考慮混合潤滑的飛機(jī)燃油泵徑向滑動軸承靜特性分析

彭夢麗 裴世源 林承偉 李述林 周雅倫 葛文興

(1.中國航空工業(yè)集團(tuán)公司金城南京機(jī)電液壓工程研究中心 江蘇南京 211100；2.西安交通大學(xué)現(xiàn)代設(shè)計(jì)與轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 陜西西安 710049；3.空軍裝備部駐上海地區(qū)軍事代表局駐南京地區(qū)第三軍事代表室 江蘇南京 211100)

燃油泵是飛機(jī)燃油系統(tǒng)的“心臟”，而軸承是燃油泵的“關(guān)節(jié)”，是整個燃油泵機(jī)械結(jié)構(gòu)的薄弱部件[1]，對其可靠性、經(jīng)濟(jì)性、振動特性、穩(wěn)定性和可維護(hù)性具有決定性影響[2-3]。目前，燃油泵的轉(zhuǎn)子普遍采用動壓滑動軸承作為支承，同時為了避免額外的供油系統(tǒng)，軸承潤滑介質(zhì)與燃油泵的輸送介質(zhì)相同，為低黏度的RP-3燃油[4]。RP-3燃油動力黏度在0～100 ℃條件下是常見潤滑油VG32黏度的1/100～1/10，與水的黏度相當(dāng)甚至更低，故其油膜承載力差[5-6]，造成軸承的起飛轉(zhuǎn)速高、易磨損，進(jìn)而造成燃油泵整機(jī)壽命低、可靠性差等一系列問題。

自20世紀(jì)80年代以來，很多學(xué)者在動壓軸承的潤滑理論方面開展了很多有意義的研究工作。在航空滑動軸承設(shè)計(jì)領(lǐng)域，AKBARZADEH[7]建立了穩(wěn)定載荷影響下滑動軸承的熱流體力學(xué)數(shù)值計(jì)算模型，分析了墊片數(shù)、軸向位置和轉(zhuǎn)速等對軸承性能的影響。符江鋒等[5]研究了齒輪式發(fā)動機(jī)燃油泵滑動軸承間隙比、偏心率、寬徑比對滑動軸承潤滑靜態(tài)特性的影響。在軸承潤滑計(jì)算領(lǐng)域，電解槽模擬法[8]、有限差分法[9]、有限元法[10]均可用于求解Reynolds方程。劉劍和張衛(wèi)正[11]采用有限體積法計(jì)算了內(nèi)燃機(jī)滑動軸承轉(zhuǎn)速、油孔位置、供油壓力以及穴蝕對軸承性能的影響。唐云冰等[12]采用有限元分析方法分析了載荷參數(shù)對滾動軸承載荷分布影響。史冬巖等[13]采用有限差分法求解了軸承油膜壓力分布的情況。鄭鐵生和許慶余[14]應(yīng)用有限元法并通過 Newton 迭代求出軸頸平衡位置，同時求得滑動軸承動力特性系數(shù)。在低黏度潤滑介質(zhì)潤滑方面，朱嘉興等[15]基于RP-3號燃油建立了燃油齒輪泵滑動軸承的瞬態(tài)計(jì)算模型，研究了軸承在交變載荷擾動下的瞬態(tài)潤滑行為。古樂等人[16]通過建立發(fā)動機(jī)軸承點(diǎn)接觸部分膜彈流模型并計(jì)算了油膜厚度、油膜壓力及粗糙接觸壓力的分布，分析了低黏度 JP-10 燃油的自潤滑性能。JIN和YUAN[17]提出了一種考慮湍流效應(yīng)的動壓軸承力分析方法，導(dǎo)出了適用于低黏度情況下流體動壓軸承力的解析表達(dá)式。WARRENS等[18]通過實(shí)驗(yàn)研究了具有不同黏度的潤滑劑及不同調(diào)節(jié)劑、添加劑等配方的潤滑劑潤滑下汽車發(fā)動機(jī)主軸軸承的摩擦性能和承載能力。李威峰[19]采用數(shù)值模擬和實(shí)驗(yàn)方法測試與分析了高速軸承基于低黏度 RP-3 燃油的油氣潤滑規(guī)律。

雖然已有學(xué)者對航空發(fā)動機(jī)燃油泵等液體潤滑軸承開展了理論和實(shí)驗(yàn)研究，但二者的軸承類型、工況參數(shù)、關(guān)鍵設(shè)計(jì)變量等均具有明顯不同，關(guān)于飛機(jī)燃油泵動壓軸承的設(shè)計(jì)與原理研究鮮有報(bào)道。目前飛機(jī)燃油泵動壓軸承依然存在以下問題：(a)主要通過查標(biāo)準(zhǔn)和依賴經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)軸承結(jié)構(gòu)，關(guān)鍵幾何參數(shù)尚不明確，設(shè)計(jì)方法尚不成熟；(b)飛機(jī)起降及機(jī)動過程軸承載荷幅值和方向變化很大，由于燃油黏度極低，油膜形成難，對其安全運(yùn)行邊界尚不清晰。

本文作者在考慮紊流和溫升影響的情況下，建立飛機(jī)燃油泵用徑向滑動軸承的四油葉固定瓦有限元模型，并分析軸承間隙、軸承寬徑比、進(jìn)油溫度、轉(zhuǎn)速、徑向力和載荷角等關(guān)鍵設(shè)計(jì)要素對徑向滑動軸承靜特性的影響規(guī)律。

1 理論分析

1.1 物理模型

徑向滑動軸承為圓柱環(huán)結(jié)構(gòu)，如圖1所示。其內(nèi)表面在圓周方向上均勻分布4個油槽，物理模型可簡化為四等分同心圓弧。內(nèi)圓為軸頸外表面，外圓弧為軸承內(nèi)表面，中間部分為軸承間隙。

圖1 徑向滑動軸承結(jié)構(gòu)

1.2 控制方程

考慮到飛機(jī)燃油泵徑向軸承可能存在的混合潤滑狀態(tài)，首先建立軸承流體域的數(shù)學(xué)模型，進(jìn)行瞬態(tài)熱彈流潤滑特性分析[13-14]，基于瞬態(tài)雷諾方程、瞬態(tài)能量方程、膜厚方程等控制條件，確定方程的邊界條件[19-21]及空化效應(yīng)[22]。采用紊流、質(zhì)量守恒的流體在微小間隙的運(yùn)動狀態(tài)可描述為如下雷諾方程[23-24]：

式中：x=Rθ，R為軸承半徑；θ為周向角度；y為軸向坐標(biāo)；η為潤滑油黏度；ρ為潤滑油密度；p為油膜壓力；Gx和Gy分別是周向和軸向的紊流修正因子，由式(2)和(3)計(jì)算，其中Re表示當(dāng)?shù)乩字Z數(shù)，由式(4)計(jì)算；h為油膜厚度，由式(5)計(jì)算；c是瓦塊半徑間隙；eh和ev分別為軸頸水平和豎直方向的位移。

h=c-ehcosθ-evsinθ

(5)

考慮到混合潤滑狀態(tài)下，軸承的支撐形式將由單純的流體動靜壓效應(yīng)轉(zhuǎn)化為接觸載荷與油膜承載的混合模式。因此采用粗糙峰接觸模型對混合潤滑狀態(tài)下的雷諾方程進(jìn)行修正，進(jìn)而評估接觸摩擦的影響。粗糙峰接觸的CW模型[25]為

Γ=0.031 54γ-0.031 5χp1(Sk+1)-0.081 6K-0.204 9Mp2Lp3

(6)

式中：Γ為平均表面間隙；K表示峭度；Sk為偏度；M為彈性模量與屈服強(qiáng)度的比值；L為量綱一平均壓力；γ為長度比。相應(yīng)參數(shù)詳細(xì)推導(dǎo)過程見文獻(xiàn)[25]。p1、p2、p3為對應(yīng)系數(shù)，取值如下：

p1=0.144 3-0.028 3lnχ

p2=0.877 2-0.064 5lnM

p3=-0.769 1-0.193 8ln(Sk+1)-0.099 4lnK-

0.020 8lnLln(Sk+1)-0.199 4lnL-0.016 6(lnL)2

粗糙峰接觸模型綜合考慮了局部界面的彈塑性變形、粗糙峰均方根、偏度、峭度等參數(shù)對接觸壓力的影響。考慮粗糙度效應(yīng)后可以建立平均流模型，動態(tài)、層流、可壓縮、等溫的平均流模型為

在考慮粗糙度效應(yīng)的求解過程中，理論模型需滿足接觸承載力與動靜壓承載力所代表的總承載力與外力相等，因此需要對最小油膜厚度進(jìn)行反復(fù)迭代，直至總體誤差達(dá)到精度求解即為收斂。

考慮到潤滑介質(zhì)的溫黏效應(yīng)，流體的熱效應(yīng)無法忽略，故采用絕熱模型平衡計(jì)算時間與精度，能量方程[23]如式(8)所示。

式中：T為沿油膜厚度方向的平均溫度；cp為潤滑油的比熱容；k為潤滑油的熱傳導(dǎo)系數(shù)；qx和qy分別為計(jì)算域各點(diǎn)周向和軸向的體積流量，分別由式(9)和式(10)計(jì)算；τ為作用在軸頸上的切向應(yīng)力，由式(11)計(jì)算，其中Cf為由于紊流所造成的切向應(yīng)力修正因子，由式(12)計(jì)算；U為軸頸線速度。

Cf=1+0.001 2Re0.94

(12)

油膜在水平和垂直方向的承載力即為油膜壓力的整體作用，通過對整體油膜壓力進(jìn)行積分即可確定，式(13)給出了對應(yīng)公式。

式中：B為軸承軸向?qū)挾龋籐為對應(yīng)計(jì)算域的周向角度。

瓦塊兩側(cè)的流量由式(14)計(jì)算，上下游的流量由式(15)和(16)計(jì)算，摩擦力由式(17)計(jì)算，功耗由式(18)計(jì)算，扭矩由式(19)計(jì)算。

(14)

(15)

(16)

P=FtU

(18)

Tt=FtR

(19)

基于上述理論模型，燃油泵滑動軸承的各項(xiàng)性能參數(shù)均可進(jìn)行表征。

1.3 邊界條件

對于混合潤滑的燃油泵軸承，其邊界條件主要包括兩部分：潤滑邊界與接觸邊界。其中潤滑邊界主要包含雷諾方程及能量方程，雷諾方程的壓力邊界，以單塊瓦為例，考慮到瓦塊上下游均為供油槽，即壓力為供油壓力，不同瓦塊邊界應(yīng)當(dāng)是完全相同的。瓦塊兩側(cè)的壓力設(shè)置為0，即為卸油口。能量方程的求解邊界即為熱邊界，文中采用熱量守恒方法計(jì)算瓦塊入口邊的溫度。接觸邊界以前文所引述的CW粗糙峰接觸模型為主，不再贅述。

考慮到潤滑介質(zhì)黏度的可變性，以Walther模型[23]描述潤滑油的溫黏特性。由式(20)和(21)確定，即

η0(T)=ρν0

(20)

loglog(v0+0.7)=A-BlogT

(21)

式中：η0和ν0分別為溫度T下的動力黏度和運(yùn)動黏度；ρ為潤滑油密度；系數(shù)A和B可根據(jù)兩點(diǎn)的溫度和動力黏度進(jìn)行求解。

1.4 數(shù)值求解

采用有限元方法對雷諾方程和能量方程進(jìn)行求解[26-27]，并采用9節(jié)點(diǎn)二階等參元對雷諾方程進(jìn)行離散，因?yàn)槠湎鄬τ?節(jié)點(diǎn)雙線性等參元在流量計(jì)算方面具有更高精度。使用高斯積分計(jì)算油膜合力，摩擦力、流量等靜特性參數(shù)。采用Newton-Raphson算法迭代求解軸頸水平和豎直方向上的偏心距、油膜溫度和油膜占空比，迭代精度為10-3，最終壓力場、溫度場及油膜占空比均達(dá)到收斂后，采用小擾動法求解動特性系數(shù)，計(jì)算流程如圖2所示。

圖2 仿真計(jì)算流程

為驗(yàn)證理論模型的正確性，文中以文獻(xiàn)[28]試驗(yàn)數(shù)據(jù)為例來驗(yàn)證建模方法的正確性。文獻(xiàn)中徑向滑動軸承的幾何參數(shù)與工況條件如表1所示。數(shù)值計(jì)算得到的軸承三維油膜壓力分布如圖3所示，試驗(yàn)和理論計(jì)算得到的軸向中心線展開的周向壓力分布如圖4所示。

表1 軸承幾何與工況參數(shù)

圖3 軸承壓力分布

圖4 軸承圓周方向壓力分布

由圖3可見，數(shù)值計(jì)算得到油膜壓力分布合理，符合預(yù)期。由圖4可知，理論及試驗(yàn)得到的壓力分布保持一致，在局部位置存在較小的壓力誤差。總體來說，數(shù)值計(jì)算結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果吻合良好，驗(yàn)證了計(jì)算程序的正確性。

2 結(jié)果與討論

徑向力由螺旋形壓水室在運(yùn)轉(zhuǎn)中產(chǎn)生，由作用在葉輪上的徑向力和軸承承載部件的重力疊加得到[3]，典型工況下軸承的主要參數(shù)如表2所示。文中徑向滑動軸承采用密度為785 kg/m3的RP-3航空燃油潤滑，20 ℃下其比熱容為2 074.2 J/(kg·℃)，動力黏度為9.7×10-4Pa·s；80 ℃下其比熱容為2 307.2 J/(kg·℃)，黏度為3.9×10-4Pa·s。

表2 徑向滑動軸承主要參數(shù)

文中采用控制變量法對軸承間隙、寬徑比、進(jìn)油溫度、轉(zhuǎn)速、徑向力、載荷角等關(guān)鍵設(shè)計(jì)因素對軸承靜特性的影響規(guī)律逐個進(jìn)行分析，以確定各因素的合理數(shù)值。其中軸承的靜特性以最小油膜厚度、最大油膜壓力、油膜溫度及扭矩為主。其中扭矩表示軸承及軸頸間運(yùn)行阻力矩，當(dāng)未發(fā)生碰摩或粗糙峰接觸時，扭矩僅對應(yīng)于流體的黏性阻力，其值較小；當(dāng)發(fā)生固體接觸時阻力會顯著上升，因此可以用于判斷混合潤滑狀態(tài)下是否發(fā)生接觸及接觸的嚴(yán)重程度。

2.1 間隙對軸承靜特性的影響

軸承間隙即軸承的半徑間隙比，為滑動軸承最重要的設(shè)計(jì)參數(shù)之一。軸承間隙設(shè)計(jì)過大，會導(dǎo)致軸承穩(wěn)定性差，承載力低等缺陷；間隙設(shè)計(jì)過小也會造成軸承油膜過小，易乏油、抱軸，且加工難度大。文中選取滑動軸承常規(guī)設(shè)計(jì)間隙(5～20 μm)分析軸承間隙對軸承靜特性的影響，分析結(jié)果如圖5所示。

圖5 軸承間隙對靜特性的影響

圖5(a)、(b)顯示，隨著軸承間隙的增大，最小膜厚逐漸減小，最大膜壓逐漸增大，說明軸承理論承載能力逐漸降低。原因在于：間隙增大，導(dǎo)致流體動壓效應(yīng)趨弱，軸承承載能力降低，在外載荷固定的條件下，最小油膜厚度減小、最大油膜壓力增大，進(jìn)而提升承載力達(dá)到平衡狀態(tài)。圖5(c)、(d)顯示，最高膜溫和出口溫度、扭矩均在軸承間隙12.5 μm時出現(xiàn)拐點(diǎn)，且參數(shù)值均在拐點(diǎn)后逐漸增加，說明軸承間隙大于12.5 μm時，軸承與軸出現(xiàn)明顯的接觸摩擦。局部的硬性接觸導(dǎo)致局部碰摩，進(jìn)而溫度顯著上升，扭矩大幅增大。上述分析表明，對于燃油泵徑向軸承，為保證軸承穩(wěn)定潤滑，減少碰摩，應(yīng)控制軸承的半徑間隙小于12.5 μm。

2.2 寬徑比對軸承靜特性的影響

軸承寬徑比是滑動軸承重要幾何設(shè)計(jì)參數(shù)之一，在軸承內(nèi)徑不變時，寬度增大會導(dǎo)致軸承承載能力上升，但同時會加大供油及冷卻難度，引發(fā)局部溫升過高等異常狀態(tài)。但寬度過小也會導(dǎo)致承載力不足、油膜過小等不利運(yùn)行狀態(tài)。以內(nèi)徑不變，寬徑比為0.65～1.35對軸承性能進(jìn)行分析，結(jié)果如圖6所示。

以財(cái)政部門的預(yù)算改革為重點(diǎn)，對資源的分配要真正做到科學(xué)合理，要節(jié)約資源，對資源做到高效率的利用。對資產(chǎn)分配標(biāo)準(zhǔn)可以分類進(jìn)行制定，做到詳細(xì)明確，因?yàn)橘Y產(chǎn)標(biāo)準(zhǔn)確定之后，為單位內(nèi)資產(chǎn)管理和預(yù)算管理有機(jī)結(jié)合和行政事業(yè)單位資產(chǎn)的預(yù)算都提供了有力的依據(jù)。在制定資產(chǎn)分配標(biāo)準(zhǔn)的時候，還要根據(jù)實(shí)際情況進(jìn)行具體的分析，行政事業(yè)單位之間工作性質(zhì)的不同，要針對具體的單位運(yùn)轉(zhuǎn)實(shí)際配置相對應(yīng)的資產(chǎn)，資產(chǎn)分配的多少要根據(jù)實(shí)際需求和配置標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行配置，同時還要考慮到隨著經(jīng)濟(jì)水平的提高，物品價(jià)格有所上漲的實(shí)際情況，合理分配資產(chǎn)。

圖6 寬徑比對靜特性的影響

圖6(a)、(b)顯示，隨著軸承寬徑比的增大，最小膜厚逐漸增大，最大膜壓逐漸減小，軸承理論承載能力逐漸增強(qiáng)。原因即如前述，寬度增加導(dǎo)致承載面積增大，在定載荷工況下，最小膜厚將顯著提升，最大壓力也會顯著降低。圖6(c)、(d)顯示，最高膜溫和出口溫度、扭矩均在寬徑比為0.89時出現(xiàn)拐點(diǎn)，且參數(shù)值均在拐點(diǎn)前逐漸減小，說明當(dāng)寬徑比小于0.89時，軸承承載面積過小，承載力不足，導(dǎo)致油膜厚度過小，進(jìn)而發(fā)生了局部接觸摩擦，此時扭矩也會因接觸摩擦而顯著高于未摩擦階段。上述分析表明：對于文中所述燃油泵徑向軸承工況，應(yīng)控制軸承的寬徑比大于0.89，且應(yīng)盡可能在空間允許的范圍內(nèi)增大寬徑比。文中軸承內(nèi)徑為12 mm，對應(yīng)的軸承寬度應(yīng)大于11 mm。

2.3 進(jìn)油溫度對軸承靜特性的影響

進(jìn)油溫度主要影響潤滑油的黏度變化及系統(tǒng)溫升的控制，由于溫黏效應(yīng)的存在，過高進(jìn)油溫度會導(dǎo)致系統(tǒng)溫升過大，潤滑油黏度過低，影響安全性及承載能力；進(jìn)油溫度過低也會導(dǎo)致潤滑油黏度過大，增大系統(tǒng)運(yùn)行阻力，影響轉(zhuǎn)子運(yùn)行效率。文中分析了進(jìn)油溫度由30 ℃增大到60 ℃時，對軸承靜特性的影響，分析結(jié)果如圖7所示。

圖7 進(jìn)油溫度對靜特性的影響

圖7(a)、(b)顯示，隨著進(jìn)油溫度的增大，最小膜厚逐漸減小，最大膜壓均逐漸增大。原因在于：根據(jù)溫黏效應(yīng)，進(jìn)油溫度越高，潤滑油的初始黏度就越小，又根據(jù)流體動壓效應(yīng)原理，黏度越小，動壓效應(yīng)的承載力越小，所以最小油膜厚度會降低，最大油膜壓力增大，以保證承載力與系統(tǒng)外載荷一致。圖中趨勢也說明進(jìn)油溫度越低，軸承的承載能力越強(qiáng)。圖7(c)顯示，進(jìn)油溫度越低，最高膜溫和出口溫度也越低，油膜的冷卻效果越好。圖7(d)顯示，進(jìn)油溫度在30～55 ℃間變化時，扭矩為略微降低，原因就是流體的黏度降低，而低黏度對應(yīng)更低的黏性阻力，此時也未發(fā)生接觸摩擦；當(dāng)進(jìn)油溫度大于55 ℃后，扭矩大小突增，說明油溫過高導(dǎo)致黏度低，承載力差，當(dāng)黏度小于臨界值時，軸承與軸發(fā)生明顯的接觸摩擦，故供油溫度的選取應(yīng)當(dāng)小于55 ℃。

2.4 轉(zhuǎn)速對軸承靜特性的影響

前文分析中均未改變軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的運(yùn)行邊界，旨在優(yōu)化軸承的設(shè)計(jì)及運(yùn)行條件。但軸承的轉(zhuǎn)速、載荷等運(yùn)行邊界也會顯著影響軸承的表現(xiàn)性能，文中針對軸承運(yùn)行轉(zhuǎn)速進(jìn)行分析，選取轉(zhuǎn)速2 000～9 000 r/min區(qū)間，評估軸承的靜特性演化特性，結(jié)果如圖8所示。

圖8 轉(zhuǎn)速對靜特性的影響

圖8(a)顯示，隨著轉(zhuǎn)速的增大，最小膜厚逐漸增大，說明軸承承載能力增強(qiáng)。因?yàn)榻缑嫦鄬\(yùn)動速度是影響流體動壓效應(yīng)的關(guān)鍵參數(shù)，而轉(zhuǎn)速的升高顯著提升了軸頸及軸承界面的相對速度，進(jìn)而顯著提升了流體動壓效應(yīng)，因此軸承承載能力顯著上升。圖8(b)顯示，最大膜壓先增大后減小，其變化趨勢需結(jié)合圖8(c)、(d)進(jìn)行分析。如圖8(c)、(d)所示，最高膜溫和出口溫度、扭矩均在轉(zhuǎn)速為5 500 r/min時出現(xiàn)拐點(diǎn)，且參數(shù)值均在拐點(diǎn)前逐漸減小，說明當(dāng)轉(zhuǎn)速小于5 500 r/min時，軸承與軸出現(xiàn)明顯的接觸摩擦，最大油膜壓力的變化同樣是基于該原因。軸承接觸摩擦導(dǎo)致局部溫升、扭矩增大。同時由于轉(zhuǎn)速在4 000 r/min以下時，接觸摩擦嚴(yán)重，固體接觸也提供了一部分承載力，所以在同外力載荷下，最大油膜壓力會偏小，而當(dāng)轉(zhuǎn)速在4 000～5 000 r/min時，接觸摩擦程度逐漸減輕，此時承載轉(zhuǎn)由油膜壓力接手，因此油膜壓力會呈現(xiàn)典型的先增大，隨后接觸摩擦逐漸消失，油膜壓力趨于穩(wěn)定，不再顯著變化。上述分析表明，燃油泵徑向軸承的理想運(yùn)行速度應(yīng)當(dāng)大于5 500 r/min。

2.5 徑向力對軸承靜特性的影響

徑向力是軸承的主要承載形式，文中分析了徑向力由20 N增大到40 N時，對軸承靜特性的影響，分析結(jié)果如圖9所示。

圖9 徑向力對靜特性的影響

圖9(a)、(b)顯示，隨著徑向力的增大，最小膜厚逐漸減小，最大膜壓逐漸增大，符合軸承載荷增大后最小膜厚及最大膜壓的理論變化趨勢。圖9(c)、(d)顯示，最高膜溫和出口溫度、扭矩均在徑向力為36.7 N時出現(xiàn)拐點(diǎn)，且參數(shù)值均在拐點(diǎn)后顯著增加，說明當(dāng)徑向力大于36.7 N時，軸承與軸出現(xiàn)明顯的接觸摩擦。當(dāng)發(fā)生接觸摩擦后，局部溫升會顯著提升，且摩擦造成的扭矩顯著高于單純的流體黏性阻力。據(jù)此分析，可以認(rèn)為，該結(jié)構(gòu)參數(shù)的軸承，其徑向力的承載極限在36.7 N，若要承載更高載荷，則應(yīng)對軸承參數(shù)進(jìn)行進(jìn)一步優(yōu)化。

2.6 載荷角對軸承靜特性的影響

考慮到多瓦軸承的供油槽位置及瓦塊布置情況，其承載性能與載荷角有著顯著聯(lián)系。文中分析了載荷角由225°增大到315°時，軸承靜特性的變化影響，據(jù)此可以給出軸承油槽位置及參數(shù)的優(yōu)化方向，分析結(jié)果如圖10所示。

圖10 載荷角對靜特性的影響

圖10(a)、(b)顯示，隨著載荷角的增大，最小膜厚先減小后增大，最大膜壓先增大后減小。結(jié)合四瓦軸承的角度關(guān)系可知，單瓦72°，則周向261°～279°之間為底部供油槽。隨著載荷角的變化，性能會呈現(xiàn)出明顯的周期性，225°～315°正好是一個循環(huán)區(qū)間。當(dāng)載荷角為225°或315°，載荷方向正好位于瓦塊中心，此時承載效果最佳，具有充足的最小膜厚及最大膜壓；當(dāng)載荷角偏離瓦塊中心，最小膜厚將降低，最大膜壓也將增大，表明承載能力會減弱。圖10(c)、(d)顯示，最高膜溫、出口溫度和扭矩同樣在一個小的變化范圍內(nèi)先增大后減小，且扭矩在載荷角為255°時的數(shù)值最大，軸承與軸摩擦最為明顯，此時載荷指向左下方，靠近油槽邊界。這是因?yàn)橛筒蹠档洼S承的承載能力，油槽邊界尤為明顯，因此應(yīng)合理布置軸承的安裝方式，盡量將載荷角控制在225°，此時載荷通過瓦片的中心，扭矩最小。同時可以考慮減少油槽的數(shù)量，對此需要進(jìn)一步仿真分析。

3 結(jié)論

(1)對于混合潤滑狀態(tài)下飛機(jī)燃油泵徑向滑動軸承，隨著轉(zhuǎn)速的轉(zhuǎn)速增加，承載力會得到顯著的增強(qiáng)，此時最小油膜厚度增加，安全裕度會顯著上升。但需要注意的是，由于航空煤油動力黏度極低，當(dāng)轉(zhuǎn)速高于5 500 r/min(3.46 m/s)才能形成可靠的潤滑油膜。

(2)徑向載荷具有明顯的臨界點(diǎn)，隨著徑向力增加，軸承最小油膜厚度降低，當(dāng)載荷過大時會發(fā)生明顯接觸摩擦，進(jìn)而引發(fā)溫升及扭矩增大，文中算例軸承允許的最大徑向力約37 N(0.255 MPa)。

(3)隨著軸承間隙的增大，軸承的承載力會顯著降低，甚至引發(fā)接觸摩擦，所以應(yīng)該限制燃油泵徑向軸承的間隙范圍，許用的最大軸承間隙約為12.5 μm(2.08‰)。

(4)軸承寬徑比增加，不改變軸頸直徑時，對應(yīng)于軸承承載面積增大，軸承的承載能力增強(qiáng)，文中算例許用最小寬徑比約為0.89，在空間允許范圍內(nèi)，宜增大寬徑比。

(5)在未發(fā)生接觸摩擦?xí)r，提高進(jìn)油溫度能減小扭矩，但會降低軸承承載力，當(dāng)溫度過高時，軸承可能會引發(fā)接觸摩擦，故宜控制進(jìn)油溫度小于55 ℃。

(6)軸承的安裝方式影響其承載能力，油槽會降低軸承的承載能力，油槽邊界尤為明顯，因此應(yīng)合理布置軸承的安裝方式，當(dāng)載荷方向位于軸瓦中間時，軸承的承載能力最強(qiáng)。