氣穴和熱效應(yīng)影響下高速動壓滑動軸承靜特性研究

王樹圣，郭紅，李瑞珍，張紹林

(鄭州大學(xué) 機械工程學(xué)院，鄭州 450001)

隨著旋轉(zhuǎn)機械向高速重載方向發(fā)展，動壓滑動軸承的油膜溫度場和黏度場分布越來越不均勻，熱效應(yīng)將顯著影響其油膜特性[1-2]，同時又因沖擊和壓力下降等因素導(dǎo)致原本潤滑油中溶解的氣體釋放出來或是液態(tài)潤滑油變?yōu)橛蜌夂笮纬蓺庋ǎ治鰸櫥湍r考慮氣穴的影響更接近實際油膜特征[3-4]，所以在研究軸承特性時綜合考慮氣穴和熱效應(yīng)影響更加符合實際工況。文獻[5]在理論和試驗的基礎(chǔ)上，采用熱流連續(xù)邊界條件提出了滑動軸承一維溫度場穩(wěn)態(tài)計算模型。文獻[6]采用耦合求解的方法分析了滑動軸承腔內(nèi)潤滑油的溫度分布，并進行了流場等效溫度的合理確定。文獻[7]研究了氣穴對徑推浮環(huán)軸承壓力場和靜特性的影響，得出氣穴使油膜壓力峰值、承載力和摩擦功耗下降的結(jié)論。文獻[8]應(yīng)用ANSYS中的CFX模塊在不同偏心率、寬徑比和轉(zhuǎn)速下分析了氣穴現(xiàn)象對滑動軸承摩擦性能的影響。文獻[9]研究發(fā)現(xiàn)，表面形貌和熱效應(yīng)對燃油泵滑動軸承的潤滑性能存在直接影響，且偏心率越大，影響越明顯。文獻[10]提出了氣液兩相流潤滑時軸承性能的數(shù)值求解方法，并討論了流體性質(zhì)對軸承主要運行參數(shù)的影響，發(fā)現(xiàn)氣穴對軸承性能有顯著影響。現(xiàn)基于上述文獻建立相關(guān)數(shù)學(xué)模型，并采用有限差分法進行求解，進而對不同工況下計入氣穴和熱效應(yīng)影響時高速動壓滑動軸承的壓力分布和靜特性參數(shù)進行分析。

1 數(shù)學(xué)模型

高速動壓滑動軸承的結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示。圖中，F(xiàn)為軸承載荷；φ為周向角度；O為軸承中心；Oj為軸頸中心；e為軸承與軸頸間的偏心距；ω為軸頸角速度。

圖1 軸承結(jié)構(gòu)示意圖

1.1 氣油兩相流當量密度

由于計入氣穴的影響，動壓滑動軸承的潤滑已變?yōu)闅庥蛢上嗔鳚櫥榉奖阊芯浚僭O(shè)油液中的氣泡很小且均勻分布，氣泡隨潤滑油以相同速度流動，則兩相流可視為單相擬Newton流體，其密度與油膜壓力有關(guān)。

不考慮溫度變化對密度的影響，潤滑流體量綱一的當量密度[7]為

(1)

1.2 黏溫關(guān)系

軸承采用常用潤滑油，其黏度隨溫度升高而降低，壓力對黏度的影響很小，可以忽略不計[11]。引入Reynolds黏溫方程[12]

μ=μ0e-α(T-T0)，

(2)

式中：μ為潤滑油黏度，Pa·s；α為黏溫指數(shù)，℃-1；T為油膜溫度，℃；T0為潤滑油初始溫度，取40 ℃。

1.3 油膜厚度

量綱一的油膜厚度為

(3)

式中：h為油膜厚度，mm；ε為偏心率。

1.4 Reynolds方程及壓力邊界條件

變密度、變黏度的量綱一的Reynolds方程為

(4)

壓力邊界條件選取Reynolds邊界條件，表述為

(5)

1.5 能量方程及邊界條件

絕熱流動假設(shè)下變密度潤滑油膜的量綱一的能量方程為

(6)

潤滑油膜的溫度邊界條件為φ=0,T=T0,μ=μ0。

采用有限差分法聯(lián)立求解密度-壓力方程、黏溫方程、Reynolds方程和能量方程，將壓力和溫度進行多次迭代修正，得到油膜密度場、黏度場、溫度場和壓力場分布，進而積分求得油膜各靜特性參數(shù)。

2 計算結(jié)果與分析

高速動壓滑動軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)及運行參數(shù)見表1。

表1 高速動壓滑動軸承的結(jié)構(gòu)參數(shù)及運行參數(shù)

2.1 油膜的溫度分布和壓力分布

轉(zhuǎn)速2×104r/min、含氣率0.1、偏心率0.3時的油膜溫度場分布如圖2所示。沿著軸頸旋轉(zhuǎn)方向，潤滑油黏度使油質(zhì)點不斷消耗由軸頸供給的機械功，摩擦功耗轉(zhuǎn)化為熱量，并且在建立能量方程時假設(shè)潤滑油絕熱流動，故油膜溫度從初始邊界逐漸升高，在破裂邊位置達到最大值。油膜軸向溫度分布如圖3所示。由于絕熱流動的假設(shè)和封油邊的影響，軸承兩端面處(λ=±1)的油膜溫度高于軸承中部(λ=0)的油膜溫度，且隨著周向角度的增大，二者溫差越大。由于兩端面處采用的差商格式不同導(dǎo)致軸承兩端溫度略有差異，這在圖3中φ=0.6π和φ=0.8π處顯現(xiàn)出來。

圖2 油膜溫度場

圖3 軸向溫度分布

轉(zhuǎn)速為2×104r/min、偏心率0.3時油膜中部(λ=0)的壓力分布及周向密度分別如圖4、圖5所示。氣穴和熱效應(yīng)均會使油膜壓力峰值下降，且隨著轉(zhuǎn)速的提高以及含氣率和偏心率的增大，而下降得越明顯；計入氣穴影響時油膜提前破裂，油膜動壓區(qū)變小。隨著含氣率增大，量綱一的密度減小，且含氣率較高時，密度的降幅有所收窄。油膜最大壓力的變化情況如圖6所示，計入氣穴和熱效應(yīng)影響使油膜量綱一的最大壓力減小。

圖4 周向壓力分布

圖5 量綱一的周向密度

圖6 量綱一的最大壓力(n=2×104 r/min)

2.2 油膜靜特性參數(shù)

量綱一的承載力隨轉(zhuǎn)速、含氣率、偏心率的變化情況如圖7所示，在氣穴和熱效應(yīng)影響下量綱一的承載力減小，且轉(zhuǎn)速越高、偏心率和含氣率越大，減小程度越明顯。對比可知，小偏心率(ε≤0.4)下轉(zhuǎn)速和含氣率對量綱一的承載力影響不大，而在大偏心率下轉(zhuǎn)速對量綱一的承載力影響較大。

圖7 量綱一的承載力

量綱一的摩擦力變化情況如圖8所示。計入氣穴和熱效應(yīng)影響會使量綱一的摩擦力減小，但通過對比可知，計入氣穴和溫度影響后，含氣率變化對量綱一的摩擦力影響幾乎可以忽略，而轉(zhuǎn)速對量綱一的摩擦力影響相對較明顯。

圖8 量綱一的摩擦力

計入氣穴和熱效應(yīng)影響時油膜量綱一的端泄量如圖9所示。在二者影響下，量綱一的端泄量增大。轉(zhuǎn)速對量綱一的端泄量影響很小，而量綱一的端泄量增大主要是由于計入了氣穴影響。

圖9 量綱一的端泄量

3 結(jié)論

1)計入氣穴和熱效應(yīng)影響后，高速動壓滑動軸承油膜壓力峰值隨轉(zhuǎn)速、含氣率和偏心率的增大而下降得越明顯，且在氣穴的影響下油膜提前破裂，動壓區(qū)變小。

2)在氣穴和熱效應(yīng)影響下，高速動壓滑動軸承量綱一的承載力和摩擦力減小，量綱一的端泄量增大。其中，量綱一的承載力隨轉(zhuǎn)速、含氣率和偏心率的增大而減幅越大；轉(zhuǎn)速對量綱一的承載力和摩擦力影響較大，而氣穴對量綱一的端泄量影響較大。