計入浮環(huán)傳熱的增壓器浮環(huán)軸承潤滑分析

李佳琪， 倪計民， 石秀勇， 徐曉川

(同濟大學 汽車學院， 上海 201804)

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計入浮環(huán)傳熱的增壓器浮環(huán)軸承潤滑分析

李佳琪， 倪計民， 石秀勇， 徐曉川

(同濟大學 汽車學院， 上海 201804)

以增壓器浮環(huán)軸承為研究對象，基于浮環(huán)平衡模型、流體潤滑模型和熱量分配模型，計算不同工況下內(nèi)層油膜與外層油膜之間傳遞的熱量，并以此作為潤滑分析的條件之一，提出了沒有熱量傳遞時外膜偏心率的識別方法，并對浮環(huán)軸承潤滑性能進行研究，主要分析討論浮環(huán)傳熱在不同外膜偏心率和不同轉(zhuǎn)速下對浮環(huán)軸承潤滑性能的影響.結(jié)果表明，不同外膜偏心率下，浮環(huán)傳熱的情況有較大差異；存在某一外膜偏心率，內(nèi)膜-浮環(huán)-外膜間沒有熱量傳遞；轉(zhuǎn)速越高，浮環(huán)傳熱量越多；浮環(huán)傳熱對環(huán)速比的影響較大；計入浮環(huán)傳熱后，浮環(huán)軸承內(nèi)外膜溫升、內(nèi)外膜摩擦功耗、外膜端泄流量有較明顯變化.

浮環(huán)軸承； 溫升； 傳熱； 環(huán)速比； 潤滑

浮環(huán)軸承是渦輪增壓器的重要零件，直接影響增壓器的工作可靠性和耐久性.Orcutt等[1]和Mokhtar[2]較早開展了浮環(huán)軸承潤滑的獨立研究；Trippett等[3]通過試驗發(fā)現(xiàn)了環(huán)速比隨轉(zhuǎn)速上升而下降；Koeneke等[4]考慮了高轉(zhuǎn)速下油膜破裂對力矩的影響； Hatakennaka等[5]考慮了慣性力對浮環(huán)軸承潤滑的影響；Andres等[6-8]研究了在給定載荷工況下浮環(huán)軸承熱流體潤滑,并通過試驗獲取了不同進油壓力下環(huán)速比隨轉(zhuǎn)速的變化關系；Sang[9]研究了潤滑油純度、供油孔形式對油膜分布的影響；Shi[10]研究了不同結(jié)構(gòu)尺寸的半浮環(huán)軸承和全浮環(huán)軸承的潤滑影響；Andres等[11]對半浮動軸承進行了熱彈流潤滑分析. 宋寅等[12]研究了油孔旋轉(zhuǎn)對浮環(huán)軸承的流量特性影響；張浩等[13]研究了基于質(zhì)量守恒算法貧油狀態(tài)下的潤滑特性；張文靜等[14]分析了不同系統(tǒng)參數(shù)對浮環(huán)轉(zhuǎn)速比的影響.

但是，以往的研究一般都在給定偏心率下，單獨研究浮環(huán)軸承內(nèi)層油膜和外層油膜，僅用內(nèi)外油膜作用于浮環(huán)的承載力和力矩作為浮環(huán)運轉(zhuǎn)的平衡條件，尚未考慮內(nèi)層油膜-浮環(huán)-外層油膜之間存在的傳熱情況，也沒有獲得浮環(huán)軸承熱量的分配情況；或僅考慮某一給定偏心率下的傳熱情況,沒有考慮偏心率和轉(zhuǎn)速對浮環(huán)軸承潤滑性能的影響.忽略浮環(huán)傳熱影響勢必使分析結(jié)果和實際情況有所偏差，沒有考慮偏心率的變化也使分析不夠全面.浮環(huán)實際運轉(zhuǎn)中，內(nèi)層油膜(或外層油膜)摩擦產(chǎn)生的熱量一部分通過潤滑油端泄帶走，另一部分熱量通過浮環(huán)傳遞給外層油膜(或內(nèi)層油膜)；與此同時，外層油膜(或內(nèi)層油膜)把吸收的熱量和自身摩擦所產(chǎn)生的熱量一并通過兩側(cè)泄出帶走,內(nèi)膜-浮環(huán)-外膜構(gòu)成了一個熱量傳遞系統(tǒng).另一方面，不同偏心率和轉(zhuǎn)速下，浮環(huán)的傳熱狀況也可能不盡相同.此外，渦輪增壓器載荷較小時(轉(zhuǎn)軸載荷小于50 N)，內(nèi)層油膜偏心率一般在0.1以內(nèi)，載荷較大時，如船用增壓器，內(nèi)層油膜偏心率大于0.1.當給定載荷時，由于內(nèi)層油膜偏心率受軸頸與浮環(huán)轉(zhuǎn)速疊加影響，而外膜偏心率僅受浮環(huán)轉(zhuǎn)速影響，故內(nèi)層油膜動壓效應遠大于外層油膜，因此內(nèi)層油膜偏心率小于外層油膜偏心率.為了對浮環(huán)軸承的潤滑性能分析更加全面、更接近實際并應用于軸承設計，本文以某渦輪增壓器浮環(huán)軸承為研究對象，選取外膜偏心率為動態(tài)參數(shù)，考慮實際中存在的浮環(huán)傳熱狀況，以浮環(huán)的熱平衡和載荷平衡一起作為浮環(huán)平衡條件，研究不同外膜偏心率及不同轉(zhuǎn)速下浮環(huán)軸承的潤滑性能.

1 計算模型

1.1 浮環(huán)平衡模型

浮環(huán)軸承是浮動環(huán)雙層油膜潤滑軸承，在軸承內(nèi)表面與浮環(huán)外表面有間隙形成潤滑油膜為外膜，在軸頸表面與浮環(huán)表面有間隙形成潤滑油膜為內(nèi)膜(圖1).浮環(huán)穩(wěn)定運轉(zhuǎn)時，滿足熱平衡和載荷平衡方程.

圖1 浮環(huán)軸承結(jié)構(gòu)示意圖

1.1.1 熱平衡方程

由于軸頸溫度與內(nèi)膜溫度相近、外膜溫度與機體溫度相近，所以本文忽略軸頸、機體對內(nèi)膜、外膜傳熱的影響，僅考慮內(nèi)膜-浮環(huán)-外膜之間的傳熱，詳見文獻[6].

浮環(huán)穩(wěn)定運轉(zhuǎn)時，當內(nèi)膜溫度大于外膜溫度時，浮環(huán)從內(nèi)膜吸收的熱量應等于浮環(huán)傳遞給外膜的熱量,即

(1)

當外膜溫度大于內(nèi)膜溫度時，浮環(huán)從外膜吸收的熱量應等于浮環(huán)傳遞給內(nèi)膜的熱量,即

(2)

式(1),(2)中：ARi，ARo分別為浮環(huán)內(nèi)、外層傳熱區(qū)域面積；ΔTi，ΔTo分別為內(nèi)、外油膜溫升；ΔTR為浮環(huán)溫升;HRi，HRo分別為內(nèi)、外油膜對流換熱系數(shù)

1.1.2 載荷平衡方程

浮環(huán)軸承穩(wěn)定運轉(zhuǎn)時，處于平衡狀態(tài)，內(nèi)外油膜壓力在浮環(huán)上的合力應該大小相等，方向相反.考慮內(nèi)膜作用在浮環(huán)上的載荷方向為垂直向下，則力平衡方程為

(3)

(4)

(5)

(6)

(7)

式(3)～(7)中：Fi,Fo分別為內(nèi)、外膜承載力；FiX,FoX分別為內(nèi)、外膜承載力在X坐標軸方向上的分量；FiY,FoY分別為內(nèi)、外膜承載力在Y坐標軸方向上的分量；Ri,Ro分別為浮環(huán)軸承內(nèi)圓半徑、外圓半徑；Li,Lo分別為浮環(huán)軸承內(nèi)圓寬度、外圓寬度；pi，po分別為內(nèi)、外層油膜壓力;θ為偏位角.

內(nèi)外兩個摩擦副作用在浮環(huán)上的摩擦力產(chǎn)生的力矩相等,即

(8)

(9)

(10)

式(8),(9)中：Гi，Гo分別為內(nèi)、外油膜力矩；hi,ho分別為內(nèi)、外層油膜厚度；μi，μo分別為內(nèi)、外油膜動力黏度；ΩJ,ΩR分別為軸頸、浮環(huán)角速度.

1.2 浮環(huán)軸承流體潤滑模型

1.2.1 Reynolds方程

穩(wěn)定工況下，潤滑介質(zhì)在軸承間隙中的流動服從Reynolds方程，內(nèi)層油膜和外層油膜的Reynolds方程分別由式(11),(12)表示.

(11)

式中：RJ為軸頸半徑.

(12)

1.2.2 油膜厚度方程

(13)

(14)

式(13),(14)中：ci，co分別為內(nèi)、外層油膜半徑間隙；ei，eo分別為內(nèi)、外油膜偏心距；φi，φo分別為內(nèi)、外油膜偏位角.

1.2.3 潤滑油的黏溫關系

忽略溫度對密度以及壓力差異對潤滑油特性的影響，僅考慮溫度對黏度的影響.黏溫關系采用Vogel模型，這里使用CD30級潤滑油，其黏溫關系表達式為[15]

(15)

式中：T為溫度.

1.2.4 摩擦功耗

(16)

(17)

式(16),(17)中：Wi,Wo分別為內(nèi)、外油膜摩擦功耗.

1.2.5 潤滑油流量

(18)

(19)

(20)

(21)

(22)

(23)

式(18)～(23)中：Qi1,Qi2分別為內(nèi)層潤滑油前端、后端流量；Qo1,Qo2分別為外層潤滑油前端、后端流量；Qi,Qo分別為內(nèi)、外層潤滑油流量.

1.3 熱量分配模型

當內(nèi)膜溫度大于外膜溫度時，內(nèi)膜摩擦產(chǎn)生的熱量一部分通過端泄的潤滑油帶走，另一部分傳遞給浮環(huán),外膜將吸收浮環(huán)傳遞的熱量和自身摩擦產(chǎn)生的熱量一并通過端泄帶走.

(24)

(25)

當內(nèi)膜溫度小于外膜溫度時，內(nèi)膜端泄帶走的熱量包括外膜傳遞給內(nèi)膜的熱量和內(nèi)膜自身摩擦產(chǎn)生的熱量，另一方面，外膜一部分熱量傳遞給內(nèi)膜，另一部分由外膜端泄帶走.

1.1.3 主要儀器 鼓風干燥箱(DHG-9123A，上海精宏實驗設備有限公司)、分析天平(TP-214，美國DENVER公司)、分光光度計(T6，新世紀北京普析通用儀器公司)、錘式旋風磨(JXFM110，杭州大吉光電儀器有限公司),超聲清洗機(DL400B，上海之信儀器有限公司)

(26)

(27)

式(24)～(27)中：Pi-out為內(nèi)膜端泄散熱；Pi-out=cp·ρQiΔTi，其中ρ為潤滑油密度;Po-out為外膜端泄散熱，Po-out=cpρQoΔTo;Pi-ring,Pring-o分別為內(nèi)膜傳遞給浮環(huán)的熱量和浮環(huán)傳遞給外膜的熱量,Pi-ring=ARiHRi(ΔTi-ΔTR),Pring-o=ARoHRo(ΔTR—ΔTo);Po-ring，Pring-i分別為外膜傳遞給浮環(huán)的熱量和浮環(huán)傳遞給內(nèi)膜的熱量,Po-ring=ARoHRo(ΔTo-ΔTR),Pring-i=ARiHRi(ΔTR-ΔTi).

1.4 收斂判斷公式

承載力收斂判據(jù)

(28)

摩擦力矩收斂判據(jù)

(29)

浮環(huán)熱量收斂判據(jù)

(30)

2 計算方法

內(nèi)膜-浮環(huán)軸承-外膜系統(tǒng)的傳熱機理：當內(nèi)膜溫度大于外膜溫度時，內(nèi)膜的一部分熱量傳遞給浮環(huán)，并通過浮環(huán)傳遞到外膜.當內(nèi)膜溫度小于外膜溫度時，外膜的一部分熱量通過浮環(huán)傳遞到內(nèi)膜.因此，存在某一外膜偏心率，使該外膜偏心率下內(nèi)膜溫度等于外膜溫度，此時內(nèi)膜-浮環(huán)軸承-外膜之間沒有傳熱情況發(fā)生.本文通過以下辦法識別這一外膜偏心率：首先不考慮浮環(huán)的傳熱影響，僅用浮環(huán)的載荷作為平衡條件，以內(nèi)外膜絕熱計算.假設在某一外膜偏心率下外膜溫度等于內(nèi)膜溫度；當適當減小該外膜偏心率，存在內(nèi)膜溫升大于外膜溫升；當適當增大該外膜偏心率，存在內(nèi)膜溫度大于外膜溫度，則可認為該外膜偏心率下內(nèi)膜-浮環(huán)軸承-外膜之間沒有熱量傳遞.

浮環(huán)軸承潤滑求解步驟如下：

(1)給定外膜偏心率εo，設初始浮環(huán)溫升ΔTr.

(3)設定內(nèi)膜、外膜初始溫升，賦壓力場初值，結(jié)合有限差分法與超松弛迭代法求解Reynolds方程，計算油膜壓力，如果滿足壓力收斂條件，則應用式(16)～(23)求解摩擦功耗和潤滑油流量，否則將得到的壓力作為初始壓力重新計算.壓力收斂后，調(diào)整偏位角使油膜合力方向垂直.應用式(24)，(25)求解溫升，如果滿足溫升收斂，則應用式(8)～(10)計算摩擦力矩，應用式(3)～(7)計算油膜承載力，并對內(nèi)膜進行潤滑分析，否則將得到的溫升作為初始溫升，應用式(15)計算新的黏度，重新對油膜進行潤滑計算，直至溫升收斂.

(4)內(nèi)膜與外膜潤滑分析完畢后，判斷如果滿足式(28)和式(29)，則進行下一步，否則調(diào)整內(nèi)膜偏心率εi和環(huán)速比Ω，重復步驟(2)到步驟(3).

(5)滿足載荷平衡方程后，判斷如果滿足式(30)，則計算完成，否則調(diào)整浮環(huán)溫升ΔTr，重復步驟(1)到步驟(4).

計算流程圖如圖2所示.

3 結(jié)果與分析

表1為軸承和潤滑油基本參數(shù).

圖3所示為內(nèi)膜摩擦熱量Wi、內(nèi)膜端泄散熱量Pi-out與浮環(huán)傳熱量Pi-ring隨外膜偏心率εo的變化情況(軸頸轉(zhuǎn)速n=100 000 r·min-1).如圖3所示，εo小于0.8時，內(nèi)膜摩擦產(chǎn)生的熱量一部分由內(nèi)膜端泄帶走，一部分傳遞給浮環(huán).當εo大于0.8時，外膜通過浮環(huán)傳遞熱量給內(nèi)膜，此時內(nèi)膜端泄帶走的熱量等于浮環(huán)傳熱與內(nèi)膜摩擦熱的總和.因此，根據(jù)εo的不同，浮環(huán)可能從內(nèi)膜吸收熱量傳遞到外膜，也可能吸收外膜熱量傳遞給內(nèi)膜.εo為0.8時，內(nèi)膜-浮環(huán)-外膜之間沒有熱量傳遞.由于一般情況下，內(nèi)膜溫度高于外膜溫度，本文重點研究由內(nèi)膜向外膜傳熱的情況.由圖3可見，隨著εo的增大，內(nèi)膜端泄散熱急劇上升，另一方面，隨著εo的增加，油膜傳遞到浮環(huán)的熱量先增大后減小.表2為熱量分配隨外膜偏心率εo的變化情況.εo較小時，摩擦產(chǎn)生的熱量大部分流向浮環(huán)；隨著εo增加，由潤滑油吸收并通過兩側(cè)泄出帶走的熱量逐步增加，這是因為εo的增加會使端泄流量增加顯著.εo從0.1到0.7，浮環(huán)傳熱量從81.8%下降至47.8%.由此可見，各個εo下，內(nèi)膜都有不同程度的熱量傳遞給浮環(huán)，繼而再傳遞到外層油膜.εo越小，內(nèi)外膜之間傳熱現(xiàn)象越顯著.

圖2 計算流程圖

Tab.1 Parameters of floating ring bearing and lubricant

參數(shù)數(shù)值軸承內(nèi)層半徑/mm7.15軸承外層半徑/mm11.075內(nèi)層半徑間隙/mm外層半徑間隙/mm軸承內(nèi)圓寬度/mm軸承外圓寬度/mm潤滑油密度/(kg·m-2)潤滑油比熱(J·(kg·K-1))熱傳導系數(shù)(W·(m·K-1))進油溫度/K0.020.0510.812.886020000.13373

圖3 內(nèi)膜摩擦熱量、浮環(huán)傳熱量、內(nèi)膜端泄散熱量隨外膜偏心率的變化

Fig.3 Heat converted fromWi, heat transferred through the ring, and heat carried away byQiwith the change ofεo

表2 內(nèi)膜熱量分配隨外膜偏心率的變化

圖4所示為給定載荷工況下(F=150 N) 內(nèi)膜摩擦熱量Wi、內(nèi)膜端泄散熱量Pi-out與浮環(huán)傳熱量Pi-ring隨軸頸轉(zhuǎn)速的變化情況.隨著轉(zhuǎn)速增加，浮環(huán)傳熱量和內(nèi)膜端泄散熱量均呈現(xiàn)增加的趨勢，且浮環(huán)傳熱量明顯大于內(nèi)膜端泄散熱量.表3為內(nèi)膜熱量分配隨軸頸轉(zhuǎn)速的變化情況.內(nèi)膜熱量分配基本不隨軸頸轉(zhuǎn)速變化，浮環(huán)傳熱量保持在60%左右，說明轉(zhuǎn)速的變化對內(nèi)膜熱量分配情況影響很小.因此，不同工況下，都存在熱量在內(nèi)膜-浮環(huán)-外膜間傳遞，對浮環(huán)軸承進行潤滑分析時，不可忽略浮環(huán)傳熱的影響.

圖4 內(nèi)膜摩擦熱量、浮環(huán)傳熱量、內(nèi)膜端泄散熱量隨軸頸轉(zhuǎn)速的變化

Fig.4 Heat converted fromWi, heat transferred through the ring, and heat carried away byQiwith the change of rotor speed

表3 內(nèi)膜熱量分配隨軸頸轉(zhuǎn)速的變化

Tab.3 Heat distribution in the inner film with the rotor speed

軸頸轉(zhuǎn)速/(r·min-1)內(nèi)膜端泄散熱量占全部熱量比例/%內(nèi)膜浮環(huán)傳熱量占全部熱量比例/%6000039.460.68000036.463.610000037.762.312000039.160.914000040.259.8

圖5所示為內(nèi)外膜溫升ΔTi，ΔTo，內(nèi)外膜黏度μi，μo隨外膜偏心率εo的變化情況(圖5～10選取軸頸轉(zhuǎn)速n=100 000 r·min-1).計入浮環(huán)傳熱時，內(nèi)膜溫升有所減小，且外膜偏心率越小，內(nèi)膜溫升減幅越大.如外膜偏心率為0.1時，不計浮環(huán)傳熱時的內(nèi)膜溫升為183.0 ℃，計入浮環(huán)傳熱時的內(nèi)膜溫升為68.9 ℃，減幅達62.4%.與內(nèi)膜溫升變化相對應，考慮浮環(huán)傳熱時外膜溫升明顯大于不考慮浮環(huán)傳熱時的值，且εo越小，外膜溫升增加越多.如εo為0.1時，不考慮浮環(huán)傳熱的外膜溫升為8.9 ℃，計入浮環(huán)傳熱時外膜溫升為58.9 ℃，增加了561.7%.內(nèi)、外膜溫升在此εo下均變化較為明顯的主要原因是在該εo下，內(nèi)膜溫升較高，且內(nèi)膜端泄流量較小，大部分熱量通過浮環(huán)傳遞到外層油膜.此時，內(nèi)膜-浮環(huán)-外膜傳熱作用效果顯著.另外，計入浮環(huán)傳熱后，受內(nèi)膜溫升減小影響，內(nèi)膜黏度增加，受外膜溫升增大影響，外膜黏度減小，且εo越小，計及前后的外膜黏度差值也越大，主要原因是與內(nèi)膜溫升相比，外膜溫升較小，溫黏效應顯著.

圖6所示為環(huán)速比Ω隨外膜偏心率εo的變化.

a ΔTi隨εo的變化

b ΔTo隨εo的變化

c μi隨εo的變化

d μo隨εo的變化

與不考慮浮環(huán)傳熱相比，計入浮環(huán)傳熱時，環(huán)速比不僅數(shù)值上明顯增大，而且隨εo的變化規(guī)律也有所不同.計入浮環(huán)傳熱時，εo增加，環(huán)速比呈減小趨勢.兩種情況下環(huán)速比有較大差異的原因是計入浮環(huán)傳熱時內(nèi)外油膜的黏度有較大變化，其將直接影響平衡力矩，而內(nèi)外油膜平衡力矩主要由環(huán)速比和軸頸轉(zhuǎn)速決定.

圖6 環(huán)速比隨外膜偏心率的變化

Fig.6 Ring speed ratio with the change of outer film eccentricity ratio

圖7所示為內(nèi)膜偏心率εi隨外膜偏心率εo的變化.計入浮環(huán)傳熱時，內(nèi)膜偏心率有所減小，減小量基本不隨εo變化而變化.圖8所示為承載力F隨外膜偏心率εo的變化.與不計浮環(huán)傳熱相比，計入浮環(huán)傳熱時，當εo較小時，雖然浮環(huán)傳熱現(xiàn)象明顯，但由于此時油膜厚度較大，承載力較小，因此承載力的變化并不明顯.隨著εo的增加，浮環(huán)傳熱對承載力的影響明顯增加.計入與不計入浮環(huán)傳熱時的承載力差值隨εo增加有增大趨勢.

圖7 內(nèi)膜偏心率隨外膜偏心率的變化

Fig.7 Inner film eccentricity ratio with the change of outer film eccentricity ratio

圖8 承載力隨外膜偏心率的變化

Fig.8 Load capacity with the change of outer film eccentricity ratio

圖9所示為內(nèi)、外膜摩擦功耗Wi，Wo隨外膜偏心率εo的變化.計入浮環(huán)傳熱后，內(nèi)膜摩擦功耗有所增加，且εo的變化對摩擦功耗增量影響甚小.另一方面，計入浮環(huán)傳熱的外膜摩擦功耗也比不計入浮環(huán)傳熱時大.εo為0.2時，不計浮環(huán)傳熱時外膜摩擦功耗為13.02 W，計入浮環(huán)傳熱時外膜摩擦功耗為109.23 W，增幅738.9%，這一εo時外膜摩擦功耗增加顯著的主要原因在于浮環(huán)高速運轉(zhuǎn)時，剪切流做功占主導作用，故外膜功耗主要受環(huán)速比與黏度影響，εo為0.2時，計及浮傳熱后，環(huán)速比顯著增加(見圖6)使外膜功耗增大，外膜黏度顯著增加(見圖5d)也使外膜功耗增大，受兩者疊加作用影響，故外膜功耗增加顯著.εo為0.6時，不計浮環(huán)傳熱時外膜摩擦功耗為44.81 W，計入浮環(huán)傳熱時外膜摩擦功耗為118.34 W，增幅達164.1%，說明浮環(huán)傳熱對外膜摩擦功耗的影響顯著.

a Wi隨εo的變化

b Wo隨εo的變化

Fig.9 Inner film and outer film frictional power comsuption with the change of outer film eccentricity ratio

圖10所示為內(nèi)、外膜流量Qi，Qo隨外膜偏心率εo的變化.由圖10可見，浮環(huán)傳熱對內(nèi)膜端泄流量幾乎沒有影響；與不計入浮環(huán)傳熱相比較，計入浮環(huán)傳熱時外膜端泄流量有明顯增加，這是因為該情況下外膜黏度較小，有利于潤滑油的流動.

a Qi隨εo的變化

b Qo隨εo的變化

Fig.10 Inner film and outer film end leakage rate with the change of outer film eccentricity ratio

4 計算模型驗證

為驗證本文模型正確性，在給定載荷工況下，與Andres等[6-8]所做實驗結(jié)果進行比較，浮環(huán)軸承參數(shù)采用Andres實驗中軸承性能參數(shù)，相關參數(shù)見表4.計算中，采用本文的模型進行分析，獲取不同轉(zhuǎn)速下的環(huán)速比與Andres相應實驗值的對比情況，見圖11.

可見，與不計入浮環(huán)傳熱相比，計入浮環(huán)傳熱后，環(huán)速比的理論值與實驗值吻合較好.理論值略大于實驗值可能是因為計算模型中并沒有考慮由于傳熱引起的浮環(huán)熱變形所導致的內(nèi)、外油膜間隙的變化.

表4 實驗中浮環(huán)軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)

Tab.4 Parameters of the floating ring bearing in experiment

參數(shù)數(shù)值浮環(huán)外直徑/mm13.79浮環(huán)內(nèi)直徑/mm9.19軸承外圓寬度/mm軸承內(nèi)圓寬度/mm軸承座直徑/mm轉(zhuǎn)子質(zhì)量/g浮環(huán)質(zhì)量/g內(nèi)外膜間隙比7.624.5713.87135.274.620.36

圖11 環(huán)速比的理論值和實驗值對比

Fig.11 Comparison of ring speed ratio of the simulation result and experimental result

5 結(jié)論

(1)部分外膜偏心率下，浮環(huán)軸承內(nèi)膜通過浮環(huán)傳熱給外膜；部分外膜偏心率下，外膜通過浮環(huán)傳熱給內(nèi)膜；存在某一偏心率，內(nèi)膜-浮環(huán)-外膜間沒有熱量傳遞.

(2)外膜偏心率越小，浮環(huán)軸承內(nèi)膜通過浮環(huán)向外膜傳熱現(xiàn)象越明顯.浮環(huán)傳熱量與轉(zhuǎn)速的高低有直接關系，轉(zhuǎn)速越高，浮環(huán)傳熱量也越多，但轉(zhuǎn)速對內(nèi)膜熱量分配的影響非常小.

(3)計入浮環(huán)傳熱時，浮環(huán)軸承不僅環(huán)速比有明顯增加，而且環(huán)速比隨外膜偏心率的變化規(guī)律也有較明顯不同.

(4)考慮浮環(huán)傳熱時，浮環(huán)軸承內(nèi)膜溫升有所減小，外膜溫升有所增大.浮環(huán)傳熱對內(nèi)外膜溫升的影響程度與外膜偏心率有一定關系.外膜偏心率越小，溫升的變化量越明顯.

(5)計入浮環(huán)傳熱時，浮環(huán)軸承內(nèi)膜摩擦功耗、外膜摩擦功耗、外膜端泄流量有較明顯增加，承載力有所增大，浮環(huán)傳熱對內(nèi)膜端泄流量基本沒有影響，外膜偏心率越大，浮環(huán)傳熱對承載力的影響也越大.

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Influence of Heat Transfer Through Floating Ring on Lubrication Performance of Floating Ring Bearing

LI Jiaqi, NI Jimin, SHI Xiuyong, XU Xiaochuan

(School of Automotive Studies, Tongji University, Shanghai 201804, China)

Aimed at the floating ring bearings(FRBs), the heat transferred between the inner film and outer film was calculated based on the floating ring balance model, the fluid lubrication model, and the heat dissipation model, which was considered as one of the conditions for lubrication analysis. The method to find the outer film eccentricity ratio without heat transfer through the floating ring was proposed. The lubrication performance of FRBs at different outer film eccentricity ratios and rotate speeds was analyzed. The results show that at different outer film eccentricity ratios, the heat transfer is totally different. There exists an outer film eccentricity ratio where there is no heat transfers between the inner film and outer film. The rotation speed affects the quantity of heat transfer between two films. As the rotate speed increases, the quantity of heat increare, too. The heat transfer has an effect on ring speed ratio. When considering the floating ring heat transfer, the temperature rise, the ring speed ratio, and the frictional power consumption change apparently.

floating ring bearing; temperature rise; heat transfer; ring speed ratio; lubrication

2015-10-18

國家自然科學基金(51166002)

李佳琪(1987—)，男，博士生，主要研究方向為浮環(huán)軸承潤滑機理.E-mail:lijiaqi_1987@126.com

倪計民(1963—)，男，教授，博士生導師,工學博士,主要研究方向為內(nèi)燃機節(jié)能與排放.E-mail:njmwjyx@hotmail.com

TK402

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