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    潤滑油參數(shù)對船舶艉軸承潤滑特性影響研究

    2020-05-11 05:50:26魯永強周瑞平溫小飛
    中國修船 2020年2期
    關(guān)鍵詞:進油滑油油膜

    魯永強,袁 強,,周瑞平,溫小飛,孫 鈺

    (1.浙江海洋大學(xué) 港航與交通運輸工程學(xué)院,浙江 舟山 316022;2.武漢理工大學(xué) 能源與動力工程學(xué)院,湖北 武漢 430063)

    隨著船舶工業(yè)技術(shù)的大力發(fā)展,針對船舶推進軸系的研究已逐漸趨于成熟,而艉軸與艉軸承之間的潤滑性能也得到了很多學(xué)者的關(guān)注。近年來,隨著CFD技術(shù)的發(fā)展,越來越多的學(xué)者利用專業(yè)軟件來求解基于Reynolds方程的滑動軸承潤滑特性[1-3]。其中,耿厚才等[4]通過有限元法分析了油膜對軸系軸承反力的影響,得出了油膜對船舶軸系各軸承的受力情況,尤其是艉軸承反力的合理分布。Guo等[5]基于CFD的方法仿真模擬了滑動軸承油膜壓力分布情況,并與Reynolds方程理論解進行對比,結(jié)果表明CFD方法與Reynolds方程理論計算結(jié)果相近。高慶水等[6]利用FLUENT軟件計算分析了滑動軸承的壓力分布以及上、下軸瓦開槽對軸承的壓力分布、承載力和進油量等因素的影響,并通過比較CFD法和Reynolds方程計算結(jié)果,得到CFD可以更準確的反映軸承動特性。Deligant等[7]采用CFD方法研究了不同轉(zhuǎn)速和進油溫度對滑動軸承的摩擦損失的影響。于桂昌[8]利用動網(wǎng)格更新方法對軸承中油膜瞬態(tài)流場進行計算,確定了計算條件和影響因素。Gao等[9]利用有限元法研究了船舶水潤滑軸承偏心率對油膜壓力分布的影響,以及在不同轉(zhuǎn)速下不同尺寸軸承的潤滑特性,并對實驗進行了驗證。謝翌等[10]在滑動軸承油膜CFD分析的基礎(chǔ)上,研究了不同軸頸轉(zhuǎn)速對油膜壓力、承載力、油膜組分分布以及軸瓦應(yīng)力應(yīng)變的變化規(guī)律。張緒猛等[11]建立了艉軸與艉軸承之間的數(shù)學(xué)模型,模擬分析了艉軸轉(zhuǎn)速和滑油黏度對油膜壓力分布和承載力的影響,并分析了艉軸承發(fā)生高溫現(xiàn)象的主要原因。西安交通大學(xué)的張磊、裴世源等[12]基于其自主研發(fā)的潤滑分析系統(tǒng)軟件DLAP求解了Reynolds方程和黏溫方程,得到了正常工況下橢圓瓦、錯位瓦軸承運行的關(guān)鍵參數(shù),同時對比分析了搖擺工況下2種軸承的軸心軌跡和油膜壓力的變化。

    1 艉軸承潤滑數(shù)學(xué)模型

    1.1 Reynolds方程

    當(dāng)油膜厚度(h)遠遠小于軸頸半徑(r),對于軸承油膜壓力的計算,可將油膜展開為二維平面進行分析計算。為表述方便,本文以x=r·θ表示周向坐標,以y表示軸向坐標(軸瓦寬度方向),以z表示徑向坐標(油膜厚度方向),θ為角坐標,如圖1所示。

    (a)油膜壓力三維模型 (b)油膜壓力二維模型圖1 油膜壓力坐標系轉(zhuǎn)換

    假設(shè)潤滑油黏度在油膜厚度方向上不發(fā)生變化,且軸瓦固定,可得Reynolds方程一般形式,如下所示。

    (1)

    式中,P為油膜壓力,Pa;μ為潤滑油的黏度,Pa·s;ρ為潤滑油密度,kg/m3;v1、v2分別為軸頸、軸承沿x軸表面速度,m/s;t為時間,s。

    在船用滑動軸承的潤滑計算中,還需對Reynolds方程進行簡化。在穩(wěn)態(tài)工況下,假設(shè)不考慮密度和黏度的變化,同時不考慮擠壓流的影響,可得到等黏度密度的二維Reynolds方程:

    (2)

    式中,v為軸頸相對軸瓦沿x軸的切向線速度,m/s。

    1.2 油膜厚度方程

    滑動軸承潤滑油膜厚度方程也是求解潤滑特性的基礎(chǔ)方程,圖2為艉軸與艉軸承的平面結(jié)構(gòu)示意圖,其中O1為軸頸中心,Ob為軸承中心,R為軸瓦內(nèi)半徑,F為軸承總承載力。當(dāng)艉軸不發(fā)生傾斜時,油膜厚度方程可表示為:

    h=c+ecos(θ-φ)=c[1+εcos(θ-φ)],

    (3)

    式中,軸承半徑間隙c=R-r;e為偏心距;φ為偏心角;偏心率ε=e/c。

    圖2 艉軸與艉軸承平面結(jié)構(gòu)示意圖

    1.3 艉軸承端泄流量

    艉軸承前端面潤滑油流量Q1和后端面的潤滑油流量Q2分別為:

    (4)

    (5)

    則艉軸承端泄流量Q為:

    Q=|Q1|+|Q2|。

    (6)

    1.4 摩擦系數(shù)

    在軸承正常潤滑過程中,由油膜剪應(yīng)力引起的黏性摩擦力作用在軸承上,即引起軸承的摩擦阻力foil:

    (7)

    由公式(7)可得摩擦系數(shù)μf為:

    (8)

    式中,L為軸承寬度,mm;μ為潤滑油的黏度,Pa·s;ω為軸頸轉(zhuǎn)動角速度,rad/min;F為軸承總承載力,kN。

    1.5 黏溫方程

    基于眾多學(xué)者提出的黏壓關(guān)系式和黏溫關(guān)系式,本文采用較為簡便、被廣泛應(yīng)用的指數(shù)模型。由Reynolds黏溫方程和Barus黏壓方程的統(tǒng)一黏溫壓關(guān)系得出公式(9):

    η=η0eαP-β(T-T0),

    (9)

    式中,T0為環(huán)境溫度,K,在這里近似認為等于供油溫度Tin;η0是溫度為T0、壓力為大氣壓時的黏度,Pa·s;η是溫度為T、壓力為P時的黏度,Pa·s;α、β分別為潤滑油的黏壓系數(shù)和黏溫系數(shù),在這里均作為常數(shù)。

    2 艉軸承油膜潤滑計算與分析

    通過上述分析可知,船舶艉軸與艉軸承之間的油膜壓力分布與艉軸的轉(zhuǎn)速、軸頸與軸承的間隙、潤滑油的密度和黏度有關(guān)。對于同一船型而言,艉軸與艉軸承之間的間隙、艉軸承的長度設(shè)計基本相同,本文設(shè)定潤滑油的密度保持不變,則艉軸與艉軸承之間的油膜壓力分布與艉軸轉(zhuǎn)速和潤滑油的黏度相關(guān)?;陴胤匠炭芍偷酿ざ扔峙c供油的溫度和入口的壓力有關(guān),因此進油溫度和進油壓力的不同,也會對油膜壓力造成影響。

    某39 000 DWT系列散貨船,該型船主機功率為6 050 kW,額定轉(zhuǎn)速為99 r/min,艉軸承長度為1 120 mm, 艉軸的直徑為510 mm, 艉軸與艉軸承之間的允許間隙為0.8~1.0 mm,取螺旋槳和艉軸作用在艉軸承上的外載力為173 kN,方向豎直向下。艉軸承為圓瓦軸承,其材料采用巴氏合金(ZSnSb11Cu6),最高使用溫度不超過60 ℃;軸頸材料為結(jié)構(gòu)鋼。軸承參數(shù)見表1。本文利用西安交通大學(xué)現(xiàn)代設(shè)計及轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)課題組自主研發(fā)的潤滑系統(tǒng)計算軟件DLAP,采用有限元法求解Reynolds方程和黏溫方程的數(shù)值方法來求解。

    表1 軸承參數(shù)

    正常工況下,根據(jù)表1的參數(shù),利用DLAP軟件對2種不同進油圓瓦軸承進行潤滑特性分析計算。分別選取船舶經(jīng)濟航速下的艉軸轉(zhuǎn)速90 r/min和額定轉(zhuǎn)速99 r/min進行計算。對計算結(jié)果進行對比分析如表2所示,可以看出2種不同進油圓瓦軸承的溫升、最小油膜厚度和進油量均滿足實際使用要求,該軟件使用的設(shè)計參數(shù)滿足航行工況要求。由表2知,與單側(cè)進油孔圓瓦軸承相比,雙側(cè)進油圓瓦軸承功耗、進油量更小,也符合當(dāng)前船舶推進軸系常用的軸瓦進油類型。因此本文選取雙側(cè)進油圓瓦軸承為研究對象,對其潤滑特性進行計算分析,以確定其工作特性。

    表2 DLAP計算結(jié)果

    3 艉軸承潤滑特性影響研究

    當(dāng)船舶柴油機以額定轉(zhuǎn)速運轉(zhuǎn)時,艉軸管潤滑油的溫度一般保持在40 ℃左右,最大不超過45 ℃?;谝陨戏治隹芍?,在其它條件不變的情況下,艉軸承油膜壓力分布僅與潤滑油的轉(zhuǎn)速和黏度有關(guān),而滑油的黏度又直接受進油溫度和入口壓力的影響。本文以雙側(cè)進油圓瓦軸承為研究對象,設(shè)置進油溫度范圍為40~45 ℃,入口壓力為0.10~0.30 MPa,設(shè)定轉(zhuǎn)速為額定轉(zhuǎn)速99 r/min,利用DLAP軟件分析計算進油溫度、入口壓力對油膜潤滑特性的影響。計算結(jié)果如圖3~圖7所示。

    圖3 進油溫度和入口壓力與工作黏度之間的關(guān)系

    圖4 進油溫度和入口壓力與最大油膜壓力的關(guān)系

    圖5 進油溫度和入口壓力與最小油膜厚度的關(guān)系

    圖6 進油溫度和入口壓力與入口流量的關(guān)系

    由潤滑油黏度與進油溫度和入口壓力的關(guān)系可知,隨著進油溫度的升高,滑油的黏度降低;而隨著入口壓力的增大,滑油的黏度增加。為驗證這一關(guān)系,從圖3知,對于入口壓力一定的情況下,隨著滑油入口溫度的增大,其滑油的等效工作黏度逐漸降低,且進油溫度對滑油黏度的影響比較大;而在進油溫度一定時,入口壓力越大,潤滑油的黏度也越大且變化趨勢比較平緩,說明入口壓力會改變潤滑油的黏度但不會造成很大的影響。

    由圖4知,入口壓力一定時,最大油膜壓力隨著進油溫度的升高變化范圍很小,說明在正常進油溫度范圍內(nèi),艉軸以額定轉(zhuǎn)速運轉(zhuǎn)時,軸承受到的最大油膜壓力不會發(fā)生很大變化,處于穩(wěn)定工作狀態(tài)且油膜壓力呈線性分布。入口壓力為0.10 MPa時,產(chǎn)生的油膜壓力最大,且呈現(xiàn)先增大后減小再趨于平緩,而入口壓力在0.30 MPa時,油膜壓力是隨著進油溫度的升高逐漸遞減的;進油溫度一定時,隨著入口壓力的增大,最大油膜壓力呈現(xiàn)遞減的趨勢而后又增大,說明在其它條件不變的情況下,入口壓力對油膜最大壓力的影響比較大,同時也表明在低速重載時,增大艉軸承的進油壓力并不會使油膜壓力突然增大,還受到轉(zhuǎn)速和其他因素的影響,在入口壓力達到0.20 MPa時,各溫度下的最大油膜壓力均最小,說明入口壓力在0.20 MPa時,軸承內(nèi)部的油膜壓力分布區(qū)域發(fā)生了變化,潤滑效果較差。

    由圖5知,不同供油壓力條件下,最小油膜厚度與進油溫度的變化規(guī)律是一致的,均為隨著進油溫度的升高而降低且變化的程度不大,說明進油溫度對油膜厚度有影響;同時,在不同進油溫度范圍內(nèi),最小油膜厚度與入口壓力的變化規(guī)律是一致的,均為隨著入口壓力的增大而增大且變化比較明顯,在進油溫度為40 ℃時,油膜厚度最大,進一步表明40 ℃為合適的進油溫度。

    由圖6知,在不同供油壓力的條件下,軸瓦入口流量與進油溫度的變化規(guī)律是一致的,均隨著進油溫度的升高而增加,說明進油溫度高,滑油流入量將會加大;而在不同入口溫度的條件下,軸瓦入口流量與入口壓力的變化規(guī)律保持一致,均隨著供油壓力的增大而增大,而且與進油溫度相比,入口壓力對滑油入口流量的影響更大,說明入口壓力增大,將會導(dǎo)致滑油入口流量增加,有利于軸承的冷卻,保持潤滑油黏度不變,并能及時帶走因摩擦產(chǎn)生的磨粒碎屑。

    由圖7知,入口壓力一定的條件下,摩擦系數(shù)隨著進油溫度的升高而有所降低,且在入口壓力達到0.30 MPa時,摩擦系數(shù)降低的程度最大,這是因為入口壓力較大,壓力進油量會增多,隨著進油溫度的升高,滑油的黏度略有下降,油膜產(chǎn)生的黏性摩擦力也將變小,此時軸頸處于全膜潤滑狀態(tài),油膜承載力略有增大,導(dǎo)致摩擦系數(shù)減??;而在進油溫度不變的情況下,摩擦系數(shù)隨著入口壓力的增大沒有發(fā)生明顯的改變,表明進油溫度一定時,入口壓力對摩擦系數(shù)的影響很小,基本不變。

    4 結(jié)束語

    本文基于CFD的原理分析計算了進油溫度和入口壓力對艉軸承的潤滑特性影響,并利用DLAP軟件進行了計算,得到了以下結(jié)論:

    1)通過對2種不同進油方式的圓瓦軸承計算分析,得出在相同工況下,雙側(cè)進油圓瓦軸承的功耗和流量更小,更符合實船使用需要,滿足設(shè)計參數(shù)要求。

    2)潤滑油的黏度主要受進油溫度和入口壓力影響。在入口壓力一定時,進油溫度對最大油膜壓力、最小油膜厚度、油膜承載力、摩擦系數(shù)的影響很小,可忽略不計,且最佳進油溫度為40 ℃;在進油溫度一定時,入口壓力對油膜承載力、摩擦系數(shù)的影響很小,對最大油膜壓力、最小油膜厚度、流量影響比較顯著,且最佳入口壓力為0.10 MPa。

    圖7 進油溫度和入口壓力與摩擦系數(shù)的關(guān)系

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