基于FLUENT不同接觸角下徑向滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑性能研究

鄢硯軍，吳新躍，徐慧慧，張 蒙

（1.海軍工程大學(xué)，武漢430033；2.武漢海翼科技有限公司，武漢430073）

0 引 言

圓柱徑向滑動(dòng)軸承因其承載能力大、耐沖擊、工作平穩(wěn)可靠等特點(diǎn)而在大型艦船主軸和大型齒輪箱等高承載部位得到廣泛使用，是大型艦船軸系的關(guān)鍵零部件之一，它起到支撐和減少載荷摩擦的作用，其性能直接關(guān)系到艦船整體性能的發(fā)揮。隨著艦船向大型化發(fā)展，艦船滑動(dòng)軸承朝著大推力高比壓的趨勢(shì)發(fā)展，其工況越來越惡劣。理想狀態(tài)下，軸承在完全油膜狀態(tài)下工作，磨損量極低，但在實(shí)際運(yùn)行過程中，由于制造和安裝過程中的誤差，在啟動(dòng)、停機(jī)和極端條件下、低速待機(jī)過程中將導(dǎo)致滑動(dòng)軸承的混合膜潤(rùn)滑和邊界潤(rùn)滑狀態(tài)的出現(xiàn)，造成軸承磨損量加大，故障率增高，對(duì)滑動(dòng)軸承的可靠運(yùn)行和工作壽命造成了一定影響，嚴(yán)重時(shí)會(huì)使軸承失效，甚至引發(fā)安全事故。一些低速、重載和運(yùn)行工況較為惡劣工作下的徑向滑動(dòng)軸承，大多數(shù)都是因表面局部損傷導(dǎo)致整個(gè)軸系失效的，這就需要軸承具有較高承載力、運(yùn)行穩(wěn)定性和耐磨性[1]。

研究表明，不同結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)圓柱徑向滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑性能有較大影響，圍繞圓柱徑向滑動(dòng)軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)已取得一定成效，而徑向滑動(dòng)軸承接觸角對(duì)軸承運(yùn)行性能的影響目前仍停留在經(jīng)驗(yàn)階段，研究接觸角大小對(duì)徑向滑動(dòng)軸承摩擦與潤(rùn)滑影響規(guī)律具有十分重要的工程意義。

本文以某型艦中間軸徑向滑動(dòng)軸承為研究對(duì)象，研究軸承在一定偏心位置時(shí)，接觸角變化對(duì)軸承潤(rùn)滑性能的影響，并考慮空穴現(xiàn)象、流體流動(dòng)狀態(tài)對(duì)軸承運(yùn)行的影響。

1 徑向滑動(dòng)軸承內(nèi)流體計(jì)算模型的建立

1.1 軸瓦結(jié)構(gòu)組成

本文研究的某型艦徑向滑動(dòng)軸承為剖分式滑動(dòng)軸承，由上瓦和下瓦組成，軸瓦表面澆筑有一層巴氏合金，初始巴氏合金層為外圓半徑214.6 mm，內(nèi)圓半徑小于210 mm的薄壁圓柱，安裝前需要對(duì)軸瓦進(jìn)行精加工和刮研處理。上瓦經(jīng)加工機(jī)床精加工成為內(nèi)圓半徑210.6 mm，外圓半徑214.6 mm的半圓薄壁柱體，并在頂部中間位置開設(shè)有邊長(zhǎng)為30 mm的正方形供油槽。下瓦經(jīng)粗刮、細(xì)刮成內(nèi)圓210 mm，外圓214.6 mm的半圓薄壁圓柱，再經(jīng)精刮使軸頸與軸瓦達(dá)到規(guī)定的接觸要求，并在精刮結(jié)束前按規(guī)定接觸角刮出楔形區(qū)域。加工后模型夸大效果如圖1和圖2所示。

楔形區(qū)域[2]由兩段不規(guī)則的圓弧組成，幾何模型如圖3，其幾何模型參數(shù)含側(cè)向間隙[3]大小、圓弧形狀、軸瓦潤(rùn)滑油楔內(nèi)儲(chǔ)油點(diǎn)等。

滑動(dòng)軸承接觸角是指軸承靜止時(shí)軸頸與軸瓦接觸面所對(duì)應(yīng)的圓心角，如圖4所示，接觸面一般為在軸瓦最下端中間部位，兩邊互為對(duì)稱。接觸角所在區(qū)域與楔形區(qū)域緊密相聯(lián)，接觸角變化對(duì)滑動(dòng)軸承的摩擦狀態(tài)轉(zhuǎn)化有很大的影響，接觸較小時(shí)，潤(rùn)滑油容易到達(dá)承載區(qū)，但會(huì)使軸承局部壓強(qiáng)增加，加大磨損強(qiáng)度，接觸角過大時(shí)，潤(rùn)滑油進(jìn)入承載區(qū)速度慢，會(huì)影響液體油膜的形成，使動(dòng)壓潤(rùn)滑條件不容易形成。

1.2 徑向滑動(dòng)軸承內(nèi)流體模型

徑向滑動(dòng)軸承內(nèi)流體模型是滑動(dòng)軸承轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)軸頸與軸瓦之間的流體模型，軸瓦內(nèi)表面為流體模型的外表面，軸頸外表面為流體的內(nèi)表面。本文研究的滑動(dòng)軸承為某型艦中間軸徑向滑動(dòng)軸承，上瓦直徑421.2 mm，下瓦接觸部位直徑420 mm，側(cè)間隙0.3 mm，軸頸直徑420 mm，軸承寬度365 mm，接觸部位角度按本文參考的接觸角0°、60°、90°、100°、110°和120°進(jìn)行建模，楔形區(qū)域內(nèi)圓弧為一定偏心位置連接側(cè)間隙邊緣A點(diǎn)和接觸部位邊緣B點(diǎn)的半徑為210 mm圓弧，左側(cè)楔形區(qū)域圓弧偏心位置O′是分別以A點(diǎn)和B點(diǎn)為圓心，半徑為210 mm相交于圓點(diǎn)O附近的點(diǎn)，右側(cè)端楔形區(qū)域通過鏡像求得，流體外表面夸大效果如圖4所示；軸頸中心設(shè)為偏心坐標(biāo)（-0.080.2），按軸頸直徑420 mm生成流體內(nèi)表面，通過拉伸365 mm生成流體油膜部分模型。用UG建模軟件建立流體區(qū)域三維模型如圖5所示，分別將軸瓦內(nèi)油膜體和供油槽潤(rùn)滑油模型導(dǎo)入ICEM進(jìn)行網(wǎng)格劃分。

1.3 網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格[4]劃分的結(jié)果直接影響仿真結(jié)果是否收斂和計(jì)算的準(zhǔn)確性。網(wǎng)格過密將增大計(jì)算內(nèi)存，對(duì)于內(nèi)存較小的計(jì)算機(jī)會(huì)造成運(yùn)算過慢，甚至死機(jī)；網(wǎng)格過疏，會(huì)造成計(jì)算結(jié)果不夠精確；考慮軸瓦內(nèi)油膜體和供油槽油膜體結(jié)構(gòu)特征不一樣，為提高網(wǎng)格質(zhì)量，本文畫網(wǎng)格時(shí)采用軸瓦內(nèi)油膜體和供油槽潤(rùn)滑油先拆分劃網(wǎng)格、再融合的方式進(jìn)行，均采用ICEM軟件畫四面體網(wǎng)格，單元格最大尺寸0.04 mm，軸瓦內(nèi)油膜體采用2D平面‘O’型網(wǎng)格，在油膜厚度方向上加密4倍，生成二維平面網(wǎng)格后在軸向上進(jìn)行拉伸20層生成三維網(wǎng)格，供油槽潤(rùn)滑油網(wǎng)格采用3D‘O’型網(wǎng)格生成三維網(wǎng)格，最終網(wǎng)格數(shù)量為867986，網(wǎng)格結(jié)點(diǎn)1487952。融合后質(zhì)量合格的流體網(wǎng)格如圖6所示。

1.4 Fluent控制方程

仿真分析中潤(rùn)滑油膜邊界為軸頸與軸瓦表面，在一定位置下邊界條件相對(duì)固定，潤(rùn)滑油在軸頸旋轉(zhuǎn)過程中由于潤(rùn)滑油的粘力被強(qiáng)制引起流動(dòng)，在采用FLUENT仿真油膜壓力分布中，其流體在運(yùn)行中遵守質(zhì)量守恒方程和動(dòng)量守恒方程。

（1）質(zhì)量守恒方程

徑向滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑油是在軸承內(nèi)狹小的間隙中運(yùn)行，形成動(dòng)壓潤(rùn)滑時(shí)遵守質(zhì)量守恒方程，即連續(xù)方程，方程為：式中：ρ為流體密度，t為時(shí)間，u為x方向上流體的流速，v為y方向上流體的流速，w為z方向上流體的流速，由于仿真中設(shè)定流體為不可壓縮，密度ρ為常數(shù)，質(zhì)量守恒方程變?yōu)椋?/p>

此時(shí)方程為容積守恒。

（2）動(dòng)量守恒方程

由于本文中潤(rùn)滑油為牛頓型流體，仿真中設(shè)定了潤(rùn)滑油黏度為定值，考慮不可壓縮的流體的動(dòng)量守恒方程為：

式中：fx，fy和fz分別是單位質(zhì)量流體上的質(zhì)量力在x軸、y軸和z軸上的分量；τ是流體內(nèi)應(yīng)力張量。

1.5 模型假設(shè)及邊界條件

模型假設(shè)：

（1）徑向滑動(dòng)軸承內(nèi)潤(rùn)滑油在軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中不斷被軸頸擠壓，從軸承進(jìn)油口進(jìn)入，兩端流出，由于潤(rùn)滑油壓縮性極低，仿真中設(shè)定潤(rùn)滑油為不可壓縮的流體。

（2）潤(rùn)滑油粘性力遠(yuǎn)大于慣性力，可忽略慣性力對(duì)軸頸的運(yùn)動(dòng)，流體在軸頸界面上與軸頸無相對(duì)運(yùn)動(dòng)，即貼于軸頸表面的流體速度與軸頸表面速度相同。

（3）本文研究滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑油實(shí)際使用為多效鋰基脂，潤(rùn)滑油密度825 kg/m3，潤(rùn)滑油從供油槽入口進(jìn)入，軸承兩端流出，流體流動(dòng)狀態(tài)處于湍流與層流共存的狀態(tài)，設(shè)定為混流。

（4）潤(rùn)滑油在被軸頸反復(fù)擠壓過程中，流體內(nèi)部存在一定壓力差，空化現(xiàn)象不可避免，本文設(shè)定空穴壓力值[5]為72000 Pa。

（5）本文仿真為一定偏心率和偏心距位置下軸承油膜壓力分布，不考慮溫度和黏度變化對(duì)油膜壓力的影響，仿真條件中不求解能量方程。

邊界條件：潤(rùn)滑油從進(jìn)油口進(jìn)入，供油口為壓力入口，壓力邊界為2 MPa，入口靜壓為大氣壓力，壓力邊界為95000 Pa，潤(rùn)滑油從軸承兩端流出，軸承兩端面為壓力出口，壓力邊界為95000 Pa，考慮潤(rùn)滑油粘性力遠(yuǎn)大于慣性力，與軸頸接觸部分設(shè)置為旋轉(zhuǎn)面，速度為軸頸旋轉(zhuǎn)速度200 r/min，其他部分設(shè)置為壁面邊界。

2 仿真結(jié)果分析

本文研究的徑向滑動(dòng)軸承[6]接觸角為0°、60°、90°、100°、110°和120°6 種結(jié)構(gòu)參數(shù)在同等邊界條件下軸承油膜壓力、承載力及空化現(xiàn)象的模擬仿真，在出現(xiàn)優(yōu)化解的大概范圍后，以優(yōu)化解接觸角110°為中心每隔2°進(jìn)行了細(xì)化分析，分別細(xì)化分析了接觸角為106°、108°、112°、114°和116°的模型。仿真計(jì)算采用Simple算法，設(shè)置松弛因子為0.5，連續(xù)方程收斂精度為0.000001，初始化后進(jìn)行迭代運(yùn)算，當(dāng)?shù)M(jìn)行200次后，油膜壓力值和計(jì)算殘差都已趨于平穩(wěn)，圖7為計(jì)算迭代收斂監(jiān)測(cè)圖。

2.1 油膜壓力場(chǎng)分布

計(jì)算結(jié)果收斂后,得到下圖所示仿真模擬結(jié)果。圖8中給出了接觸角從0°到120°6種不同結(jié)構(gòu)參數(shù)的油膜壓力分布。

其最大油膜壓力同接觸角關(guān)系曲線如圖9所示。

由圖8可見，油膜壓力分布有非常明顯的高壓集中區(qū)域，最大油膜壓力主要集中在楔形收斂區(qū)域，低壓主要集中在發(fā)散區(qū)域，即楔形收斂區(qū)和發(fā)散區(qū)。正是由于發(fā)散區(qū)的低壓使得流體在流動(dòng)中引起氣穴現(xiàn)象[7]，在收斂區(qū)油膜壓力迅速從低壓提高到最大油膜壓力峰值，隨后在發(fā)散區(qū)逐步降低到低壓狀態(tài)，對(duì)比圖8中6副不同接觸角下油膜壓力分布圖可以看出，隨著接觸角增加，油膜低壓覆蓋區(qū)域逐漸變大。從圖9可以看出徑向滑動(dòng)軸承最大油膜壓力隨接觸角增大而增大，且增大趨勢(shì)逐步加大。

為增加對(duì)比效果，將轉(zhuǎn)速[8]設(shè)定為400 r/min，其油膜壓力分布如圖10所示。

最大油膜壓力同接觸角大小關(guān)系如圖11所示。

對(duì)比圖8和圖10、圖9和圖11可以看出，接觸角變化與油膜壓力分布、最大油膜壓力關(guān)系規(guī)律基本相同，低壓區(qū)域隨轉(zhuǎn)速增加在原有覆蓋區(qū)域上加深。

2.2 承載力

承載力[9]反映了滑動(dòng)軸承在偏心位置時(shí)對(duì)載荷的承載能力，滑動(dòng)軸承的不同結(jié)構(gòu)參數(shù)[10]對(duì)軸承承載能力有一定影響，通過優(yōu)化滑動(dòng)軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)[11]能提高軸承的承載能力，表1為不同接觸角時(shí)軸承承載能力參數(shù)，圖12和圖13分別給出了接觸角大小與Y軸方向承載力和X軸方向軸向力關(guān)系。

圖12可以看出，在一定偏心位置時(shí)，在接觸角為0°到90°區(qū)間徑向滑動(dòng)軸承Y軸方向承載力成直線增加，在接觸角為90°到110°區(qū)間增加幅度下降，成平穩(wěn)增加趨勢(shì)，隨后在110°到120°區(qū)間，增長(zhǎng)幅度有所增加。圖13可以看出X軸方向軸向力隨接觸角增大，其增大趨勢(shì)逐步加大。

表1 接觸角變化與承載力關(guān)系Tab.1 Relation between contact angle change and bearing capacity

2.3 細(xì)化分析

考慮Y軸方向承載力在接觸角為110°出現(xiàn)分歧，在接觸角110°附近可能出現(xiàn)最優(yōu)解，本文細(xì)化分析了接觸角為106°、108°、112°、114°和116°時(shí)軸承油膜性能參數(shù)。在相同工況下，不同接觸角下油膜壓力分布情況如圖14所示，其最大油膜壓力同接觸角關(guān)系曲線如圖15所示，承載力與接觸角關(guān)系如表2所示。

表2 接觸角變化與承載力關(guān)系Tab.2 Relation between contact angle change and bearing capacity

對(duì)應(yīng)變化曲線關(guān)系如圖16和圖17所示。

從圖15可以看出，滑動(dòng)軸承接觸角從106°開始Y軸方向承載力逐步加大，在116°時(shí)Y軸方向承載力達(dá)到最大，隨后開始小幅度降低；從圖14和圖15可以看出接觸角從106°開始最大油膜壓力和X軸方向軸向力逐步加大，在116°后加大趨勢(shì)更加明顯；由于徑向滑動(dòng)軸承承載力主要由Y軸方向承載力決定，X軸方向軸向力加大后反而不利于軸承的平穩(wěn)，因此在重載低速時(shí)，接觸角為116°時(shí)徑向滑動(dòng)軸承承載力最大。

2.4 氣相體積分?jǐn)?shù)分布

氣相體積的分布反應(yīng)了空穴現(xiàn)象的程度，在氣相體積分布區(qū)域形成了一定的空穴區(qū)域，空穴區(qū)域內(nèi)充滿了高溫水蒸氣、氣泡和液體潤(rùn)滑油的混合物，空穴區(qū)域壓力較低，空穴區(qū)域[12]內(nèi)可能會(huì)產(chǎn)生因高溫水蒸氣破裂腐蝕軸瓦，潤(rùn)滑油倒流影響潤(rùn)滑性能等多種危害。圖18反應(yīng)了軸承氣相體積分布和軸承接觸角大小的關(guān)系，從圖可以看出，氣穴現(xiàn)象范圍隨接觸角增加先快速增強(qiáng)后平穩(wěn)增強(qiáng)，影響位置逐步靠近收斂區(qū)域，軸承接觸角越大氣穴現(xiàn)象越嚴(yán)重，接觸角超過120°時(shí)容易引起氣泡向收斂區(qū)域擴(kuò)散造成軸承故障。

3 結(jié) 論

本文利用UG NX建模軟件建立了一定偏心距下不同接觸角參數(shù)的潤(rùn)滑油膜三維模型，利用ICEM劃分了油膜網(wǎng)格，利用流體動(dòng)力仿真軟件FLUENT分析了徑向滑動(dòng)軸承在接觸角變化與油膜壓力分布、承載力大小、氣相體積分布情況，得出了以下結(jié)論：

（1）相同工況下，隨接觸角的增加，最大油膜壓力和X軸方向軸向力逐漸增加，增加趨勢(shì)逐步加大。

（2）隨接觸角增加，Y軸方向承載力先直線增加，后平緩增加，在116°時(shí)達(dá)到最大，隨后平緩減小，由于軸承承載力主要在Y軸方向上，因此該型徑向滑動(dòng)軸承通過分析得出接觸角為116°時(shí)承載力最大，接觸角超過116°時(shí)，會(huì)因油膜壓力或X軸方向軸向力過大影響軸承穩(wěn)定性能，選擇刮研接觸角時(shí)，可參考選擇接觸角為116°。

（3）氣穴程度隨接觸角增加先快速增強(qiáng)后平穩(wěn)增強(qiáng)，影響位置逐步靠近收斂區(qū)域，接觸角超過120°時(shí)容易引起氣泡向收斂區(qū)域擴(kuò)散造成軸承故障。