高速角接觸球軸承腔內氣相流動與傳熱特性研究

翟強,閆柯,,張優云,洪軍,朱永生

(1.西安交通大學現代設計與轉子軸承系統教育部重點實驗室, 710049, 西安;2.西安交通大學機械制造系統工程國家重點實驗室, 710049, 西安)

高速角接觸球軸承腔內氣相流動與傳熱特性研究

翟強1,閆柯1,2,張優云1,洪軍2,朱永生2

(1.西安交通大學現代設計與轉子軸承系統教育部重點實驗室, 710049, 西安;2.西安交通大學機械制造系統工程國家重點實驗室, 710049, 西安)

針對高速運轉滾動軸承腔內空氣在接觸區周圍形成的高壓區阻礙潤滑介質進入,從而導致供油效率降低的問題,以B7008C角接觸球軸承為研究對象,考慮軸承幾何結構細節,建立了角接觸球軸承腔內氣相流動模型,采用旋轉坐標系描述軸承各組件運動,分析滾動軸承在不同轉速與保持架結構參數下的氣相流動。用該模型分析了軸承腔內氣相流場,揭示了軸承公轉、鋼球自旋、保持架結構等因素對軸承腔內氣相流型與傳熱效率的影響規律。結果表明:隨著公轉轉速升高,氣流速度升高,軸承腔內壓差增大;高速下鋼球的自旋效應使軸承腔內氣壓升高,分布不均勻性加劇;保持架兜孔形狀、兜孔結構等參數影響換熱效率與壓力場分布,隨兜孔間隙增大,保持架對流換熱系數升高。軸端貼近軸承內圈處是配置供油單元出口的理想位置。

高速角接觸球軸承;氣相流場;換熱效率;保持架結構

軸承內部良好的潤滑狀態是抑制其摩擦溫升、改善滾動軸承服役性能的關鍵。隨著極限轉速的不斷升高,軸承腔內氣相流動劇烈,壓差增大,鋼球周圍形成高速旋渦,鋼球滾道接觸區周圍形成高壓區,使得潤滑介質難以有效進入[1],從而導致軸承接觸區潤滑不良及摩擦溫升,甚至誘發軸承失效等。近年來,NTN等公司已經嘗試設計不同結構潤滑單元,力求減弱氣相流動對供油的影響,以改善軸承內部潤滑狀態,提高潤滑效率[2]。

深入研究軸承腔內的氣相流動特性,對于優化軸承供油單元設計與配置方式,提高潤滑性能,抑制摩擦發熱具有重要的意義。然而,由于軸承內部接觸及運動邊界的復雜性,難以理論分析軸承內部的真實流動特性。Kim等忽略保持架,建立了角接觸球軸承內部流型分析模型,對軸承腔內的氣相流動進行了分析,在此模型基礎上Oh等增加了保持架結構,分析了不考慮內外圈在軸向的曲率變化的軸承腔內流場特性[3]。Cui等指出,軸腔幾何形狀及運動共同決定著流場特性,其對于腔內潤滑油分布,換熱冷卻效率有重要的影響[4-7]。

由于軸承結構與運動形式的復雜性,目前尚缺乏高精度的軸承內部流動分析模型,對于軸承腔內氣相流動的研究,均未涉及軸承部件結構變化對內部流場的影響。

針對上述問題,本文以B7008C角接觸球軸承為研究對象,考慮軸承幾何結構細節,建立了角接觸球軸承腔內氣相流動模型,采用旋轉坐標系描述軸承各組件運動,分析滾動軸承在不同轉速與保持架結構參數下的氣相流動,為優化保持架結構、改進潤滑方式、提高換熱效率提供理論依據。

1 數值計算模型

1.1 旋轉坐標系

角接觸球軸承的運動形式復雜,內圈、保持架和滾動體以各自的速度公轉,鋼球除公轉外還有自旋運動。為了準確地模擬其運動形式,采用旋轉坐標系描述其運動形式。

軸承腔體高速旋轉,相對于慣性坐標系以ω的轉速轉動。其內部一點的運動狀態為

v=vr+ur

ur=vt+ω×r

(1)

旋轉坐標系內流體的質量、動量及能量守恒方程分別修正為[8]

(2)

(3)

(4)

1.2 幾何模型

圖1為B7008C角接觸球軸承幾何模型,尺寸見表1。為了提高計算效率,根據其結構的旋轉周期性,對其1/18模型進行計算。對接觸區域網格加密,確保計算精度。

(a)整體結構 (b)1/18計算流域

表1 B7008C軸承幾何參數

1.3 邊界條件

軸承外圈設為靜止壁面;內圈、保持架、鋼球設置為動壁面,速度由式(5)～式(7)確定[9]。軸向兩端面與大氣連通,設為常壓。徑向兩端面設置為內部周期面。根據B7008C軸承實驗測試數據,對各壁面設定熱平衡狀態下溫度,用于觀測不同幾何參數及運行工況下軸承腔內傳熱性能影響,參數見表2。每一迭代步的質量、速度和能量的殘差收斂閾值均設為1×10-6,并觀測進出口質量流量,當進出口凈通量低于入口流量的0.2%時,停止迭代計算。計算結果獨立于網格。

nc=ni(1-γ)/2

(5)

nw=dmni(1-γ2)/2D

(6)

r=Dcosα/dm

(7)

式中:ni是軸承內圈轉速;nc是鋼球及保持架公轉速度;nw是鋼球自旋速度;D是鋼球直徑;dm是節圓直徑。

表2 計算參數

2 結果與分析

2.1 軸承腔內氣流流型

角接觸球軸承腔內氣相流型由軸承的運動形式與幾何結構共同決定。圖2是公轉速度為1×104r/min時,角接觸球軸承腔內空氣流型。由圖可見,氣流方向整體上與軸承公轉方向一致。由于鋼球相對于靜止外圈的高速轉動,在內外滾道接觸區出現負壓,負壓區周圍形成高壓區。鋼球公轉方向前側壓強較大。

圖2 軸承腔內壓強分布與流線

圖3為角接觸球軸承徑向與軸向中心截面速度分布與流線,內圈附近氣流速度較高,外圈附近速度較低,氣流速度在徑向平面內分布變化較大。氣流由軸端貼近內圈處(見圖3中A、B)進入軸承腔體,并于鋼球兩側形成對稱的旋渦,受鋼球自旋影響,分別自保持架引導間隙和保持架下側區域流出。軸向平面內,除內外滾道區域,速度分布較均勻;氣流流向與公轉方向一致。

(a)徑向中心截面

(b)軸向中心截面

(a)不考慮鋼球自旋

(b)考慮鋼球自旋

2.2 軸承運動對氣體流型的影響

2.2.1 運動形式對氣體流型的影響 分別計算考慮鋼球自旋和不考慮鋼球自旋兩種邊界條件下B7008C軸承腔內空氣流動,對比鋼球自旋對軸承腔內流場與換熱效率影響。圖4為兩種邊界條件下軸承腔內鋼球周圍壓強分布與流線(公轉速度2×104r/min)。考慮鋼球自旋后,軸承腔內平均氣壓升高。不考慮鋼球自旋時最低氣壓為-303.12 Pa,最高氣壓為275.3 Pa,平均氣壓為17.43 Pa;考慮自旋后,最低氣壓為-1011.50Pa,最高氣壓為309.47 Pa,平均氣壓為23.22 Pa,最低、最高氣壓值均增大,其中負壓變化尤為明顯。同時,不考慮自旋時,鋼球周圍氣體流動方向與公轉方向吻合;考慮自旋后,在鋼球的帶動下,氣流徑向速度加大,自近外滾道接觸處低壓區一側流向另一側,流向與自旋方向一致,鋼球的自旋運動使保持架上下氣體交換加強。

圖5為考慮與不考慮鋼球自旋的軸承徑向中心截面速度分布與流線,可見鋼球的自旋使氣體流速升高,鋼球周圍旋渦加大,空氣流動方向性增強,鋼球兩側氣流運動趨于對稱。不考慮鋼球自旋運動時表面換熱系數為44.13 W/m2·K,考慮自旋后表面換熱系數為61.81W/m2·K。自旋使球表面流速增大,換熱系數提高。

(a)不考慮鋼球自旋

(b)考慮鋼球自旋

2.2.2 轉速對氣體流型的影響 分別計算了1×104r/min～3.5×104r/min下的軸承腔內流場,用于分析轉速影響作用。圖6為各轉速下軸承腔內的氣壓分布,隨轉速的升高,最高氣壓與最低氣壓值增大,軸承腔內氣壓分布不均勻性增大,與文獻[4]中計算結果趨勢一致,平均氣壓升高。

圖6 轉速對氣壓分布的影響

圖7為軸承腔內氣流速度及保持架表面換熱系數隨轉速變化的關系,隨著轉速升高,軸承腔內平均流速與最大流速均升高,其中最大流速出現在內滾道區域,最小流速變化不大,出現在外滾道區域。同時,隨著轉速的提高,軸承腔內的溫度降低,保持架表面對流換熱系數升高。提高轉速有利于提高空氣的換熱性能。

圖7 轉速對軸承腔內速度場及保持架換熱的影響

(a)1.0×104 r/min (b)1.5×104 r/min

(c)2.0×104 r/min (d)2.5×104 r/min

(e)3.0×104 r/min (f)3.5×104 r/min

圖8為不同轉速下角接觸球軸承徑向中心截面上的流線圖,由圖可知,在低轉速下,軸端兩側面均有氣流流入,隨著轉速的升高,在軸端截面積較小一側(A側)的旋渦氣流愈加劇烈,由該側進入軸承內部的氣流減少。對于油氣兩相潤滑,低速時可任意選擇軸承端面(A或B側)安裝潤滑單元供給油氣,同時應盡量貼近內圈,以減小軸腔內氣流對潤滑介質的阻礙作用。對于高速運行的角接觸球軸承,應將潤滑單元配置于軸承軸端截面面積較大一側(B側),以提高供油效率及潤滑性能。

2.3 保持架結構對軸承腔內流場與換熱影響

2.3.1 保持架結構的影響 對比分析3種保持架結構軸承,具體結構如圖9所示。

圖9 3種保持架的幾何結構

圖10所示為3種不同保持架角接觸球軸承徑向中心截面溫度云圖(公轉速度為3×104r/min)。隨著保持架結構形式的改變,其溫度分布也發生變化,溫度較高區域集中于鋼球與保持架接觸區周圍。3種保持架結構對流腔內速度場分布影響不大。

圖10 不同保持架軸承徑向截面溫度

圖11為保持架對流換熱系數及其周圍的最高氣壓。柱形兜孔保持架的對流換熱系數最高,歸因于其與鋼球間空間較大,高速氣流通量大,可帶走更多的摩擦熱。對于球形兜孔保持架Ⅰ型軸承,因鋼球與保持架間接觸區域狹小,對流換熱系數較低,分布于周圍的氣壓較高。球形兜孔保持架Ⅱ型的換熱系數與最高氣壓均處于中間值。改變保持架結構形式,對于軸承腔內氣壓分布及保持架換熱性能具有一定的影響。

圖11 保持架結構對換熱系數及氣壓影響

2.3.2 保持架兜孔間隙影響 在公轉速度為3×104r/min時,分別計算3種兜孔間隙的球形兜孔保持架Ⅱ型角接觸球軸承腔內流場。結果表明,軸承腔內平均溫度均在321K與322 K之間微小波動,速度、壓強分布無明顯變化。兜孔間隙為0.165 mm時,保持架表面換熱系數為103.05 W/(m2·K),間隙0.215 mm時,保持架表面換熱系數為104.26 W/(m2·K),間隙0.265 mm時為106.42 W/(m2·K);隨著保持架兜孔間隙的增大,保持架的對流換熱系數有增大趨勢。

3 結 論

本文建立了高速角接觸球軸承氣相流動數值模型,計算分析了鋼球自旋、轉速、保持架幾何參數等對軸承腔內流場及換熱特性的影響,結論如下。

(1)鋼球的自旋運動加劇了軸承腔內氣壓分布的不均勻性,壓強增大。同時,使保持架上下氣流的交換加強。

(2)隨著軸承轉速升高,軸承腔內氣壓升高,分布不均勻性增大。高速時,鋼球周圍空氣渦旋加劇,對于角接觸球軸承,應盡量在軸端截面面積較大側,貼近內圈處配置潤滑單元。

(3)不同保持架結構影響著軸承腔內氣體的換熱效率。隨著保持架兜孔間隙增大,保持架對流換熱系數升高,平均壓強降低。

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(編輯 武紅江)

InvestigationofAirFlowPatternandHeatTransferEfficiencyInsideCavityofHigh-SpeedAngularContactBallBearing

ZHAI Qiang1,YAN Ke1,2,ZHANG Youyun1,HONG Jun2,ZHU Yongsheng2

(1. Key Laboratory of Education Ministry for Modern Design and Rotor Bearing System, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049,China;2. State Key Laboratory for Manufacturing Systems Engineering, Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China)

When a bearing operates at high speed, the high pressure region around the ball-raceway contact zone prevents the lubricant to enter the bearing cavity, resulting in a decrease of oil supply efficiency. To investigate the air phase flow pattern inside bearing cavity for the optimization of oil-air two-phase lubrication method, a high precision numerical model of air phase flow pattern inside angular contact ball bearing cavity is proposed. Comprehensive factors, including bearing motion features and cage structure, are considered to investigate their influences on the air phase flow pattern. Results show that the ball rotation leads to uneven pressure distributions. The air phase velocity, pressure, and heat transfer efficiency of cage increase when the ball revolving speed increases. The position near the inner ring on the bigger axial side is the ideal position to mount the lubrication unit. The heat transfer efficiency of cage and pressure field are sensitive to the cage structure. When the cage pocket clearance increases, the heat transfer efficiency of cage increases.

high-speed angular contact ball bearing; air phase flow; heat transfer efficiency; cage structure

2014-06-16。

翟強(1989—),男,碩士生;閆柯(通信作者),男,講師。

國家重點基礎研究發展計劃資助項目(2011CB706606);中央高校基本科研業務費專項資金資助項目(08143063)。

時間:2014-11-28

10.7652/xjtuxb201412005

TH133

:A

:0253-987X(2014)12-0029-05

網絡出版地址:http:∥www.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20141128.1657.006.html