立式軸承推力頭泵油能力分析

向國平

摘 要：推力頭作為立式軸承主要泵油部件，它一直存在著難以通過建立數(shù)學(xué)模型來定量計算泵油量的問題，文章采用理論解析計算與CFD仿真對推力頭泵油能力進行對比分析。結(jié)果表明：理論解析計算與CFD仿真結(jié)果具有較好的一致性，從量上來說，當(dāng)主軸轉(zhuǎn)速N=500～1 500 r/min時，理論與仿真得出的泵油流量誤差最大為10.6%，最大壓力誤差最大為22.1%，這為以后推力頭泵油能力計算提供參考。

關(guān)鍵詞：立式軸承；推力頭；CFD；泵油量

中圖分類號：TH133.37 文獻標(biāo)識碼：A 文章編號：1006-8937（2015）05-0085-03

推力頭作為立式軸承中主要泵油部件，它會隨著主軸旋轉(zhuǎn)不斷的為上徑向?qū)咛峁櫥?。?dāng)供油量不足時，可能會發(fā)生燒瓦，進而影響到立式軸承的正常工作。因此，有必要對推力頭泵油能力進行深入分析。

目前針對推力頭泵油能力計算方面的研究較少。王艷蕊 等[1]通過試驗對立式冷凝泵自潤滑軸承進行研究，成功的解決了立式冷凝泵殘余軸向力平衡問題，但沒實際解決泵油流量的問題；尚家巨等[2]根據(jù)潤滑油在軸承室內(nèi)的實際循環(huán)過程進行力學(xué)分析并利用輔助計算對供油量進行定量分析，得出了轉(zhuǎn)速與輸油孔徑為影響潤滑系統(tǒng)供油的主要因素，雖然給出了泵油量的計算法，但方法單一，缺乏對比支撐。

本文利用離心泵泵油原理對推力頭泵油進行理論解析計算，并通過CFD法進行驗算，最后給出了主軸（推力頭）在不同轉(zhuǎn)速下的理論計算值與仿真值的對比研究。

1 理論解析法

1.1 分析模型

立式軸承實驗臺三維模型（部分），推力頭與主軸一起以N的速度旋轉(zhuǎn)。由于推力頭結(jié)構(gòu)的特殊性，推力頭與擋油筒之間會形成一錐形腔室（中兩虛線之間，具體結(jié)構(gòu)，為錐形腔室相關(guān)結(jié)構(gòu)參數(shù)），該腔室會使內(nèi)部流體的切向速度沿徑向方向產(chǎn)生差異，這樣離心力也會不同，最后會產(chǎn)生不同的離心加速度使流體加速，直至飛出出口。

顯然，潤滑油圓柱自左端至右端離心加速度呈線性分布，故在該油柱內(nèi)取平均離心加速度a：

潤滑油圓柱左端徑向速度V0；由于該處位置與下端位置是平行的故有：

V0=0

油柱長度為L；那么可求得潤滑油圓柱自左端直右端的加速時間t：

由以上參數(shù)可以得出右端位置的徑向速度V：

V=at

由于潤滑油達到出口端處時最外端的速度立刻發(fā)生衰減而降為0，而中心位置依然保持速度V；因此該油柱出口截面的速度自圓心沿著半徑方向呈現(xiàn)逐漸減小的線性分布，那么計算流量時其出口速度應(yīng)為平均速度V：

1.3 計算結(jié)果

本文中選擇牌號為ISVOG46的軸承潤滑油，其具體性能參數(shù)見表1。

將表1的相關(guān)數(shù)據(jù)帶入到以上數(shù)據(jù)，可求得：

Q=23.0 L/min

P出口理論=10 102 Pa

2 CFD法

單純考慮推力頭自身的吸油能力，那么進、出口壓力都設(shè)為0 Pa（相當(dāng)于把推力頭置于靜止的潤滑油中，然后給一個轉(zhuǎn)速，看它自身能吸走多少流量），下面用FLUENT軟件來計算推力頭的泵油能力。

具體求解步驟是：

①求出推力頭轉(zhuǎn)速為N=0時的垂直進油面的速度V0垂直；

②求出推力頭轉(zhuǎn)速N=1 500 r/min時的垂直底部進油面的速度V1 500垂直，此時入口壓力也為0 Pa；

③求出通過進口面的速度差值：

？駐V垂直=V1 500垂直-V0垂直

④求出從入口進入的潤滑油流量Qin：

式中：

Sin為底部進油面的面積。

2.1 模型前處理

GAMBIT是FLUENT流體動力學(xué)仿真軟件的一款前處理軟件，主要用來建模和生成網(wǎng)格的[4]，為計算模型網(wǎng)格如圖1所示，共劃分四面體網(wǎng)格數(shù)387 587個。

邊界假設(shè)條件如下[5]：

①潤滑油為不可壓縮流體。

②軸頸與潤滑油無相對滑移。

③主軸變形不考慮。

④潤滑油與軸的交接面無熱量交換，與軸承交接面有熱量交換。

⑤不考慮潤滑油的粘溫特性。

設(shè)置的邊界類型有：壓力入口邊界、壓力出口邊界，旋轉(zhuǎn)壁面；最后以.msh文件導(dǎo)出。

接下來將.msh文件導(dǎo)入Fluent6.3進行計算；最后計算后的結(jié)果以.cas與.dat文件格式保存。

2.2 邊界條件的具體的確定

邊界條件設(shè)定如下：

①底部入口壓力為0 Pa（相對壓力），入口環(huán)境溫度T為300 K。

②8個出口壓力為0 MPa（相對壓力），出口環(huán)境溫度T為300 K。

③推力頭與潤滑油接觸面設(shè)為旋轉(zhuǎn)壁面，轉(zhuǎn)速N=1 500 r/min，無滑移。

邊界條件設(shè)定后，設(shè)定松弛因子，再初始化流場和設(shè)置迭代步數(shù)，最后求解。

2.3 流體流態(tài)的確定

流體的流動狀態(tài)根據(jù)雷諾數(shù)來確定的，雷諾數(shù)的求解方程為[6]：

將表1的相關(guān)數(shù)據(jù)帶入到公式中得出雷諾數(shù)為：

Re=40 944.7>2 300

故應(yīng)該選用紊流模型。

3 兩種方法對比分析

前面部分分析了主軸（推力頭）轉(zhuǎn)速N=1 500 r/min時的理論解析與仿真值，接下來需分析泵油流量與最大壓力在不同主軸（推力頭）轉(zhuǎn)速下的對比情況。

主軸（推力頭）在不同轉(zhuǎn)速下與泵油量、最大壓力之間的關(guān)系分別如圖2、圖3所示。

由圖2、3可知：隨著主軸（推力頭）轉(zhuǎn)速的增大，泵油量與最大壓力都隨之增大。

不同主軸（推力頭）轉(zhuǎn)速N下的理論解析值與仿真值誤差情況見表2。

由表2可知：當(dāng)主軸（推力頭）轉(zhuǎn)速N在500～1 500 r/min時，泵油量最大誤差為10.6%，最小為1.0%；而最大壓力的最大誤差為22.1%，最小為2.0%，因此從不同轉(zhuǎn)速下的兩者誤差而言，理論解析值與CFD仿真值具有較好的一致性，這也證明了推力頭泵油能力計算方法的可行性。

4 結(jié) 語

①對比分析并給出了一種可計算推力頭泵油能力的理論解析方法。

②推力頭泵油量與最大壓力都隨著主軸（推力頭）轉(zhuǎn)速的增大而增大。

③主軸（推力頭）轉(zhuǎn)速在500～1 500 r/min的范圍內(nèi)發(fā)現(xiàn)：理論與仿真得出的泵油量誤差最大為10.6%，最大壓力誤差最大為22.1%，因此論解析值與CFD仿真值具有較好的一致性；

④本文中推力頭泵油能力計算方法為以后立式軸承推力頭泵油能力的計算提供了參考。

參考文獻：

[1] 王艷蕊，張孝風(fēng)，王國全.立式冷凝泵自潤滑軸承研究[J].通用機械，2003，（2）.

[2] 尚家巨.立式泵滾動軸承稀油自潤滑供油量計算[J].通用機械，2006，（4）.

[3] 張鳴遠，景思睿，李國君.高等工程流體力學(xué)[M].西安：西安交通大學(xué)出版社，2006.

[4] 周俊波..FLUENT6.3流出分析從入門到精通[M].北京：機械工業(yè)出版社，2012.

[5] 郭力，李波，章澤.液體動靜壓軸承的溫度場與熱變形仿真分析[J].機械科學(xué)與技術(shù)，2014，（4）.

[6] 孫幫成，李明高.ANSYS FLUENT14.0仿真分析與優(yōu)化設(shè)計[M].北京：機械工業(yè)出版社，2014.