航空發(fā)動(dòng)機(jī)中介軸承流場(chǎng)與潤(rùn)滑影響因素分析

公平，陳雪騎，于慶杰，王雙

(1.中國(guó)航發(fā)哈爾濱軸承有限公司 研發(fā)中心，哈爾濱 150025；2.北京航空航天大學(xué) 能源與動(dòng)力工程學(xué)院，北京 100191)

隨著航空發(fā)動(dòng)機(jī)大推重比、高可靠性、高耐久性、低耗油率和低成本的發(fā)展，作為航空發(fā)動(dòng)機(jī)關(guān)鍵部件的主軸軸承的工作條件也變得越來越苛刻[1-2]。主軸軸承在高速、高溫和受力復(fù)雜的條件下運(yùn)轉(zhuǎn)，其質(zhì)量和性能直接影響發(fā)動(dòng)機(jī)的性能、壽命和可靠性。目前航空發(fā)動(dòng)機(jī)主軸軸承主要采用環(huán)下供油孔輸油的潤(rùn)滑方式，與傳統(tǒng)噴油潤(rùn)滑方式相比更能實(shí)現(xiàn)高效潤(rùn)滑，提高軸承的潤(rùn)滑效率[3]。因此，有必要對(duì)航空發(fā)動(dòng)機(jī)主軸軸承環(huán)下供油流道中潤(rùn)滑油的流動(dòng)特性進(jìn)行分析。

中介軸承是一類特殊的內(nèi)外圈同轉(zhuǎn)或反轉(zhuǎn)的航空發(fā)動(dòng)機(jī)主軸軸承，目前關(guān)于中介軸承環(huán)下潤(rùn)滑的研究較少：文獻(xiàn)[4]研究了中介軸承潤(rùn)滑系統(tǒng)中導(dǎo)流板孔數(shù)、回油槽數(shù)、回油孔數(shù)對(duì)潤(rùn)滑狀態(tài)的影響，結(jié)果表明導(dǎo)流板孔數(shù)的增加使導(dǎo)流板孔、回油槽及回油孔處的潤(rùn)滑油流量增大，而回油槽數(shù)、回油孔數(shù)和直徑的增加只增加各自所在處的潤(rùn)滑油流量；文獻(xiàn)[5]提出了葉扇/環(huán)下油孔組合新結(jié)構(gòu)能提高軸承潤(rùn)滑性能；文獻(xiàn)[6]研究發(fā)現(xiàn)安裝外圈進(jìn)油擋板有利于增加軸承腔的供油量和腔內(nèi)潤(rùn)滑油的儲(chǔ)存量；文獻(xiàn)[7]提出環(huán)下供油孔流通狀態(tài)時(shí)序分析方法，結(jié)果表明所提出的潤(rùn)滑油流動(dòng)分析法更符合工程實(shí)際應(yīng)用。但上述研究未從中介軸承設(shè)計(jì)角度詳細(xì)分析潤(rùn)滑油在軸承引導(dǎo)間隙處的流動(dòng)特性以及引導(dǎo)間隙對(duì)軸承潤(rùn)滑的影響。

本文以某航空發(fā)動(dòng)機(jī)4#中介軸承為研究對(duì)象，采用計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)(Computational Fluid Dynamics，CFD)有限元技術(shù)分析潤(rùn)滑油在軸承內(nèi)部各間隙的流動(dòng)特性以及工作狀態(tài)下流體域內(nèi)潤(rùn)滑油的壓力分布。

1 中介軸承潤(rùn)滑結(jié)構(gòu)

目前航空發(fā)動(dòng)機(jī)中介軸承常見的一種潤(rùn)滑結(jié)構(gòu)是軸承輸油孔位于滾子下方，潤(rùn)滑油從輸油孔噴出后先潤(rùn)滑滾子下表面，然后通過擋邊間隙、兜孔間隙潤(rùn)滑滾子端面及外表面，如圖1所示。

圖1 輸油孔位于擋邊上的潤(rùn)滑結(jié)構(gòu)Fig.1 Lubrication structure with oil delivery hole on rib

2 流體域模型的建立

2.1 模型簡(jiǎn)化

中介軸承固體域模型的局部示意圖如圖2所示，固體域的空腔內(nèi)形成了流體域。

圖2 中介軸承固體域模型的局部示意圖Fig.2 Local diagram of solid domain model of intermediate bearing

中介軸承內(nèi)的主要潤(rùn)滑結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(如兜孔間隙、引導(dǎo)間隙、輸油孔直徑等)直接影響中介軸承流體域內(nèi)潤(rùn)滑油的流場(chǎng)分布及油膜的形成質(zhì)量，因此，在模型簡(jiǎn)化時(shí)需保留上述關(guān)鍵間隙，并且在局部加密流體網(wǎng)格，以保證計(jì)算結(jié)果符合實(shí)際工況。

在上述原則基礎(chǔ)上，為在有限元網(wǎng)格劃分時(shí)減少單元數(shù)量和優(yōu)化網(wǎng)格質(zhì)量，可以對(duì)流體域模型進(jìn)行簡(jiǎn)化。

2.1.1 非關(guān)鍵壁面簡(jiǎn)化

工作狀態(tài)下潤(rùn)滑油潤(rùn)滑中介軸承時(shí)并非充滿整個(gè)流體域，在離心力的作用下流體域內(nèi)會(huì)出現(xiàn)空腔，這些空腔下方壁面的形狀不會(huì)影響潤(rùn)滑油流場(chǎng)的分布，可適當(dāng)簡(jiǎn)化該區(qū)域的壁面形狀，簡(jiǎn)化前后中介軸承截面如圖3所示。

圖3 模型簡(jiǎn)化前后中介軸承截面示意圖Fig.3 Cross section diagram of intermediate bearing before and after model simplification

2.1.2 倒角結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化

保持架內(nèi)外徑倒角及內(nèi)外圈安裝倒角尺寸較小，在有限元仿真過程中對(duì)計(jì)算結(jié)果影響較小，在簡(jiǎn)化過程中可去掉，中介軸承流體域簡(jiǎn)化模型如圖4所示。

圖4 中介軸承流體域簡(jiǎn)化模型示意圖Fig.4 Diagram of simplified fluid domain model for intermediate bearing

2.2 流體域有限元網(wǎng)格劃分

中介軸承流體域有限元網(wǎng)格劃分示意圖如圖5所示，共包括413 116個(gè)2D單元，7 190 874個(gè)3D單元和2 111 634個(gè)節(jié)點(diǎn)，其中3D單元以四面體非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格為主，只在壁面處使用六面體結(jié)構(gòu)網(wǎng)格以提高對(duì)流體壁面邊界層流動(dòng)計(jì)算的精度。

圖5 中介軸承流體域有限元網(wǎng)格劃分(整體結(jié)構(gòu))Fig.5 Finite element meshing for fluid domain of intermediate bearing (integral structure)

2.3 計(jì)算邊界條件

假設(shè)軸承套圈同向旋轉(zhuǎn)，外圈絕對(duì)轉(zhuǎn)速ne=14 000 r/min，內(nèi)圈絕對(duì)轉(zhuǎn)速ni=3 000 r/min，保持架絕對(duì)轉(zhuǎn)速nc=9 076 r/min，不考慮滾子自轉(zhuǎn)，即滾子與保持架之間保持相對(duì)靜止，僅作公轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。

其中，進(jìn)口邊界條件為流體靜壓與大氣壓相同，即潤(rùn)滑油僅在離心力作用下潤(rùn)滑軸承，進(jìn)口處沒有供油壓力和流量限制，潤(rùn)滑油從內(nèi)圈無安裝結(jié)構(gòu)一側(cè)流出。仿真計(jì)算為穩(wěn)態(tài)計(jì)算，僅考慮某一時(shí)刻軸承內(nèi)潤(rùn)滑油的流場(chǎng)分布。實(shí)際工作環(huán)境下潤(rùn)滑油不會(huì)充滿整個(gè)流體域，中介軸承內(nèi)同時(shí)有潤(rùn)滑油和空氣兩相流體，需要采取多相流體模型計(jì)算分析。

采用合成潤(rùn)滑油冷卻、潤(rùn)滑中介軸承，流體域內(nèi)剩余部分為空氣，為簡(jiǎn)化分析，現(xiàn)假設(shè)流體域內(nèi)部流體溫度保持均勻一致，均為190 ℃，可查得該溫度下潤(rùn)滑油、空氣的物理性質(zhì)見表1[8]。

表1 兩相流各組分物理性質(zhì)Tab.1 Physical properties of each component of two-phase flow

3 軸承內(nèi)潤(rùn)滑油流場(chǎng)及分布

有限元仿真結(jié)果表明在離心力的作用下，潤(rùn)滑油經(jīng)輸油孔噴到滾子下表面后分成3條流路分別潤(rùn)滑軸承的不同零件，最終在軸承外圈內(nèi)表面匯集并排出軸承。軸承內(nèi)潤(rùn)滑油流動(dòng)方向如圖6所示：流路A的潤(rùn)滑油流經(jīng)兜孔周向間隙，潤(rùn)滑滾子圓柱面和保持架過梁；流路B的潤(rùn)滑油流經(jīng)兜孔軸向間隙，潤(rùn)滑滾子端面和保持架側(cè)梁；流路C的潤(rùn)滑油首先流經(jīng)保持架與內(nèi)圈引導(dǎo)間隙，形成油膜托起保持架，然后在離心力的作用下沿著保持架側(cè)梁外側(cè)被甩離保持架。潤(rùn)滑油實(shí)際流動(dòng)情況如圖7所示。

圖6 軸承內(nèi)潤(rùn)滑油流動(dòng)方向示意圖Fig.6 Flow direction diagram of lubricating oil in bearing

圖7 潤(rùn)滑油流動(dòng)仿真結(jié)果Fig.7 Lubricating oil flow simulation results

由圖7可知各條流路以及外圈內(nèi)表面潤(rùn)滑油匯集區(qū)的分布情況，其中，由于潤(rùn)滑油噴出后先擊中滾子下表面，所以圖7中可以看到滾子下表面潤(rùn)滑油分布較多，潤(rùn)滑較好，而引導(dǎo)間隙進(jìn)油量較小，未能形成完整的油膜。

流路A和流路B在兜孔的周向間隙和軸向間隙內(nèi)流動(dòng)時(shí)主要為徑向流動(dòng)，與自身受到的離心力處于同一平面內(nèi)，這兩條流路中潤(rùn)滑油流動(dòng)的主要驅(qū)動(dòng)力為潤(rùn)滑油受到的離心力；而流路C中潤(rùn)滑油在引導(dǎo)間隙內(nèi)流動(dòng)時(shí)主要為軸向流動(dòng)，流動(dòng)平面與受到的離心力方向垂直，運(yùn)動(dòng)的主要驅(qū)動(dòng)力為間隙進(jìn)出口的靜壓力差。

流路A和流路B均為徑向流動(dòng)，圖8中僅以流路B替代徑向流動(dòng)，在引導(dǎo)間隙的入口N點(diǎn)處，潤(rùn)滑油分B，C兩條流路。流路B由于運(yùn)動(dòng)方向與原流路以及離心力方向平行，在離心力的驅(qū)動(dòng)以及原流路的慣性作用下，原流路的大部分流體將會(huì)進(jìn)入軸向間隙，形成流路B；而流路C運(yùn)動(dòng)方向與原流路以及離心力方向垂直，驅(qū)動(dòng)力只有引導(dǎo)間隙進(jìn)出口N點(diǎn)與M點(diǎn)的靜壓力差，所以，只有少量潤(rùn)滑油會(huì)進(jìn)入引導(dǎo)間隙。

圖8 潤(rùn)滑油流動(dòng)截面示意圖Fig.8 Flow section diagram of lubricating oil

根據(jù)上述分析可知，大部分潤(rùn)滑油向徑向流動(dòng)，并在離心力和慣性驅(qū)動(dòng)下在軸向間隙內(nèi)流動(dòng)，其流量的大小主要受輸油孔噴油流量、總壓、兜孔的軸向和周向間隙以及離心力大小的影響；軸向流動(dòng)的流量主要受引導(dǎo)間隙進(jìn)出口N點(diǎn)與M點(diǎn)之間靜壓差的影響，而M點(diǎn)與外界大氣連通，靜壓保持一定，所以潤(rùn)滑引導(dǎo)間隙的潤(rùn)滑油流量主要受N點(diǎn)靜壓的影響，而在一定的靜壓下進(jìn)口面積越大進(jìn)入引導(dǎo)間隙的潤(rùn)滑油越多。

4 輸油孔直徑對(duì)軸承總輸油量的影響

增加輸油孔數(shù)量可線性增加總輸油量，并且使軸承各零件的潤(rùn)滑更均勻。

在保持輸油孔數(shù)量不變的條件下，可通過施加上文提到的計(jì)算邊界條件得到不同輸油孔直徑對(duì)軸承總輸油量的影響(表2)。輸油孔直徑由1.00 mm變?yōu)?.25 mm時(shí)，總輸油量增大了46.75%，輸油孔直徑由1.00 mm變?yōu)?.50 mm時(shí)，總輸油量增大了85.06%，所以，增加輸油孔直徑對(duì)總輸油量的增加效果較為明顯。

表2 輸油孔直徑對(duì)軸承總輸油量的影響Tab.2 Influence of diameter of oil delivery holes on total oil delivery of bearing

5 保持架潤(rùn)滑效果的影響因素

由于保持架可能會(huì)與內(nèi)圈引導(dǎo)面、滾子之間發(fā)生碰撞，造成軸承零件的磨損，從而降低軸承壽命，因此重點(diǎn)分析潤(rùn)滑油對(duì)保持架的潤(rùn)滑效果及其影響因素。

5.1 潤(rùn)滑效果評(píng)估參數(shù)

保持架潤(rùn)滑效果分為引導(dǎo)間隙油膜質(zhì)量和保持架浮動(dòng)穩(wěn)定性2個(gè)方面。

5.1.1 引導(dǎo)間隙油膜質(zhì)量

電地暖以其節(jié)能、環(huán)保、舒適、健康等特點(diǎn)，迅速進(jìn)入采暖市場(chǎng)，取得了人們的認(rèn)可。電地暖以其優(yōu)于水地暖的多項(xiàng)優(yōu)勢(shì)，占據(jù)了大部分地暖市場(chǎng)的份額，再加上天燃?xì)獾牟粩酀q價(jià)，電地暖作為節(jié)能舒適的采暖方式取代傳統(tǒng)采暖的趨勢(shì)已經(jīng)不可逆轉(zhuǎn)。

引導(dǎo)間隙油膜質(zhì)量是衡量工作狀態(tài)下引導(dǎo)間隙油膜托舉保持架的能力。衡量指標(biāo)有：油膜上下表面總壓差、引導(dǎo)間隙絕對(duì)進(jìn)油量、引導(dǎo)間隙相對(duì)進(jìn)油量和引導(dǎo)間隙總油氣比等。

較高的油膜上下表面總壓差表明油膜可以有效托起保持架，阻止保持架與內(nèi)圈引導(dǎo)面之間發(fā)生碰撞。

引導(dǎo)間隙絕對(duì)進(jìn)油量表示進(jìn)入引導(dǎo)間隙的潤(rùn)滑油流量，該值越大表明引導(dǎo)間隙內(nèi)潤(rùn)滑油流量越高，對(duì)保持架的潤(rùn)滑效果越好；引導(dǎo)間隙相對(duì)進(jìn)油量表示進(jìn)入引導(dǎo)間隙內(nèi)潤(rùn)滑油流量占總輸油量的比例，較高的相對(duì)進(jìn)油量表明軸承內(nèi)流場(chǎng)更有利于對(duì)保持架的潤(rùn)滑。

由于仿真計(jì)算只考慮了穩(wěn)態(tài)情況下軸承引導(dǎo)間隙總壓的分布情況，而實(shí)際工作環(huán)境下隨著保持架位置的移動(dòng)會(huì)壓縮其間的油氣混合物，該油氣混合物中的空氣部分則會(huì)在保持架的壓縮移動(dòng)過程中擠壓變形，無法起到托起保持架的作用。因而除了引導(dǎo)間隙總壓分布外，引導(dǎo)間隙總油氣比也會(huì)影響保持架的潤(rùn)滑效果，引導(dǎo)間隙總油氣比較高表明引導(dǎo)間隙內(nèi)油氣混合物抗壓能力較強(qiáng)，對(duì)保持架有較好的托舉作用。

5.1.2 保持架浮動(dòng)穩(wěn)定性

保持架浮動(dòng)穩(wěn)定性是保持架發(fā)生微小位移時(shí)受到油膜回復(fù)力的大小。實(shí)際工作環(huán)境下，由于引導(dǎo)間隙內(nèi)油膜的上表面存在壓力梯度，當(dāng)保持架與滾子碰撞發(fā)生微小位移時(shí)，在壓力梯度的作用下會(huì)產(chǎn)生與位移方向相反的回復(fù)力，所以，油膜上表面壓力梯度越高，則回復(fù)力越大，保持架的穩(wěn)定性越好。

5.2 當(dāng)量輸油量

(1)

式中：Vr為單個(gè)輸油孔的實(shí)際輸油量；V0為原設(shè)計(jì)點(diǎn)的單個(gè)輸油孔輸油量。

不同當(dāng)量輸油量下軸承引導(dǎo)間隙油膜總壓分布的示意圖如圖9所示，圖中的徑向距離為保持架距套圈引導(dǎo)面的距離，引導(dǎo)間隙內(nèi)油膜上下表面之間的總壓差均為2.5 MPa，油膜形成質(zhì)量較好。當(dāng)量輸油量較高時(shí)，油膜上表面位置的總壓梯度相對(duì)較大，表明保持架發(fā)生微小位移時(shí)，在油膜壓差作用下會(huì)有較大的油壓使保持架復(fù)位，從而保證保持架有較好的穩(wěn)定性。

圖9 不同當(dāng)量輸油量下軸承引導(dǎo)間隙油膜總壓的徑向分布Fig.9 Radial distribution of total pressure of oil film in guiding clearance of bearing under different equivalent oil delivery

不同當(dāng)量輸油量對(duì)保持架潤(rùn)滑的影響見表3，由表可知，隨著當(dāng)量輸油量的增加，引導(dǎo)間隙進(jìn)油量、油膜上表面壓力梯度以及引導(dǎo)間隙總油氣比迅速提高，表明增大當(dāng)量輸油量改善了引導(dǎo)間隙油膜質(zhì)量，增加了保持架運(yùn)動(dòng)的穩(wěn)定性。而引導(dǎo)間隙相對(duì)進(jìn)油量的提高則說明輸油孔噴油量提高改變了軸承內(nèi)潤(rùn)滑油的流動(dòng)形式，更有利于保持架的潤(rùn)滑，原因?yàn)檩斢涂讎娪土枯^高時(shí)，潤(rùn)滑油無法直接通過徑向流路，而是在徑向流路入口位置附近停滯，流速放緩，使靜壓升高，從而進(jìn)入引導(dǎo)間隙內(nèi)潤(rùn)滑油的流量增加。

表3 不同當(dāng)量輸油量對(duì)保持架潤(rùn)滑的影響Tab.3 Influence of different equivalent oil on cage lubrication

不同當(dāng)量輸油量下油氣比分布如圖10所示，由圖可知，當(dāng)量輸油量較小時(shí)潤(rùn)滑油主要附著于滾子表面，并在離心力的作用下快速進(jìn)入軸向間隙；而當(dāng)量輸油量較大時(shí)潤(rùn)滑油已經(jīng)充滿整個(gè)徑向流路，由于徑向流路流通能力有限，從而導(dǎo)致潤(rùn)滑油在入口位置停滯，流速放緩和靜壓升高。

圖10 不同當(dāng)量輸油量下油氣比分布Fig.10 Distribution of gas-oil ratio under different equivalent oil delivery

5.3 引導(dǎo)間隙對(duì)潤(rùn)滑的影響

引導(dǎo)間隙分別為0.2，0.4 mm時(shí)，不同當(dāng)量輸油量對(duì)引導(dǎo)間隙潤(rùn)滑油總壓分布的影響如圖11所示，由圖可知，當(dāng)引導(dǎo)間隙由0.2 mm變?yōu)?.4 mm后，油膜上下表面的總壓差由2.5 MPa變?yōu)?.5 MPa，油膜形成質(zhì)量較差，無法有效阻止保持架與內(nèi)圈的直接碰撞，有可能引起保持架與內(nèi)圈的磨損。

圖11 引導(dǎo)間隙對(duì)其間油膜總壓分布的影響Fig.11 Influence of guiding clearance on total pressure distribution of oil film

此外，可以利用邊界條件計(jì)算得到引導(dǎo)間隙對(duì)潤(rùn)滑油參數(shù)的影響,結(jié)果見表4，引導(dǎo)間隙的大小對(duì)進(jìn)入軸承內(nèi)的潤(rùn)滑油流量幾乎沒有影響，但引導(dǎo)間隙過大導(dǎo)致保持架與引導(dǎo)面之間的空間變大，使油氣比大幅降低，不僅會(huì)導(dǎo)致油膜上下表面總壓差較低(降低80.0%)，也會(huì)導(dǎo)致油膜內(nèi)空氣含量較高(引導(dǎo)間隙總油氣比下降71.7%)，從而無法保證對(duì)保持架的潤(rùn)滑效果。

表4 引導(dǎo)間隙對(duì)潤(rùn)滑油參數(shù)的影響Tab.4 Influence of guiding clearance on parameters of lubricating oil

6 結(jié)論

針對(duì)航空發(fā)動(dòng)機(jī)中介軸承保持架潤(rùn)滑效果評(píng)估的問題，利用有限元分析技術(shù)開展了軸承油氣兩相流動(dòng)分析，重點(diǎn)分析了軸承內(nèi)潤(rùn)滑油分布特性及不同因素對(duì)保持架潤(rùn)滑效果的影響，得到以下結(jié)論:

1)軸承保持架潤(rùn)滑效果對(duì)單個(gè)輸油孔的輸油量較為敏感。增大單孔噴油量可以增加引導(dǎo)間隙內(nèi)潤(rùn)滑油，改善軸承內(nèi)潤(rùn)滑油流場(chǎng)，有利于對(duì)保持架的潤(rùn)滑，增大單孔噴油量可以通過增加輸油孔直徑實(shí)現(xiàn)。

2)引導(dǎo)間隙的大小對(duì)進(jìn)入到軸承內(nèi)的潤(rùn)滑油流量幾乎沒有影響，但是引導(dǎo)間隙過大無法保證對(duì)保持架的潤(rùn)滑效果。