非對稱結構表面織構對滑動軸承摩擦性能的影響*

王保民 南 洋

(蘭州理工大學機電工程學院 甘肅蘭州 730050)

徑向滑動軸承結構簡單、工作平穩(wěn)可靠，能夠承受一定的徑向載荷，相較于滾動軸承承載力高、故障率低、維護方便，在旋轉機械設備中獲得了廣泛應用[1]。但潤滑不當或載荷過大引起的摩擦磨損已成為滑動軸承失效的主要原因[2]，因此，提高軸承摩擦學性能、減小其實際工況中失效概率是優(yōu)化滑動軸承設計的主要內容。表面織構技術通過人為技術手段在摩擦副材料表面加工微尺寸凸體或凹坑，從而達到提高流體域動壓潤滑效果的目的，現(xiàn)已成為表面摩擦學的研究熱點[3-4]。

HAMILTON等[5]于20世紀60年代年最先提出在摩擦副表面加工有序的微尺寸凸體能夠明顯改善其動壓潤滑狀態(tài)，引起了國內外學者的關注。胡利鴻等[6]揭示了織構降低界面摩擦磨損進而降低尖叫噪聲的機制，證明了溝槽形、圓坑形織構能夠顯著降低摩擦系統(tǒng)高頻噪聲，設計合理尺寸分布的表面織構能夠抑制某些特定噪聲的產(chǎn)生。MENG和LI[7]建立了多孔隙結構表面的流固耦合模型，運用FSI方法分析了復合織構對表面摩擦性能的影響，結果表明立方凹坑與球面凹坑的復合型織構能夠更好地提高潤滑劑的承載能力。LIN等[8]研究了考慮空化效應的大面積織構界面滑移現(xiàn)象，結果表明，在對織構的結構參數(shù)與位置進行設計時，新型織構及滑移邊界條件可以作為傳統(tǒng)邊界條件的補充。王麗麗等[9]運用實驗和數(shù)值分析相結合的方法分析了微織構尺寸對軸承摩擦磨損性能的影響，并計算出了微織構的最優(yōu)量綱一半徑與量綱一深度，結果表明設計合理的微織構尺寸能夠有效提高滑動軸承的摩擦學性能。王琳等人[10]對比分析了大偏心率工況下方形織構對軸承熱特性的影響，研究得出方形織構對軸承最大油膜溫升無明顯影響，但減小了油膜承載區(qū)的彈性變形。WANG等[11]指出在不同偏心比和不同外載荷下，具有織構表面的軸承承載能力更高，表面織構化軸承油膜溫度上升顯著低于無織構普通結構軸承。張金煜和孟永鋼[12]推導出承載力與摩擦因數(shù)的表達式，并設計加工了3種具有不同尺寸的扇形直槽織構軸承進行了摩擦試驗，得到了直槽織構參數(shù)的最優(yōu)值。張東亞等[13]采用激光蝕刻方法在合金板材表面加工了矩形陣列與發(fā)射線陣列排布方式的圓坑形織構，研究表明，表面織構的減摩性能與金屬板材表面滑動速度成正相關，矩形陣列的摩擦學性能優(yōu)于發(fā)射線陣列。劉小君等[14]設計加工了4組具有不同織構面積率、深度的關節(jié)球軸承試樣，分析了表面峰態(tài)、表面峰區(qū)平均材料體積、表面谷區(qū)平均空體體積等表面形貌參數(shù)對摩擦因數(shù)的影響。何霞等人[15]仿真分析了不同油膜厚度下，織構長寬比與動壓潤滑效果的關系，得出了最優(yōu)長寬比范圍，并進行了實驗驗證，發(fā)現(xiàn)摩擦副處于動壓潤滑時1∶2的長寬比摩擦性能最優(yōu)，摩擦副處于混合摩擦與邊界潤滑時織構長寬比越接近1∶1摩擦副摩擦學性能越好。

以上研究為滑動軸承表面織構排布和尺寸參數(shù)設計提供了重要的理論依據(jù)和實驗基礎。現(xiàn)有研究大多在宏觀上實驗驗證了某種特定織構具有良好的摩擦學特性并總結出織構設計的最優(yōu)參數(shù)，然而分析織構的減摩機制則需要從微觀角度出發(fā)，分析織構凹坑處潤滑油的流動特性與流向特征。鑒于此，本文作者以HZ040徑向滑動軸承為研究對象，以庫埃特流動特性與流體動壓潤滑理論為依據(jù)，建立高精度表面織構化徑向滑動軸承流體域有限元模型；設計非對稱溝槽織構與普通溝槽織構進行對比，利用“非對稱性”引起的潤滑油流動特性變化分析了織構的減摩機制；對比分析了非對稱因數(shù)對潤滑油流向與流速的影響，計算了織構不同非對稱因數(shù)在滑動軸承不同位置、不同轉速下的油膜承載力與摩擦因數(shù)，為徑向滑動軸承軸瓦表面凹槽織構參數(shù)設計提供了依據(jù)。

1 基本控制方程

流體動力學的基本控制方程是通過對流場內流體進行分析，遵循三大基本守恒定律(質量守恒定律、動量守恒定律、能量守恒定律)所建立的控制方程。徑向滑動軸承采用油泵將高壓潤滑油從入口處壓入軸承腔，軸承兩端與外界大氣相連，假定空氣與潤滑油均為不可壓縮且互不相容的流體，通過分析單位時間內通過有限體積二相流質量，計算得到流體運動微分形式連續(xù)性方程：

(1)

引入矢量符號

(2)

(3)

(4)

假定氣體相與液體相均為牛頓流體，遵循牛頓流體的黏性定律與牛頓第二定律，故能推導出流體域沿x、y、z方向上的動量方程的守恒形式：

(5)

(6)

(7)

式中：ρ為流體密度；t為時間；u、v、w分別對應通過單位流體域x、y、z方向的流量大小。

2 數(shù)值計算模型

2.1 徑向滑動軸承物理模型

文中以HZ040徑向滑動軸承為研究對象，軸承具體結構參數(shù)見表1。如圖1所示，在實際工況中滑動軸承施加載荷后存在偏心，所以軸瓦圓心O與軸徑圓心O′間產(chǎn)生了偏心率e與偏位角φ。潤滑油從入口處流入流體域，流體域由寬變窄再變寬，并且軸徑以轉速U順時針高速旋轉，具有一定黏度的流體流入楔形間隙后由于楔形效應的存在，流體域沿OO′對稱分為“收斂楔”與“發(fā)散楔”。

表1 滑動軸承結構參數(shù)

2.2 徑向滑動軸承油膜厚度

將徑向滑動軸承流體域沿中心軸線展開，起始0°位置為潤滑油入口inlet，可將流體域簡化為如圖2所示的二維平面，從油膜最厚位置50°起至290°，每60°劃分一個區(qū)域，共劃分4個區(qū)域，分別命名為“收斂楔入口”、“收斂楔中部”、“收斂楔出口”、“發(fā)散區(qū)”。

假定上平面為無線長平面，以速度U勻速向右運動，軸瓦平面為固定面，分析計算可得油膜厚度h(μm)與角度θ之間的函數(shù)關系式(8)。

(8)

2.3 徑向滑動軸承有限元模型

建立流體域物理模型，并使用ICEM CFD對流體域三維模型進行網(wǎng)格劃分，如圖3所示。由于軸承腔內潤滑油最小油膜厚度僅有16 μm，為精確仿真分析靠近壁面的流體流動特性，需要保證徑向網(wǎng)格層數(shù)不低于5層;同時為了保證網(wǎng)格不發(fā)生畸變，保持運算穩(wěn)定性，故采用結構網(wǎng)格。進行網(wǎng)格無關性驗證后，確定采用徑向網(wǎng)格層數(shù)為7層，網(wǎng)格總數(shù)不低于901 440。

2.4 邊界條件及求解器設置

位于軸承頂部的油入口采用壓力入口，壓力設置為0.2 MPa，軸承腔為常壓，腔體兩端與外界大氣相連，設置壓力為標準大氣壓。軸瓦壁面設置為固定靜止壁面，內壁面為旋轉壁面，其他所有壁面均采用默認設置;采用Mixture模型模擬油氣二相流，運用壓力耦合方程組的改進半隱式SIMPLEC算法進行求解。為保證計算精確性，動量方程采用二階迎風格式進行離散，體積分數(shù)采用三階精度的QUICK格式離散，同時求解多相流體積分數(shù)方程(N-Phases Volume Fraction Equations)。殘差值均設置為10-4，同時監(jiān)測出入口油相流量變化率，變化率低于10-5，兩判據(jù)均滿足時判定結果收斂。油氣材料參數(shù)見表2。

表2 油氣材料參數(shù)

3 結果與分析

3.1 非對稱因數(shù)對壁面壓力與流場的影響

潤滑油流入織構凹坑的方式對流場與軸承摩擦性能有極大影響，潤滑油與壁面間的壓力與徑向滑動軸承的承載能力成正相關。為分析微觀下潤滑油流入凹坑后流場變化以及不同流入方式對壁面壓力的影響，設計了如圖4所示的非對稱織構，區(qū)別于傳統(tǒng)對稱凹坑織構，織構凹坑左右高度a與b的比值a/b定義為非對稱因數(shù)H，當H=1時為傳統(tǒng)對稱織構。因此，基于膜厚方程式(8)，分析得出織構區(qū)域的油膜膜厚方程式(9)、(10)。

(9)

(10)

取非對稱因數(shù)H分別為0.25、0.5、2、4，并且與對稱織構(H=1)、無織構(H=0)進行對比，設置上壁面滑動速度為30 m/s，流場流線和上壁面壓力如圖5、6所示。可以看出，無織構情況下，流場表現(xiàn)出了標準庫埃特流的特點，上壁面所受壓力幾乎為0；對于典型對稱凹坑織構，即H=1時，在織構凹坑內部形成了一個形狀標準，類似凹坑形狀的“矩形”渦旋，織構對于凹坑外部的流體域并未產(chǎn)生較大影響，流線圖依舊呈現(xiàn)出順滑的近似于庫埃特流的特征，對上壁面壓力大于無織構；當H<1時，在織構凹坑內部產(chǎn)生一個形狀不規(guī)則的“梯形”渦旋，當潤滑油流出織構凹坑時，織構末端流場速度與方向呈現(xiàn)出明顯改變，速度更快，潤滑油流出織構凹坑后速度逐漸穩(wěn)定、方向逐漸平緩，最終以較快速度流出流體域；當H>1時，在織構凹坑內部與流出凹坑后一段距離，分別形成一大一小2個“梯形”渦旋，高H值渦旋大小明顯大于低H值渦旋，觀察流場流線圖5(e)、(f)可知，雖然在凹坑內部流速流向激蕩，但對于凹坑外部流場影響較小，其他位置流線圖仍舊呈現(xiàn)較為穩(wěn)定的狀態(tài)。通過綜合分析圖5及圖6所示的上壁面壓力柱狀圖可以得出，當H<1時，織構凹坑內渦旋的產(chǎn)生與流體域流體速度和方向是上壁面壓力增大的主要原因，H值越小，壓力值越大；而H>1時，織構凹坑內與流體域雙渦旋的存在導致了上壁面壓力增大，H值越大，壓力值越大。

3.2 不同位置下非對稱因數(shù)對軸承摩擦性能的影響

前面分析表明，非對稱因數(shù)H值的大小對于移動壁面壓力影響較大，為分析實際工況中非對稱因數(shù)對軸承摩擦性能的影響，在徑向滑動軸承軸瓦添加非對稱凹槽織構，如圖7所示。為避免織構單元間流體域相互影響，確保兩凹槽織構單元距離足夠遠(大于3倍凹槽寬度)。

在軸承收斂楔入口、中部、出口、發(fā)散楔4個位置分別添加如圖7所示的非對稱溝槽形織構，各織構間隙為9.5°，設置軸徑轉速為4 000 r/min，分別計算H=0.25、0.5、1、2、4下各個位置的油膜承載力與摩擦因數(shù)，結果如圖8、9所示。

由圖8、9可以看出：在遠離楔形處的收斂楔入口區(qū)域，油膜承載力均高于其他位置，摩擦因數(shù)也相對較低，這是因為在遠離楔形區(qū)域，織構的引入提高了動壓效應。當H<1時，非對稱織構導致出口區(qū)域流體速度與方向激蕩，使油膜壓力增大，進而導致承載能力提高，且摩擦因數(shù)仍舊保持較低水準；當H>1時，非對稱織構的雙渦旋提供了額外動壓效應，但同時也增大了流體與壁面之間的摩擦，進而導致摩擦因數(shù)的增大；對稱織構的摩擦學性能介于兩者之間。

隨著織構區(qū)域逐漸接近楔形區(qū)，油膜厚度逐漸減小，此時織構的存在極大地增大了油膜厚度，進而導致油膜壓力降低，因此無論流速擾動還是雙渦旋引起的額外動壓效應所提供的承載力都不再明顯，且H<1的摩擦學性能仍優(yōu)于H>1。

當織構區(qū)域到達發(fā)散楔，雖然相較于收斂楔入口，油膜承載力仍舊較低，摩擦因數(shù)較大，但H>1的溝槽形織構摩擦性能優(yōu)于H<1，這是因為收斂楔與發(fā)散楔油膜厚度變化趨勢改變而造成的。

3.3 不同轉速下非對稱因數(shù)對軸承摩擦性能的影響

為分析不同轉速下非對稱因數(shù)對軸承摩擦學性能的影響，選取收斂楔區(qū)域添加溝槽織構，首先分析不同轉速下流體域的二相流體積分數(shù)，計算結果如圖10所示，可以看出，隨著轉速升高，油相體積分數(shù)下降，氣相體積分數(shù)升高。雖然轉速升高能夠提高油膜壓力，但油相體積分數(shù)的減小會使油膜狀態(tài)不穩(wěn)定，對流體動壓潤滑的形成具有反作用，此時需要提高入口處油壓來使軸承獲得更好的潤滑效果。

分別計算在4 000～20 000 r/min下不同非對稱因數(shù)的油膜承載力與摩擦因數(shù)，結果如圖11、12所示。可以看出：在4 000～12 000 r/min之間，隨著轉速的提高，各H值下的油膜承載力均得到了提升；當轉速高于12 000 r/min時，承載力緩慢下降。這是因為在低轉速狀態(tài)下，轉速的升高增大了油膜壓力，進而導致油膜承載力增大；高轉速下潤滑油液更難吸附存在于壁面間，油相體積分數(shù)的減小最終導致油膜承載力減小，摩擦因數(shù)增大。因此，低轉速下油膜承載力與轉速成正相關，高轉速成負相關；而摩擦因數(shù)的大小始終與轉速正相關。

低轉速下非對稱織構具有比對稱織構更好的承載性能，H>1時，H值越大(H<1時，H值越小)，承載性能越優(yōu)，但只有H=0.25時摩擦因數(shù)較對稱織構比較??；高轉速下，較大的H值時承載性能優(yōu)于較小H值時，H=0.25與H=2時摩擦因數(shù)較小。

文獻[16]研究發(fā)現(xiàn)雷諾數(shù)Re=20時減小非對稱因數(shù)可以顯著提高軸承的承載能力，并分析一定織構面積下不同雷諾數(shù)油膜承載力，與文中分析不同轉速下非對稱因數(shù)對軸承摩擦性能的影響結論吻合。

4 結論

建立表面織構化徑向滑動軸承模型，采用Mixture方法進行油氣二相流數(shù)值模擬，分析了非對稱因數(shù)對油膜承載力與摩擦因數(shù)的影響，結論如下：

(1)非對稱因數(shù)H<1時，流場速度與方向的變化導致了壁面壓力增大；H>1時，織構凹坑出口處的雙渦旋導致了壁面壓力增大。

(2)近似于對稱織構，在遠離楔形區(qū)域設計織構能夠有效提高軸承摩擦性能，非對稱織構擁有比對稱織構更好的摩擦學性能，設計不同種類、不同尺寸織構軸承對軸承參數(shù)的優(yōu)化具有重要意義。

(3)隨著轉速的提高，軸承腔內油相體積分數(shù)下降，高轉速下為防止腔體內潤滑油過少導致“燒軸”，需要增大入口處潤滑油壓力來保證充足潤滑。