所示，设置三种设计参量的初始值为：深度s＝0.01mm，跨度d＝0.03mm，间距j＝0.02mm，对矩形微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜流场和压力场进行仿真；图6是矩形微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜流场仿真云图，可见由于微沟槽的存在，流速分布与光滑工作表面的液体静压轴承油膜有所不同；沿流动方向，油膜厚度中线附近流速出现周期性峰值，并以峰值为中心向四周递减，形成周期性出现的“流速山峰”，且“流速山峰”位于相邻两个矩形微沟槽之间；沿油膜厚度方向，流速分布也不再关于油膜厚度中线对称，从油膜厚度中线向上、下边缘逐渐减小，在相邻两个矩形微沟槽之间的位置流速最小。通过仿真可以计算油膜平均流速，进而通过式(17)计算矩形微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜生热率Hmicrog＝3.163W。
在上述数值仿真与解析建模的基础上，采用控制变量的方式改变矩形微沟槽尺度演变引起的流场形态与流速梯度分布渐变规律，图7、图8和图9分别深度、跨度和间距与油膜生热率的变化曲线图；从图7可以看出，随着矩形微沟槽深度从0开始增加，油膜生热率先增后减，深度增加至0.010mm后油膜生热率小于光滑工作表面的液体静压轴承油膜生热率，并随着深度增加油膜生热率持续降低；当深度小于0.004mm时，较浅的矩形微沟槽并不能阻碍液压油流动，背流面驱动力大于迎流面阻抗力，使油膜生热率增大；反之，当深度大于0.004mm时，背流面驱动力小于迎流面阻抗力，流场流速下降，油膜生热率减小；而随着深度增加至0.010mm以上时，部分液压油滞留在矩形微沟槽中，使流场流速显著减慢，油膜生热率下降明显；相较于光滑工作表面的液体静压轴承油膜，矩形微沟槽工作表面起到了生热抑制效果。
从图8可以看出，随着矩形微沟槽跨度从0开始增加，油膜生热率先减后增，增减变化转折点为0.01mm，且跨度增加至0.025mm后油膜生热率接近光滑工作表面的液体静压轴承油膜生热率并继续增大；当跨度小于0.01mm时，与光滑工作表面的液体静压轴承油膜相比，矩形微沟槽产生了局部液体阻力，背流面驱动力小于迎流面阻抗力，使流场流速降低，油膜生热率减小；而随着矩形微沟槽跨度的逐渐增大，液压油在矩形微沟槽中逐渐充分流动，局部液体流动阻力减小，流速增大，油膜生热率开始回升；但与光滑工作表面的液体静压轴承油膜相比，矩形微沟槽仍具有生热抑制效果；当跨度大于0.025mm时，局部液体流动阻力已消失，矩形微沟槽开始促进液压油流动，油膜生热率持续增大。
从图9可以看出，随着矩形微沟槽间距从0.005mm开始增加，油膜生热率持续减小且始终大于光滑工作表面的液体静压轴承油膜生热率，与光滑工作表面的液体静压轴承油膜相比，矩形微沟槽工作表面不但没有产生抑制生热效果，而且促进了液压油的流动和生热。然而，随着间距增大，相同流程内的矩形微沟槽数量减少，油膜生热率降幅减小，矩形微沟槽抑制生热的效果减弱；当间距增大到0.32mm时，油膜生热率接近光滑工作表面的液体静压轴承油膜生热率，因为此时矩形微沟槽分布足够稀疏，近似于光滑工作表面情况。
根据上述变化规律可知，随着设计尺度变化，矩形微沟槽工作表面会影响油膜流场的流速梯度，使油膜生热率大于或小于光滑工作表面的液体静压轴承油膜生热率，即对油膜生热产生促进或抑制作用，因此遵循同样的方法，渐变调整矩形微沟槽的深度、跨度、间距三种设计参量的取值，计算矩形微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜生热率，从尺度演变空间中选取油膜生热率小于光滑工作表面的液体静压轴承油膜生热率(即具有生热抑制效果)的点，即可得到增液阻功能表面微沟槽的深度、跨度以及间距三种设计参量的尺度演变空间，如图10所示。
本发明未述及之处适用于现有技术。

Claims (4)

1.一种基于微沟槽的液体静压轴承油膜生热抑制表面设计方法，其特征在于，该方法包括以下步骤：
步骤1、在液体静压轴承的封油边和节流边上设置多条均匀分布的微沟槽，微沟槽的走向垂直于液压油流动方向，使得液体静压轴承工作表面呈凹凸相间的结构；在仿真软件中对微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜流动进行流场与压力场仿真，建立如式(17)所示的微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜生热修正模型，用于计算微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜生热率；
Figure FDA0003689936660000011
式中，Hmicrog表示微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜生热率，ΔP表示流场压力变化量，Qmicrog表示流场流量，Pin、Pout分别表示流场入口和出口压力，
Figure FDA0003689936660000012
表示油膜平均流速，W表示油膜工作表面等效宽度，h表示油膜厚度；
步骤2、微沟槽结构参数包括深度、跨度和间距三种设计参量，深度是指微沟槽在液体静压轴承工作表面的凹陷深度，跨度是指微沟槽沿流速方向的边长，间距是指相邻两个微沟槽之间的距离；设置微沟槽深度、跨度以及间距三种设计参量的初始值，通过数值仿真逐一辨识微沟槽结构参数尺度演变引起的流场形态与流速分布渐变规律，确定流场底层局部液阻变化趋势由增加转为减小的临界点；将每种设计参量横坐标零点与临界点之间的区间作为尺度演变范围，三种设计参量的尺度演变范围共同构成增液阻功能表面微沟槽结构参数的尺度演变空间；
步骤3、构建如式(25)所示的节流器-封油边串联油膜边界表面的微沟槽构型联动设计约束条件；
Figure FDA0003689936660000013
式中，RY、RB分别表示封油边液阻和单条节流边液阻，β为节流比，n表示节流边数量；
将微沟槽结构参数作为变量，以油膜生热率最小化为目标函数构建优化模型，同时遵循，从微沟槽结构参数的尺度演变空间中选取满足节流器-封油边串联油膜边界表面微沟槽构型联动设计约束条件的微沟槽结构参数，完成基于微沟槽的液体静压轴承油膜生热抑制表面设计。
2.根据权利要求1所述的基于微沟槽的液体静压轴承油膜生热抑制表面设计方法，其特征在于，所述微沟槽为微矩形槽、微圆弧槽或微三角槽。
3.根据权利要求1所述的基于微沟槽的液体静压轴承油膜生热抑制表面设计方法，其特征在于，步骤1的具体过程为：
1)建立光滑工作表面的液体静压轴承油膜生热解析模型；
液压油在液体静压轴承的节流边和封油边上形成油膜，液压油流动即为油膜流动，将油膜流动视为粘性流体在两个光滑平板间隙内的流动，以液压油流动方向为X方向，油膜厚度方向为Y方向，假设光滑平板无限宽，则沿Z方向有
Figure FDA0003689936660000021
vz＝0，vz表示油膜在Z方向的流速；油膜流动视为层流，从油膜中取一个微元，其力平衡方程为：
Pdy-τdx＝(P+dP)dy-(τ+dτ)dx (1)
Figure FDA0003689936660000022
式中，τ表示微元受到的切应力，P表示微元受到的压力；
根据牛顿定律有
Figure FDA0003689936660000023
将其代入式(2)得到下式：
Figure FDA0003689936660000024
式中，η表示液压油动力粘度，v表示流速，
Figure FDA0003689936660000025
表示流速梯度；
对式(3)中的y求两次积分，得到光滑工作表面上油膜流速沿Y方向的分布为：
Figure FDA0003689936660000026
式中，c1、c2均为常数；
根据无滑移边界条件，当y＝0或y＝h时，v＝0，代入式(4)则有：
c2＝0 (5)
Figure FDA0003689936660000027
式中，h表示油膜厚度；
将式(5)、(6)代入式(4)，得到：
Figure FDA0003689936660000028
又因为油膜流动为层流，则有
Figure FDA0003689936660000029
故：
Figure FDA00036899366600000210
式中，L表示流场长度；
将式(8)代入式(7)，得到流速分布方程为：
Figure FDA00036899366600000211
对式(9)进行积分，得到光滑工作表面上液压油流量Q为：
Figure FDA0003689936660000031
式中，z表示光滑平板的宽度，此处等于油膜工作表面等效宽度W，将其代入式(10)，则有：
Figure FDA0003689936660000032
油膜在流场中流动产生的摩擦生热率H表示为：
H＝hwρgQ (12)
式中，ρ表示液压油密度，g表示重力加速度，hw表示1N重力下油膜的摩擦生热率，其表达式为：
Figure FDA0003689936660000033
将式(11)和(13)代入式(12)，得到油膜在流场中流动产生的摩擦生热率，即光滑工作表面的液体静压轴承油膜生热解析模型为：
Figure FDA0003689936660000034
也可以表示为：
H＝(Pin-Pout)·Q＝ΔP·Q (15)
2)以微沟槽工作表面的油膜为研究对象，对油膜流动的流场和压力场进行仿真，得到油膜平均流速；
3)通过式(16)计算流场流量Qmicrog；
Figure FDA0003689936660000035
将式(16)代入式(15)，得到微沟槽工作表面的液体静压轴承油膜生热修正模型。
4.根据权利要求1所述的基于微沟槽的液体静压轴承油膜生热抑制表面设计方法，其特征在于，步骤3中，构建节流器-封油边串联油膜边界表面的微沟槽构型联动设计约束条件的具体过程为：
在液体静压轴承工作表面设置微沟槽需要保证液体静压轴承的承载能力不变，即液体静压轴承的节流边和封油边的节流比保持不变；节流比的表达式为：
Figure FDA0003689936660000036
式中，Δp为节流器节流作用产生的压力降，ps、pr分别表示供油压力和油腔压力；
封油边的流量QY和节流边的流量QB分别为：
Figure FDA0003689936660000041
Figure FDA0003689936660000042
式中，LY表示封油边的总长度，BD表示封油边的宽度，lD、bD分别表示单条节流边的等效长度和宽度；
封油边液阻RY和单条节流边液阻RB的表达式分别为：
Figure FDA0003689936660000043
Figure FDA0003689936660000044
由于节流器节流作用产生的压力降Δp为供油压力的1/β，即ps＝β·Δp，此时ps-Δp＝(β-1)·Δp，则封油边的流量QY转换为：
Figure FDA0003689936660000045
将式(22)代入式(20)，将节流边的流量QB转换为：
Figure FDA0003689936660000046
根据节流比不变与串联液路流量各处相等原理，液压油经过封油边的流量QY和节流边的流量QB相等，由液体不可压缩原理，则有QY＝QB，联立式(23)和(24)，得到式(25)的节流器-封油边串联油膜边界表面的微沟槽构型联动设计约束条件。
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