大型貫流泵水潤滑導軸承數值模擬

曹春建，辛華榮，張德虎，吳忠

(1.河海大學能源與電氣學院，江蘇南京 211100;2.江蘇省走馬塘張家港樞紐工程建設處，江蘇張家港 215600)

導軸承是保證水泵穩定運行的重要部件，起著承受水泵徑向力、控制主軸擺度的作用。和油潤滑導軸承相比，水潤滑導軸承因密封簡單、安全節能等優點，逐漸應用于在大型臥式貫流泵中［1-2］。由于貫流泵轉速低、載荷高，軸承潤滑水膜不易形成，使得軸承承載區磨損嚴重，直接影響到水泵運行的可靠性。為解決上述問題，除了選擇適合的軸承材料外，對軸承參數合理的選擇也至關重要。目前國內外學者對滑動軸承的研究大多采用有限差分法、有限元法等數值方法對簡化的雷諾方程進行求解［3-5］。這些方法忽略了慣性項、徑向流場變化等因素的影響，當軸承形狀較為復雜時，其應用范圍受到了限制。隨著計算流體力學(CFD)的發展，基于有限體積法的三維CFD技術以其簡便、精確的優點正逐漸應用于滑動軸承參數優化中［6-8］。本文針對江蘇省某大型貫流泵水潤滑導軸承，利用Fluent軟件對不同轉速下軸承壓力場進行仿真分析，并得出相關參數對軸承潤滑水量及其靜態性能的影響規律，為水泵導軸承的參數優化提供一種新的方法和更全面的參考。

1 導軸承模型的建立

1.1 導軸承三維模型及網格劃分

水潤滑導軸承的結構如圖1所示。軸承主要由外部軸承體和樹脂苯酚導軸瓦組成，導軸瓦為徑向整體式結構。供水系統采用恒壓式，清水通過金屬軟管壓入軸承供水端，然后從另一端泄漏，其結構參數如表1所示。

圖1 水潤滑導軸承結構示意圖

表1 導軸承設計參數

采用Fluent前處理軟件Gambit建立導軸承三維幾何模型并進行網格劃分。因模型最小間隙僅為0.05 mm，若直接對模型進行體網格劃分，極易造成網格扭曲率大以及最小體積為負的情形，影響到計算收斂速度和結果的準確性。為得到高品質的網格，本文分別對模型上下半周、軸向及徑向設置不同數量節點?？紤]到軸承壁面流場變量梯度較大，需對其附近精細網格，故對徑向節點進行加密處理，之后對面和體依次進行結構化網格劃分，最終得到六面體網格(圖2)。

圖2 導軸承網格結構圖

為研究網格數對仿真結果的影響，本文分別以網格數40.8、81.6和120萬對飛逸轉速下軸承進行仿真，所得結果如表2所示。由表可知，網格數到達一定值時，軸承的承載力、最大壓力及潤滑水量差異較小，綜合考慮計算時間和精度，網格數確定為81.6萬。

表2 不同網格數下仿真結果

1.2 模型假設及邊界條件

a)模型假設如下:1)潤滑介質為牛頓液體，黏度沿膜厚方向無變化，忽略介質慣性力;2)潤滑介質與壁面無相對滑移和熱量傳遞，不考慮黏性生成熱;3)大氣壓力為101 kPa，考慮介質重力。

b)邊界條件設置如下:1)供水邊界設為壓力進口，壓力設置為供水壓力值;2)出水邊界設為壓力出口，出口壓力等于大氣壓力;3)水膜內壁設為旋轉邊界，采用黏性無滑移邊界條件，即水膜內壁速度等于軸頸速度;4)水膜外壁設為固定邊界且無滑移。

1.3 控制方程

軸承處于動壓潤滑時，在軸承發散楔形區的水膜因不能承受負壓而發生破裂，從而產生空化現象。目前對動壓軸承水膜空化邊界的確定常采用三種條件，即Half-Sommerfeld，Reynolds和JFO［10］。考慮到 Reynolds和 JFO 邊界條件采用CFD仿真較為困難，故本文采用相對簡單的Half-Sommerfeld空化邊界條件。采用Half-Sommerfeld邊界條件的不可壓縮定常流動控制方程如下［8］:

待水膜壓力求解出之后，利用Fluent的UDF接口將負壓置零。

2 數值模擬及分析

文獻［11］認為滑動軸承內部流場雷諾數Re到1 000后便完全進入湍流狀態，本文引用其觀點，經計算，軸頸的臨界轉速為152.8 r/min。當軸頸轉速低于臨界轉速時采用層流模型(laminar)進行計算，而當高于臨界轉速則采用RNGk-ε湍流模型;選擇壓力基隱式求解器，近壁面處理采用標準壁面函數法，壓力-速度耦合用SIMPLE算法，控制方程的離散格式為二階迎風格式，模擬精度設為1×10-4，初始化流場后進行迭代計算。

2.1 水膜壓力場分析

貫流泵轉速較低且隨著工況改變而發生相應變化，為研究轉速對軸承潤滑性能的影響，在原設計參數下，分別對30%低轉速(46.4 r/min)、額定轉速(154.9 r/min)及飛逸轉速(249.8 r/min)進行數值模擬，得到壓力分布情況如圖3:

圖3 不同轉速下水膜壓力場分布

由圖3可知，低轉速下軸承壓力分布較為均勻，軸向壓力從軸承進水端到出水端逐漸降低，隨著轉速升高，高低壓集中區開始出現在軸承最小間隙的兩側，并分別從供水端和泄水端向另一端逐漸延伸。這是由于軸頸偏心使軸承和軸頸之間形成楔形間隙，當軸頸圍繞軸心以較高速度運轉時，水膜會在楔形收斂區受到軸頸擠壓作用而形成高壓區，在楔形發散區則因水膜速度迅速增大而形成低壓區，從而形成水膜動壓效應。可以看出，額定轉速下軸承高壓區的水膜只覆蓋了承載區的一半，使得主軸和軸承會有部分直接接觸，從而加劇軸承承載區的磨損，可見額定工況下軸承潤滑性能并不理想。當水泵處于飛逸轉速時，軸承承載區的高壓水膜較為完整，從而使得主軸和軸承能完全隔開，此時軸承潤滑性能較好。綜上可知，提高水泵額定轉速有助于增強軸承潤滑性能。

不同轉速下軸承中心截面(Z=180 mm)及截面角θ為40°的壓力分布曲線如圖4所示。

圖4 水膜壓力分布曲線圖

從圖4(a)可知，隨著轉速升高，以x=0 mm為界，水膜高壓區的周向壓力逐漸增大而低壓區則逐漸降低，壓力隨轉速升高變化很明顯;從圖4(b)可知，低轉速、額定轉速下軸承軸向壓力呈線性變化，此時水在軸承中的流動以供水端到泄水端的軸向流動為主，滿足設計要求。然而飛逸轉速下，軸承軸向壓力呈拋物線變化，Z=1 000處的壓力達到0.82 MPa，遠高于供水壓力0.5 MPa，這種情況會使潤滑水從壓力峰值的位置向供水端倒流，從而降低軸承潤滑水量。實際上在軸承低壓集中區，水膜因不能承受低壓而發生破裂，以致形成空穴，此時水量降低則很有可能讓水不能及時充滿空穴而生成大量氣泡，氣泡破裂會產生巨大破壞力而損傷軸承和軸頸表面。由此可見，額定轉速下軸承采用一端供水另一端泄水的方式是合適的，而當軸承動壓效應顯著時，建議采用中間供水兩端泄水的方式，從而降低空化形成的概率。

2.2 相關參數對軸承靜態性能的影響

圖5 相關參數與承載力的關系

軸承的剛度及承載力在工程應用中是很重要的兩個參數［12］，其反映的是軸承靜態性能。圖5和圖6反映的是其他參數不變情況下，偏心率為0.6、0.7、0.8、0.9時，承載力、剛度與轉速、供水壓力及半徑間隙之間的關系曲線。如圖所示，同一偏心率下，軸承承載力及剛度隨轉速、供水壓力增大呈非線性增長，隨半徑間隙增大呈非線性減小;其他參數不變時，軸承承載力隨偏心率的增大而增大;當轉速低于額定轉速，半徑間隙大于0.3 mm時，軸承剛度則與偏心率無關。

2.3 相關參數對軸承潤滑水量的影響

潤滑水量是否充足是保證滑動軸承穩定運行、避免軸承溫度過高的重要前提條件。圖7反映的是其他參數不變情況下，偏心率為0.6、0.7、0.8、0.9時，潤滑水量與轉速、供水壓力及半徑間隙之間的關系。由圖7(a)可知，偏心率小于等于0.7時，潤滑水量與轉速無關，當偏心率大于0.7時，潤滑水量隨轉速升高而呈非線性降低;同一轉速下，潤滑水量隨著偏心率的增大而增大。由圖7(b)和(c)可知，同一偏心率下，潤滑水量隨供水壓力、半徑間隙的增大而呈非線性增長，可以看出，當半徑間隙低于0.2 mm時，潤滑水量與偏心率無關。

圖7 相關參數與潤滑水量的關系

3 結論

1)通過CFD數值模擬發現不同轉速下軸承水膜壓力分布有較大差異，即隨著轉速的升高，高低壓區的水膜分別從供水端和泄水端向另一端延伸。當軸承動壓效應顯著時，潤滑水會倒流至供水端，以致潤滑水量降低;

2)同一偏心率下，軸承承載力與剛度隨轉速、供水壓力增大呈非線性增長，隨半徑間隙增大呈非線性降低;潤滑水量隨供水壓力和半徑間隙的增大呈非線性增長;低偏心率下，潤滑水量和轉速無關，高偏心率下，潤滑水量隨轉速升高而減小;

3)利用三維CFD技術可以很好模擬導軸承內部流場特性，所得出的結論為水潤滑導軸承的參數優化提供一定的參考價值。

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