高 峰
(通用電氣水電設備(中國)有限公司,天津300300)
本文應用流體力學動力學理論,對主軸軸領內壁與內擋油筒之間的油的流態(tài)進行了計算分析,得出了此處油流動及壓力的分布規(guī)律。對內甩油的內在原因進行分析,找出其影響因素。并通過實例驗證,以證明計算方法的正確性和實用性。
由于油的粘滯作用,內擋油筒內的油在主軸軸領旋轉的帶動下旋轉,將產生油內壓,原靜止的油面將上升。此計算的目的是應用流體力學動力學理論,確定流態(tài)的流速分布規(guī)律,求出油內壓,找出油面上升規(guī)律。
計算假設:
(1)內擋油筒與主軸內壁間的油腔為無限長,端部效應可以忽略。
(2)內擋油筒的流體與邊壁不脫離,流速為0。
(3)軸領處的流體與邊壁不脫離,與軸領同步旋轉。
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將流動視為沿切向的一維層流圓周流動,則:

油腔內油流動示意圖見圖1。

圖1 內擋油筒油腔內油流動示意圖
將上述條件帶入柱座標系的不可壓縮流體的連續(xù)性方程,和不可壓縮粘性流體的奈維-斯托克斯(N-S)運動微分方程,可得:
求解θ方向運動的方程,可得到流體的速度分布:

邊界條件:
當 r=r1時,Vθ=0;當 r=r2時,Vθ=ω · r2。
代入求解,得:
當 r=r1時,Vθ=0;當 r=r2時,Vθ=ω · r2。代入求解,得:

將流速公式代入r方向運動的方程,求取壓力分布:


上述計算將流動按照沿切向的一維層流流動,求得了粘滯油旋轉產生的油內壓值。這個油內壓值,表示在同一高度上隨半徑的變化的油內壓值。在無限長的端部,自由油面應該是一個近似的旋轉拋物面。某計算實例的油內壓變化規(guī)律見圖3。此處油內壓值均為相對于內側(r1處)油壓的相對值。
上述計算假定油腔無限長,忽略了端部效應。但實際上,軸領上部結構(見圖2)擋住了油面上升的去路,油流體的不可壓縮性,導致旋轉上升的油必然落下于油拋物面的外空氣側的擋油筒處(圖3的V1處)。這個端部情況用數學公式準確描述是較為復雜的,故采取下列體積補償的判斷辦法予以分析甩油情況。

圖2 內擋油筒的結構示意圖

圖3 油腔內油壓分布示意圖
由于內擋油筒頂部與軸領頂部接近,故取擋油筒伸出高度ΔHX作為立軸分界線,來劃分V1和V2,見圖 3。


當V1>V2,上部的油V2落在V1處,以新的近似的拋物面形式分布。其r1處的油位將上升,但不會超過內擋油筒頂部。如果不存在外部誘因,則不會產生內甩油。當V1≤V2,V1的體積不足以容納上部V2的油,油將溢出,則必然產生內甩油。
按照以上方法,對若干個已經運行的軸承的油內壓進行了實例驗算,最大值Pmax結果見表1。
按照前述的理論公式,列出諸個油內壓值Pmax與擋油筒伸出高度ΔHX的比值,與體積比V1/V2的變化規(guī)律,見圖4。
從圖4中看出,當Pmax/ΔHX≈4.0時,V1/V2≈1.0時,此為油內壓引起甩油現象的臨界點。當Pmax/ΔHX大于4.0時,V1/V2小于1.0,會出現油內壓引起的甩油現象。

表1 內擋油筒油面上升狀態(tài)驗算實例

圖4 Pmax/ΔHX與體積比V1/V2的變化規(guī)律
為了應用方便,將取P‘max=Pmax/4作為臨界判斷線,與擋油筒伸出高度ΔHX(圖中的dHX)值進行比較,以判斷是否會產生油內壓引起的內甩油。結果列于圖5,橫坐標為角速度及直徑參數值的合成。

圖5 擋油筒伸出高度ΔHX選取參考圖
從圖5看出,大部分軸承的擋油筒伸出高度ΔHX的均在P‘max線之上,實際運行都未發(fā)生過內甩油。有2個在P‘max線之下。有一個據P‘max線偏下較多,實際運行中它發(fā)生了嚴重的內甩油。另一個項目偏下但非常接近P‘max線,屬于臨界狀態(tài)。但未收到關于內甩油的反饋(可能此計算判斷方法有一定的裕度)。總的來說,此計算結果表圖與實際情況較為吻合,可以作為設計中選取內擋油筒高度ΔHX的選取參考依據。
上述應用流體動力學的理論,對擋油筒油腔的內油壓進行了分析計算。粘滯油旋轉將產生油內壓上升,這是油旋轉流動的固有特性,這是內部原因,是內甩油現象的先決條件。
按此內油壓對端部(擋油筒上端)油面上升情況應用體積補償辦法進行了核算,對內甩油的內因作出了判斷分析,并與實際情況進行了比較,其結果與實際情況較為吻合。此方法可以作為設計中選取內擋油筒高度的選取參考依據。
從上述結果曲線可以看出,對于高轉速和大尺寸的軸承內擋油筒,為了保證不甩油,是需要更高的伸出高度ΔHX的。它可能是某些軸承結構設計空間所不允許的。在較低的擋油筒伸出高度條件下避免甩油,是需要采取其他措施的,如小徑向或小軸向間隙結構、錐形小間隙結構、反向螺紋結構及反向扇葉結構等,可以減小旋轉作用下的油內壓。它們都是可以減低油面上升高度的有效措施。國內外已有很多實踐的例子,可予以參考。