表面織構排布方式對徑向滑動軸承摩擦性能的影響*

王保民 趙瑞平 房文博 閆瑞祥 劉洪芹

(蘭州理工大學機電工程學院 甘肅蘭州 730050)

由于其結構簡單、接觸面積大、摩擦學性能好，滑動軸承在旋轉機械中得到了廣泛的應用[1]。然而，隨著載荷和轉速的增加，摩擦和磨損是導致滑動軸承失效的主要原因[2]。因此，提高承載力和減小摩擦一直是滑動軸承設計和研究的主要內容。表面織構技術通過在摩擦副表面制備出具有一定尺寸和排列的凹坑、凹痕或凸包等圖案的點陣，能有效改變潤滑表面之間的摩擦學性能，已成為改善滑動軸承摩擦性能的一種有效手段[3]。

HAMILTON等[4]于1966年最先提出表面織構的概念，引起國內外學者的極大關注。SUH等[5]通過實驗發現，在真空及無潤滑條件下，溝槽表面和光滑表面相比，摩擦因數低并且穩定；同時還揭示了表面溝槽結構能夠捕捉和容納磨屑，從而防止產生三體磨損的減磨機制。尹明虎等[6]對比分析了圓形、方形、三角形微織構對徑向滑動軸承性能的影響，指出設計合理的微織構能夠有效提高滑動軸承的潤滑性能。LIN等[7-9]研究了考慮空化效應的大面積織構界面滑移現象，結果表明在織構結構設計中，新型織構及滑移邊界條件可以作為傳統邊界條件的補充。鄭文斌等[10]研究發現，排布合理的織構能夠顯著提高軸承剛度以及轉子系統穩定性。彭龍龍等[11]數值分析了矩形、菱形、球形和Koch雪花形等4種不同形狀的表面織構對軸承湍流動能的影響，提出了一種遞增多尺度織構，其承載能力優于遞減多尺度織構。MARIAN等[12]基于熱流體動力學模型分析了帶有方形凹坑的止推軸承潤滑油膜厚度與承載能力的關系，并對織構幾何參數進行了優化。蘇華和余志雄[13]研究發現，在織構型滑動軸承的基礎上增加溝槽可以改變油膜分布，降低端泄量。馮慧慧等[14]通過實驗表明，階梯槽織構能有效降低水潤滑止推軸承摩擦力。紀敬虎等[15]分析了在不同收斂比參數下，局部微凹坑織構對軸瓦潤滑油膜壓力分布的影響，并指出收斂比與織構參數共同影響軸承承載能力，在進行織構參數設計時需要考慮收斂比的影響。王麗麗等[16]通過數值仿真和實驗，分析了微織構尺寸對軸承摩擦磨損性能的影響，結果表明合適的微織構尺寸可以有效提高滑動軸承的潤滑性能、降低摩擦因數及減小磨損。于如飛和陳渭[17]基于Winkler彈性基礎模型，計算了軸承表面的變形量，發現與軸承表面的彈性變形相比，表面織構對徑向軸承靜特性的影響更加顯著，且織構可以明顯改變油膜壓力的分布情況。趙遠方等[18]利用激光打標機加工不同排列方式凹坑織構，用自主搭建的摩擦磨損實驗臺測量摩擦副表面力矩，結果表明無織構表面磨損遠大于微織構表面，且軸向間隔分布織構減磨效果最好。羅敏敏等[19]通過銷盤實驗模擬滑動軸承織構化摩擦副表面工況，分析了軸徑和軸套表面橢圓凹坑織構對鉆頭滑動軸承摩擦學性能的影響，結果顯示橢圓凹坑同時交錯分布于銷盤試樣表面時潤滑減磨效果最優，橢圓凹坑同時平行分布于銷盤試樣表面時潤滑減磨效果最差。

以上研究為滑動軸承表面織構分析和設計奠定了重要的理論依據和試驗基礎，然而，現有研究主要探究了織構形狀、結構參數等特征對滑動軸承摩擦性能的影響及機制，關于織構排布位置及不同位置織構排布方式對軸承摩擦性能影響的研究較少。鑒于此，本文作者以HZ040滑動軸承為研究對象，采用MRF方法和Mixture模型建立了表面織構化滑動軸承數值分析模型，運用壓力耦合方程的改進半隱式SIMPLEC(Semi-Implicit Method for Pressure Linked Equations Consistent)算法進行求解，對比分析了表面織構的軸向和周向排布方式以及表面形狀等在不同位置對軸承承載力與摩擦因數的影響，設計滑動軸承復合型織構排布方式，對比分析了復合型織構對滑動軸承摩擦性能的提升效果。

1 控制方程

采用基于Navier-Stokes(N-S)方程的CFD方法對織構化徑向滑動軸承摩擦性能進行分析，N-S方程表達式為

(1)

(2)

式中：t是時間；u是潤滑油速度；F是每單位質量流體的質量力；p是潤滑油壓力；ρ是潤滑油密度。

滑動軸承油膜厚度方程為

h=h1+h2

(3)

h1=c+ecosθ

(4)

(5)

式中：e為軸頸偏心距；c為軸承間隙；h3為織構處油膜厚度。

采用壓力耦合方程的改進半隱式SIMPLEC算法進行求解，得到軸承油膜的壓力和切應力。由壓力對軸承內壁面面積的積分求得軸承承載力

Fs=?pdxdy

(6)

由切應力對面積的積分求得軸承油膜的摩擦力

Ff=?τdxdy

(7)

摩擦因數即為摩擦力與承載力之比

f=Ff/Fs

(8)

2 數值計算模型

2.1 幾何模型

文中以HZ040徑向滑動軸承為研究對象，軸承具體結構參數見表1。由于軸承在實際工況中施加載荷后有偏心的存在，流體域由寬變窄、再由窄變寬，具有一定黏度的潤滑油流入楔形間隙后由于楔形效應在最小油膜厚度兩側形成對稱分布的高低壓區域，如圖1所示。因此，定義流體域由寬變窄的一側高壓流體域為“收斂楔”區域，流體域由窄變寬的另一側負壓流體域為“發散楔”區域[20]。

圖1 油膜壓力分布Fig.1 Pressure distribution of the oil film

表1 滑動軸承結構參數Table 1 Structural parameters of the journal bearing

將油入口定義為起始0°，沿內壁面順時針方向，以最大與最小油膜厚度為分界線，從50° (最大油膜厚度位置)起，每隔60°劃分一個織構區域，將收斂楔區域均分為三部分，即收斂楔入口(50°～110°)、收斂楔中部(110°～170°)、收斂楔出口(170°～230°)，230°(最小油膜厚度位置)至290°為發散楔區域，在軸承腔內共劃分出4個區域，如圖2、3所示。

圖2 滑動軸承腔結構示意Fig.2 Structure of journal bearing cavity

圖3 滑動軸承流體域展開示意Fig.3 Expansion of fluid domain inside journal bearing

2.2 網格劃分

由于軸承腔內潤滑油最小油膜厚度僅為16 μm，而軸承寬度為40 mm，寬徑比過大，為保證網格不發生畸變，保持運算穩定性，全局采用六面體結構網格，如圖4所示。

圖4 流體域網格模型Fig.4 The mesh model of bearing fluid domain

2.3 邊界條件及求解器設置

位于軸承頂部的潤滑油入口采用壓力入口，進油壓力設置為0.2 MPa。軸承腔體兩端為潤滑油出口，與外界大氣相連，潤滑油出口采用壓力出口，設置壓力為大氣壓。軸承腔內表面設置為旋轉壁面，以模擬軸徑的旋轉運動，外壁面設置為固定壁面，軸承轉速設置為5 000 r/min。油氣材料參數見表2。

表2 油氣材料參數Table 2 Material parameters of oil and air

采用Mixture模型模擬油氣二相流，因網格長寬比較大，為利于計算結果的收斂性，采用壓力耦合方程的改進半隱式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，體積分數采用QUICK (Quadratic Upwind Interpolation of Convective Kinematics)格式離散。殘差值設置為1×10-4，同時監測出入口油相體積變化率，變化率低于1×10-5，兩判據均滿足則判定結果收斂。在求得油膜壓力、切應力、速度分布后，通過積分計算可以獲得軸承的承載力和摩擦力以及摩擦因數等特性參數。

2.4 網格無關性驗證及模型驗證

運用ICEM CFD對流體域模型進行網格劃分，為了在保證精確性前提下盡可能提高計算速度，需進行網格無關性驗證，分別于徑向、周向與軸向進行網格層數加密，設置7組對照。如表3所示，當徑向網格層數大于7時計算誤差小于1%，因此，最終選定后續計算中網格數均大于901 440。

表3 不同網格數目下最大油膜壓力Table 3 Maximum oil film pressure of different number of grids

通過與文獻[16]中的仿真和實驗數據進行比較，來驗證文中計算方法的有效性。表4給出文獻[16]中的軸承參數，軸承模型如圖5所示。表5、圖6所示為2種方法計算結果。由表5可見，文中方法計算的最大壓力和承載能力文獻[16]計算結果相差很小。由圖6也可以看出，仿真結果與文獻[16]中的實驗數據基本一致。這表明文中提出的滑動軸承計算方法有較高的可靠性。

圖5 文獻[16]中的軸承結構Fig.5 Bearing structure in literature 16

圖6 文中計算結果與文獻[16]中實驗結果比較Fig.6 Comparison of the calculation results in this paper and the experimental results in literature 16

表4 文獻[16]中軸承的結構參數和邊界條件Table 4 Structural parameters and boundary conditions of bearings in literature 16

表5 文中計算結果與文獻[16]對比Table 5 Comparison of calculation results in this paper and in the literature 16

3 結果與分析

3.1 織構軸向和周向排布對軸承性能的影響

3.1.1 織構軸向排布對軸承性能的影響

為分析織構軸向排列對滑動軸承承載能力和摩擦因數的影響，在保證織構軸向總寬度相等的情況下，設計了4種不同的矩形織構，如圖7所示，分別排布在軸向位置Ⅰ(收斂楔入口)、Ⅱ(收斂楔中部)、Ⅲ(收斂楔出口)、Ⅳ(發散楔)。織構分布周向間距為9.5°，織構結構如圖8所示，具體參數及排布見表6。軸承油膜承載力與摩擦因數如圖9所示，可以看出：

圖7 矩形織構軸向排列示意Fig.7 Schematic of the axial arrangement of rectangular textures：(a)groove texture；(b)short groove texture；(c)rectangular texture；(d)square texture

圖8 矩形織構剖面圖Fig.8 Sectional drawing of rectangular texture

圖9 織構軸向排布對軸承摩擦特性的影響Fig.9 Effect of texture axial arrangement on friction properties of journal bearing：(a)bearing capacity；(b)friction coefficient

表6 不同微織構參數及軸向排布Table 6 The parameters and axial arrangement of rectangular textures

(1)在位置 Ⅰ (收斂楔入口)軸向排布矩形織構時，油膜承載力明顯提高，摩擦因數略低于無織構軸承，方形織構和短溝槽織構效果更好。這是因為收斂楔入口處的壓力相對較低，當潤滑油從織構出口流出時，軸承間隙突然減小，壓力增大。潤滑油在表面織構中的擴散和收斂引起的動壓效應起主導作用。LI等[21]指出，表面織構可以提高承載力的一個主要原因是潤滑劑流入表面凹槽內部形成擴散和收斂從而引起動壓效果。

(2)當矩形織構軸向排布在位置 Ⅱ (收斂楔中部)時，油膜壓力隨著油膜厚度的減小而增大。在宏觀上滑動軸承的動壓效應以及微觀上織構處的動壓效應的共同作用下，排布4種織構表現出不同的摩擦性能，短溝槽織構降低承載能力，增加摩擦因數，矩形織構和方形織構同時增加承載能力和摩擦因數，溝槽織構增加了承載能力并略微降低了摩擦因數。

(3)當矩形織構軸向排布在位置Ⅲ(收斂楔出口)時，承載能力下降，摩擦因數大幅增加。這是因為收斂楔的出口處于油膜厚度最薄的高壓區，導致油膜承載能力下降，摩擦因數增加。

(4)當矩形織構軸向排列在位置Ⅳ(發散楔)時，溝槽和短溝槽織構降低了承載能力和摩擦因數。矩形織構降低承載能力，增加了摩擦因數，而方形紋理增加了承載能力，降低了摩擦因數。

3.1.2 織構周向排布對軸承性能的影響

如圖10所示，在保證織構周向總寬度相等的情況下，分別在周向位置Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ設計4種不同的矩形織構。具體織構參數見表7，織構化滑動軸承的承載能力和摩擦因數如圖11所示。

圖10 矩形織構周向排列示意Fig.10 Schematic of the circumferential arrangement of rectangular textures：(a)groove texture；(b)short groove texture；(c)rectangular texture；(d)square texture

圖11 織構周向排布對軸承摩擦特性的影響Fig.11 Effect of texture circumferential arrangement on friction properties of journal bearing：(a)bearing capacity：(b)friction coefficient

表7 不同微織構參數及周向排布Table 7 The parameters and circumferential arrangement of rectangular textures

由圖11可見，在位置 Ⅰ (收斂楔入口)排布周向織構，潤滑油動壓效應使軸承承載力明顯提高，而對摩擦因數影響很小；在位置 Ⅱ (收斂楔中部)排布周向織構使軸承承載力明顯提高，溝槽和短溝槽織構使摩擦因數降低，而矩形和方形織構使摩擦因數增大；在位置 Ⅲ(收斂楔出口)處排布周向織構，對軸承承載力影響較小，而使摩擦因數明顯增加，這說明在高壓區不適合布置周向織構，尤其是方形等“密布型”織構；在位置 Ⅳ (發散楔)周向排布短溝槽和方形織構使軸承承載力小幅增加、摩擦因數略有降低，而溝槽和矩形織構使軸承承載力小幅降低、摩擦因數略有增加。

3.2 織構形狀對軸承性能的影響

為分析織構形狀對軸承承載力與摩擦因數的影響，對表8所示7種形狀織構進行對比分析。7種形狀織構排布的面積率一致，每個微織構單元面積一致，軸向分布20排，周向分布7列，織構深度均為20 μm。

表8 不同形狀的表面織構參數Table 8 Parameters of surface texture with different shape

在位置Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ分別排布這7種不同形狀織構時，軸承油膜承載力與摩擦因數如圖12所示。可以看出：

圖12 織構形狀和周向排布對軸承摩擦特性的影響Fig.12 Effect of texture shape and circumferential arrangement on friction properties of journal bearing：(a)bearing capacity；(b)friction coefficient

(1)當7種織構排布在位置 Ⅰ (收斂楔入口)時，油膜的承載能力明顯提高。7種織構中，橢圓、倒橢圓、三角形和倒三角形織構略微增加摩擦因數，菱形和圓形織構略微降低摩擦因數，而十字形織構可以顯著提高承載能力，降低摩擦因數。

(2)當織構排布在位置 Ⅱ (收斂楔中部)時，7種織構中，菱形、倒橢圓、十字形織構可以提高承載能力，降低摩擦因數，而其他形狀織構則增加了承載能力和摩擦因數。

(3)當7種織構排布在位置 Ⅲ (收斂楔出口)時，承載力下降，摩擦因數顯著增加，其中倒三角形織構最為明顯。

(4)當織構排布在位置 Ⅳ (發散楔)時，7種織構中，圓形、倒三角形和十字織構增加了承載能力和摩擦因數，橢圓和倒橢圓織構降低了承載能力和摩擦因數，菱形和三角形織構增加了承載能力并降低了摩擦因數。相比較而言，在位置 Ⅳ 處布置三角形織構更有利于改善滑動軸承的摩擦性能。

3.3 新型復合型織構對軸承性能的影響

綜合以上分析可以得出，位置 Ⅰ (收斂楔入口)布置十字形織構，位置 Ⅱ (收斂楔中部)布置菱形、倒橢圓形、周向溝槽和短溝槽、十字形織構，位置 Ⅳ (發散楔)布置三角形織構，可以獲得較好的軸承摩擦性能，而位置 Ⅲ (收斂楔出口)不宜布置織構。根據以上分析，設計了5種復合織構，如表9所示，其徑向深度為20 μm。復合織構化滑動軸承的承載能力和摩擦因數如圖13所示。

圖13 不同復合型織構軸承的摩擦特性Fig.13 Friction properties of journal bearing with different compound textures

表9 復合型織構參數Table 9 Parameters of the composite textures

由圖13可見，與無織構滑動軸承相比，A、C、D、E型復合織構分別提高了承載能力8.33%、15.69%、15.66%、17.16%，分別降低了摩擦因數1.25%、3.75%、4.17%、2.92%；而B型復合織構承載力增加了10.78%，同時摩擦因數增加了1.46%。可以得出結論，C、D、E型復合織構可以顯著提高滑動軸承的摩擦性能。

4 結論

以HZ040徑向滑動軸承為研究對象，基于N-S方程，采用CFD方法分析表面織構排布對軸承摩擦性能的影響。主要結論如下：

(1)受流體動壓效應的影響，在位置 Ⅰ (收斂楔入口)軸向、周向排布不同形狀的織構，油膜承載能力顯著提高，但減摩效果不明顯。其中排布十字形織構時可以顯著提高承載能力。

(2)在位置 Ⅱ (收斂楔中部)周向排布矩形織構，增強了流體域內潤滑油的擠壓強度，潤滑油的動壓效應更加明顯，因此更有利于改善滑動軸承的摩擦性能，尤其是溝槽和短溝槽織構。與其他形狀織構相比，菱形、倒橢圓形和十字形織構可以更明顯地提高滑動軸承的摩擦性能。

(3)在位置 Ⅲ (收斂楔出口)排布織構不利于軸承摩擦性能的提高，因此不適宜排布織構；在位置 Ⅳ (發散楔)布置三角形織構有利于改善軸承的摩擦學性能。

(4)與單一織構相比，合理的復合織構設計能更有效地改善軸承的摩擦性能，在五種復合織構中，當在位置 Ⅰ (收斂楔入口)布置十字形織構，位置 Ⅱ (收斂楔中部)布置周向溝槽、短溝槽和十字形織構，位置 Ⅳ (發散楔)布置三角形織構能顯著改善摩擦性能。