瓦面凹槽結構參數對可傾瓦推力軸承潤滑性能的影響

李男兒，王琳，2

（1.西北工業大學 機電學院，西安 710072；2.東莞市三航軍民融合創新研究院，廣東 東莞 523808）

推力軸承為旋轉設備的關鍵部件，廣泛應用于汽輪機、水輪機、核電主泵、船舶推進系統等。隨著動力機械向大功率化方向發展，推力軸承的工作條件愈加苛刻，軸承過熱，潤滑失效等問題受到極大重視[1－2]。以水力發電推力軸承為例，據統計其故障占所有機械設備故障的60%左右[3]，推力軸承瓦面溫度偏高、燒瓦等現象時有發生[4]，潤滑失效造成的損失巨大。因此，開展推力軸承潤滑性能提升研究有重要的理論意義和工程應用價值。

可傾瓦推力軸承具有瓦塊自適應隨動特性，能在工況變化后自動找到最佳工作點，因而獲得廣泛應用[5－7]。文獻[8]研究表明，在瓦面開槽可以提升軸承性能。文獻[9]通過試驗對比了前緣槽（Leading Edge Groove，LEG）與不開槽軸承性能，發現LEG軸承具有一定的降溫效果。文獻[10]在LEG軸承的油槽邊緣開設了坡口，包括小角度、大角度和帶凸臺的倒角，通過試驗對比了轉子系統的振動特性，結果表明，邊緣合理開設坡口可以降低轉子振幅，提高系統穩定性。文獻[11]在彈性金屬塑料推力軸承進油邊開設倒角或斜坡。上述研究表明，在軸承瓦塊進油邊開槽可以改善潤滑性能，能降低油溫，但槽結構對軸承潤滑性能的改善程度以及對軸承承載能力的影響規律還有待研究。

鑒于此，現以可傾瓦推力軸承為研究對象，設計瓦面凹槽結構，分析凹槽結構參數對推力軸承潤滑性能的影響規律。

1 軸承瓦面凹槽結構

文獻[12]在方形階梯瓦塊上開設圓弧形槽，研究表明，該方法可減少瓦塊的側泄，提高瓦塊承載能力。參考該方法，在可傾瓦推力軸承瓦面的進油邊開設圓弧形槽。瓦面開槽推力瓦結構如圖1所示，圖中：R1和R2分別為瓦塊的內、外半徑；R為圓弧槽半徑；B為瓦寬度；θ0為瓦塊包角。瓦面分為2個區域，臺區Γ2和槽區Γ3。圓弧圓心在過進油邊中點的垂線上，圓弧對應的弦長為瓦寬度。為保證瓦面凹槽始終為完整的圓弧槽，R≥B／2，當R＝B／2時，圓心在進油邊中點。將開槽參數定義為（a，b），a和 b分別為槽深和槽半徑的比例參數，設 h0＝ahm，R＝bB／2，其中：h0為槽深；hm為最小膜厚。

圖1 瓦面開槽推力瓦結構圖Fig.1 Structure diagram of thrust bush with grooved bush surface

2 軸承潤滑模型

可傾瓦推力軸承在運行過程中主要為流體動壓潤滑，利用流體動壓潤滑模型的Reynolds方程、能量方程和油膜厚度方程建立用于仿真計算的可傾瓦推力軸承潤滑模型。

2.1 Reynolds方程

在穩定工況下，各物理量不隨時間變化，表面速度認為是常數，忽略潤滑油的壓縮性和流體慣性力，且不計推力盤變形，滿足二維Reynolds方程

壓力邊界條件為

式中：p為油膜壓力；h為油膜厚度；μ為潤滑油黏度；θ和r分別為周向角度和徑向長度；ω為軸承推力盤角速度；Γ1為油膜破裂邊界；Γ為油膜周圍邊界。

2.2 能量方程

假定油膜不可壓縮、工況定常（不考慮時間變化）且不考慮熱輻射，軸承能量方程為

式中：ρ和Cp分別為潤滑油的密度和比熱容。設進油溫度為tin，邊界條件為

2.3 油膜厚度方程

考慮槽深的可傾瓦油膜厚度方程為

式中：h1為臺區膜厚；γp為軸瓦繞節線的轉動角；θp為節線位置角；θm和rm分別為最小膜厚所在的周向角度和徑向長度。

2.4 黏溫方程

潤滑油的動力黏度為

式中：t為油溫；A，B，C為常數，對于采用的 VG46＃潤滑油，這3個參數分別為5.541×10－5，872和91。

2.5 潤滑性能方程

對油膜壓力進行積分，得到單塊推力瓦的承載力為

單塊瓦的摩擦力矩為

單瓦塊的功耗為

單塊瓦進油邊的流量為

采用有限差分法求解Reynolds方程和能量方程，開槽可傾瓦推力軸承動壓潤滑模型的計算過程為[2]：首先將上述控制方程進行量綱一化；然后將方程離散化；最后進行多重迭代計算，直到達到收斂精度為止。將得到的油膜壓力數據代入（5）～（8）式即可得軸承潤滑性能數據，計算流程如圖2所示，其中計算初始化包含最小膜厚和瓦塊傾斜角的初始值。

圖2 軸承性能數據計算流程Fig.2 Calculation flow of bearing performance data

3 軸承性能分析

可傾瓦推力軸承的主要結構和工況參數見表1，利用上述模型和算法進行計算。

表1 軸承的主要結構和工況參數Tab.1 Main Structure and operating parameters of bearing

3.1 軸承壓力和膜厚分布特性分析

對進油邊未開槽和開槽2種軸承結構進行仿真，得到油膜壓力分布和厚度分布如圖3所示。其中，開槽參數（a，b）取（1，1），即最小膜厚和槽深均為43.1μm。由圖3a和圖3b可知：與不開槽相比，開槽軸瓦的壓力峰中段分布較寬，即高壓區各節點壓力更加均衡。由圖3c和圖3d可知：開槽后高壓區域形狀有所變化，靠近支點位置的圓弧槽部分在臺階的作用下形成了高壓，因此，有槽時的高壓區域由無槽時的光滑近似橢圓形變為帶棱角，2種軸承的最高油膜壓力非常接近。由圖3e和圖3f可知：無槽時，厚膜區域集中在瓦塊左上角；開槽后，厚膜區域分布在槽區。雖然有槽軸承最小膜厚略大于無槽軸承，但其瓦面的膜厚整體大于無槽結構。因此，進油邊開淺深槽可提高軸承潤滑油膜的承載能力。

圖3 2種結構的軸瓦油膜壓力和厚度分布圖Fig.3 Oil film pressure and thickness distribution diagram of two structures of bearing bushes

3.2 槽結構參數的影響

為了獲取最優的槽結構參數，在不同槽參數a和b下對軸承性能進行仿真，結果如圖4—圖7所示，其中當a＝0時，表示瓦塊無槽。由圖可知：隨著b的增加，最小膜厚、單瓦摩擦功耗和瓦塊進出油流量均減小，支點膜厚和最大油膜溫度有所增加。因此，槽半徑參數的增加對改善推力軸承潤滑性能不利。隨著a的增加，軸承各性能參數均表現出了極值特性。最小膜厚、支點膜厚和瓦塊進出油流量均隨a的增加先增大后減小，因此，進油邊開設一定深度的油槽對降低油膜溫度有利；最大油膜溫度和單瓦摩擦功耗隨a的增加先減小后增大，這表明開槽對降低油膜溫度的效果只在一定參數范圍內有效，當槽深達到一定值后，摩擦功耗增加，從而增大油膜溫升。根據這種極值特性可以獲得潤滑性能最優時的槽參數。b取1，a取1.2～1.5時，最小膜厚和瓦塊進出油流量為最大值，最大油膜溫度為最小值。因此，（1.2～1.5，1）為最優槽參數。

圖4 槽結構參數對膜厚的影響Fig.4 Influence of structural parameters of groove on film thickness

圖5 槽結構參數對最大油膜溫度的影響Fig.5 Influence of structural parameters of groove on maximum oil film temperature

圖6 槽結構參數對單瓦摩擦功耗的影響Fig.6 Influence of structural parameters of groove on frictional power consumption of single bush

圖7 槽結構參數對瓦塊流量的影響Fig.7 Influence of structural parameters of groove on flow ofbush

對比無槽和有槽參數（1.2～1.5，1）時軸承的性能可知，開槽后最小油膜厚度增加約10%，最大油膜溫度降低約3℃。由此表明，在瓦塊進油邊開槽可以改善軸承潤滑性能。

綜上所述，與無槽相比，優化開槽參數可增加軸承油膜承載能力，同時可降低油膜溫度，從而達到改善軸承潤滑性能的效果。

4 結論

1）開槽后，瓦塊的進油流量增加，油膜溫度降低。當槽深達到最優值后，摩擦功耗增加，油膜溫升增大。槽半徑參數增加對改善推力軸承潤滑性能不利。

2）軸承性能參數隨槽深參數的增加表現出極值特性，開槽參數?。?.2～1.5，1）是文中算例條件下的最優槽結構參數。

3）與無槽相比，開槽后最小油膜厚度最大增幅約10%，最大油膜溫度最大降幅約3℃。