UHMWPE復合材料水潤滑軸承潤滑狀態(tài)轉變性能研究

王艷真 王 曄 鐘 濤 尹忠慰

(1.中國船舶及海洋工程設計研究院 上海 200011;2.上海交通大學設計學院 上海 200240)

水潤滑軸承具有環(huán)境友好、成本低廉、結構緊湊、易于維護等優(yōu)點，已廣泛應用于水環(huán)境下運轉的船舶推進軸系艉管軸承。水潤滑軸承低黏度的潤滑介質使得軸承摩擦阻力大幅減小，但是同時也造成了軸承動壓潤滑難以形成的問題。此外，水潤滑軸承上開設的用于排沙、冷卻的水槽，以及艉管軸承低速重載的運行特性，使得水潤滑艉管軸承往往不能形成有效的動壓潤滑，而是處于軸與軸承表面粗糙峰直接接觸的混合潤滑甚至是邊界潤滑的狀態(tài)，這均易于造成軸承材料的嚴重磨損。因此，針對水潤滑高分子聚合物艉軸承，國內外學者在軸承結構設計及優(yōu)化[1-4]、軸承材料減摩耐磨性能提升[5-7]、軸承表面織構優(yōu)化等方面開展了一系列相關工作。

重慶大學彭晉民[8]、段芳莉[9]分別利用多重網格法計算了橡膠合金軸承的特性，對水潤滑軸承的彈流潤滑問題進行了一系列有益探索。上海交通大學李正[1]利用CFD-FSI算法研究了PTFE基復合材料水潤滑軸承的潤滑特性，分別研究了泊松比、彈性模量等材料參數(shù)，轉速、偏心率等工況參數(shù)，以及水槽、間隙比、長徑比等軸承結構參數(shù)對水潤滑軸承的壓力分布、膜厚分布、變形分布、承載性能等的影響。機械科學研究院段海濤[10]建立了水潤滑軸承的二維模型，利用CFD-FSI算法對矩形槽水潤滑軸承在不同偏心率下的材料變形分布與壓力分布進行了分析，發(fā)現(xiàn)軸承變形不僅影響膜厚分布，也改變了最大壓力值與分布的角度。重慶大學盧磊[11]利用ADINA軟件對水潤滑橡膠合金軸承材料進行了流固耦合分析，分析了過渡圓弧尺寸、橡膠層厚度以及材料彈性模量對水潤滑軸承性能的影響。重慶大學廖靜[12]利用Fluent耦合Transient structural模塊對水潤滑橡膠軸承進行了流固耦合分析，研究了溝槽半徑、過渡圓弧半徑以及截面形狀對水膜壓力分布、流速分布的影響。武漢理工大學劉端[13]研究了船舶艉軸承的彈流潤滑性能，研究了彈性模量、泊松比及長徑比對彈流潤滑性能的影響，研究結果表明減小材料泊松比與彈性模量有利于改善潤滑狀態(tài)。XIE等[14]通過建立數(shù)值分析模型，研究了粗糙表面水潤滑軸承潤滑狀態(tài)的影響因素。ZHANG等[15-16]對影響軸承性能的水槽結構、間隙比、長徑比等因素進行優(yōu)化，并研究了傾斜狀態(tài)下影響徑向水潤滑軸承承載力的主要因素。

水潤滑軸承潤滑介質的黏度較低，軸承動壓潤滑難以形成，而目前針對水潤滑軸承潤滑狀態(tài)轉變特性的研究較少，尤其是試驗研究方面。因此，開展水潤滑軸承潤滑特性試驗研究，測試水膜厚度隨轉速、負載等的變化規(guī)律，是當前數(shù)值計算研究的有力補充。本文作者首先建立了水潤滑軸承流固耦合計算模型，研究了軸承承載力、水膜壓力、軸承變形量隨工況的變化關系，搭建了軸承試驗臺及測試系統(tǒng)，提出了水膜厚度測試方法，研究了軸承摩擦因數(shù)、水膜厚度隨轉速、負載的變化規(guī)律。研究結果為水潤滑復合材料軸承的設計和優(yōu)化提供有益支撐。

1 試驗方法

1.1 水潤滑軸承試驗臺

水潤滑軸承試驗臺如圖1所示，該試驗臺主要用于測試水潤滑軸承在運行過程的水膜壓力分布、水膜厚度分布及摩擦因數(shù)，可對常規(guī)規(guī)格的水潤滑軸承潤滑特性進行考核。文中主要利用該試驗機考核改性UHMWPE水潤滑軸承在不同轉速、負載等工況下的摩擦因數(shù)以及水膜厚度，測試改性UHMWPE軸承的潤滑狀態(tài)轉變速度，考察軸承材料形成動壓潤滑的難易程度。

圖1 水潤滑軸承試驗平臺結構簡圖

如圖1所示，水潤滑軸承試驗臺主要由驅動模塊、控制模塊、傳動模塊、試驗模塊、測量及采集模塊等組成。主軸采用伺服電機直接驅動，電機額定功率22 kW，最高轉速6 000 r/min；試驗軸承浸泡在水箱中，潤滑介質通過導水槽進入軸承間隙實現(xiàn)潤滑；通過安裝在加載環(huán)上的拉桿對試驗軸承施加拉力，實現(xiàn)載荷加載；試驗軸轉動時，軸與試驗軸承之間產生的摩擦力轉化為摩擦力測量桿與拉力傳感器之間的拉力，從而實現(xiàn)摩擦力的測量。測試模塊包含2個力傳感器、4個電渦流位移傳感器，分別用于測試試驗軸承上所施加的負載、摩擦力、水膜厚度。數(shù)據(jù)采集部分采用DH8302動態(tài)信號測試分析系統(tǒng)。試驗所用傳感器包括加載力傳感器、摩擦力傳感器。加載力傳感器性能參數(shù)為：量程20 kN，非線性誤差小于等于滿量程的0.02%，輸出電壓為0～5 V；摩擦力傳感器的性能參數(shù)為：量程49 N，非線性誤差小于等于滿量程的0.02%，輸出直流電壓為0～5 V。試驗前所有傳感器均進行標定，以保證測量精度。試驗前調整試驗軸與主軸對中，測量試驗軸圓跳動，保證試驗軸旋轉精度。

在試驗測試過程中，可通過調節(jié)豎直方向上的加力桿對試驗軸承施加載荷F0，當伺服電機帶動試驗軸轉動時，試驗軸與水潤滑滑動軸承之間產生摩擦力Ff，摩擦力Ff由水平方向上的拉力傳感器測試。摩擦因數(shù)測試原理如圖2所示，試驗軸承內徑為R，摩擦力傳感器與轉軸旋轉中心之間的距離為L，則最終可通過公式(1)和(2)計算摩擦因數(shù)的值。

圖2 水潤滑軸承摩擦因數(shù)測試原理

f·F0R=FfL

(1)

(2)

1.2 水膜厚度測試方法

利用電渦流位移傳感器測試軸承水膜厚度，測試原理如圖3所示，在軸承前后兩端面分別安裝2個電渦流位移傳感器，傳感器安裝夾角為90°。在軸承內側端面?zhèn)鞲衅骶幪柗謩e為1、2，軸承外側端面?zhèn)鞲衅骶幪枮?、4。

圖3 水膜厚度測試原理

假設位移傳感器1及位移傳感器2的測量值分別為X1、X2，位移傳感器1、位移傳感器2的探頭距離軸承內表面的距離分別為d1、d2，位移傳感器1及位移傳感器2位置處的水膜厚度分別為h1、h2，則：

X1=d1+h1

(3)

X2=d2+h2

(4)

當半徑間隙為c的軸承在負載F0的作用下以轉速N轉動時，軸承運行的偏心率為e，則在偏位角θ處的水膜厚度為

h(θ)=c(1+εcosθ)

(5)

則在傳感器1及傳感器2位置處的水膜厚度為

h1=c[1+εcos(45°-φ)]

(6)

h2=c[1+εcos(45°+φ)]

(7)

又由公式(3)和(4)可知：

h1=c[1+εcos(45°-φ)]=X1-d1

(8)

h2=c[1+εcos(45°+φ)]=X2-d2

(9)

同理，假設位移傳感器3和位移傳感器4的測量值分別為X3、X4，傳感器3、傳感器4的探頭距離軸承內表面的距離分別為d3、d4，傳感器3及傳感器4位置處的水膜厚度分別為h3、h4，則：

h3=c[1+εcos(45°-φ)]=X3-d3

(10)

h4=c[1+εcos(45°+φ)]=X4-d4

(11)

位移傳感器與軸承內表面之間的安裝距離d為固定值，因此在測試前通過標定可測定d1、d2、d3、d4的值。將傳感器的測試值X和傳感器的安裝距離d代入公式(8)—(11)，可分別得到后端面、前端面處位移傳感器安裝位置的水膜厚度h1、h2、h3、h4。

為了防止安裝誤差、加載不對中等引起的軸線傾斜對測試結果造成影響，采用前后端面膜厚平均值作為軸承中間平面的平均水膜厚度，即：

(12)

(13)

根據(jù)公式(12)和(13)可計算得到軸承中間平面的偏心距e、偏位角φ為

(14)

(15)

因此，軸承最小水膜厚度為

hmin=c-e

(16)

2 計算方法

采用CFD軟件ANSYS CFX對UHMWPE高分子聚合物水潤滑艉軸承進行分析，研究軸承變形及水膜空化對水潤滑艉軸承潤滑特性的影響。計算流體力學(CFD)方法是一門新興學科，建立于經典流體力學與數(shù)值計算方法之上，此方法通過離散流體域進行數(shù)值模擬與分析，其結果可靠、操作便捷、實用性強，已成為解決工程流體力學問題的必要手段。

首先在SolidWorks中建立流體域模型，并導出Parasolid(.x_t)文件，然后將*.x_t文件導入Gambit 2.4中劃分結構化網格，并設置邊界條件、導出*mesh文件。水膜的邊界條件設置如圖4(a)所示，水膜左右兩端面分別為壓力入口及壓力出口，水膜外表面與軸承接觸，為流固耦合面，水膜內表面與軸接觸，為旋轉壁面。流體域使用六面體結構化網格進行劃分，并驗證了數(shù)值計算結果相對于網格數(shù)量的獨立性。以直徑80 mm、L/D=1的軸承為例，當徑向網格數(shù)大于12、周向網格數(shù)大于300、軸向網格數(shù)大于60時，軸承承載力、偏位角、摩擦因數(shù)、最大變形量基本不變。軸承固體域模型如圖4(b)所示。首先在三維軟件SolidWorks中建立固體模型，并在ANSYS Workbench中建立材料屬性、劃分網格、建立邊界條件等。軸承的內表面與流體域接觸，設置為流固耦合面(Fluid solid interface)，軸承外表面為固定支撐面(Fixed support)。固體域也使用結構化網格進行劃分，同樣首先驗證計算結果相對固體域網格數(shù)量的獨立性。當軸瓦徑向網格數(shù)大于4、周向網格數(shù)大于80、軸向網格數(shù)大于40時，計算結果基本不變。

圖4 水膜及軸承邊界條件

3 結果與討論

3.1 水潤滑軸承潤滑特性仿真研究

文中使用雙向流固耦合仿真方法研究了不同轉速下，軸承的承載力、水膜最大壓力、軸承最大彈性變形量隨偏心率的變化，結果如圖5—7所示。其中偏心率變化范圍為0.4～0.95，轉速分別為500、1 000、1 500、2 000 r/min，軸承直徑為80 mm，長徑比為1.0，間隙比為0.125%，軸承材料彈性模量為1 GPa，泊松比為0.44。

圖5 不同偏心率下UHMWPE軸承承載力

圖6 不同偏心率下UHMWPE軸承的水膜最大壓力

圖7 不同偏心率下UHMWPE軸承的最大彈性變形量

如圖5—7所示，隨偏心率和轉速增大，軸承承載力、最大水膜壓力和最大變形量均逐漸增大，并且隨偏心率增大，軸承承載力、最大水膜壓力和最大變形量的增幅逐漸增大，隨轉速增大，承載力、最大水膜壓力和最大變形量的增幅逐漸減小。當偏心率小于0.6時(理論最小膜厚20 μm)，500～2 000 r/min轉速下軸承最大變形量均小于1 μm，此時軸承變形量相比最小水膜厚度較小。當偏心率小于0.9時(理論最小膜厚5 μm)，500、1 000、1 500、2 000 r/min轉速下軸承最大變形量分別為2.2、3.5、4.6、5.5 μm，此時軸承最大變形量與軸承最小膜厚處于同一數(shù)量級，因此在重載工況下聚合物彈性軸承的變形量不可忽略。

3.2 軸承摩擦因數(shù)和水膜厚度的試驗研究

圖8所示為改性UHMWPE軸承摩擦因數(shù)隨負載的變化關系?？芍?，在轉速500～2 000 r/min范圍內，隨著負載增大摩擦因數(shù)均逐漸減小，由于文中試驗所施加負載較小，未出現(xiàn)摩擦因數(shù)隨負載增大而急劇增大的情況。此外，在同一載荷時，軸承摩擦因數(shù)隨轉速增大而增大，這主要是由于同一負載下高轉速工況對應的水膜厚度增大，導致水膜剪切力增大，從而增大了摩擦力。

圖8 負載對UHMWPE大水槽軸承摩擦因數(shù)的影響

圖9—12所示分別為轉速為500、1 000、1 500和2 000 r/min時，UHMWPE軸承最小水膜厚度的仿真與試驗測試結果?？芍?，當軸轉速為500和1 000 r/min時，在測試的負載工況下，軸承最小水膜厚度的測試值與仿真值之間的差值較大，這是因為在低轉速工況下軸承的動壓潤滑難以形成，軸承的最小水膜厚度值較小，加之軸在運行過程中的擾動導致水膜厚度的測試結果存在一定誤差。當軸轉速為1 500 r/min或2 000 r/min時，可見軸承的最小水膜厚度測試值與仿真值結果一致性較好，尤其是轉速2 000 r/min的工況。在高轉速工況下軸承的動壓潤滑狀態(tài)良好，軸承最小水膜厚度增大，在所測試的負載0.1～0.5 MPa工況下軸承運行穩(wěn)定，因此水膜厚度測試的結果一致性較好，圖11、12的結果也驗證了文中流固耦合計算方法的正確性。

圖9 負載對UHMWPE大水槽軸承最小水膜厚度的影響(500 r/min)

圖12 負載對UHMWPE大水槽軸承最小水膜厚度的影響(2 000 r/min)

3.3 水潤滑軸承潤滑狀態(tài)轉變特性

圖13所示為改性UHMWPE軸承摩擦因數(shù)隨轉速的變化關系。可知，在不同負載下，改性UHMWPE軸承摩擦因數(shù)隨轉速增大均表現(xiàn)出先減小后增大的趨勢。在轉速低于300 r/min時，摩擦因數(shù)值較大，軸承處于邊界潤滑狀態(tài)，此時的摩擦力為軸與軸承表面微凸體接觸摩擦力和水膜摩擦力的總和；隨著轉速增大，軸承動壓潤滑效應顯著，軸與軸承完全分離，此時摩擦力僅為水膜剪切力，并且此時摩擦因數(shù)達到最小值。轉速再增大，隨著水膜厚度的增大，水膜剪切力增大，故摩擦因數(shù)又逐漸增大。

圖13 不同負載下轉速對改性UHMWPE軸承摩擦因數(shù)的影響

水膜厚度可以直接反映滑動軸承的動壓潤滑狀態(tài)，因此可通過直接測試軸承最小水膜厚度來研究軸承是否形成動壓潤滑，以及軸承設計方案是否可行。圖14所示為不同負載下改性UHMWPE軸承最小水膜厚度隨轉速的變化情況，測試負載分別為0.15、0.2、0.25、0.3 MPa，測試轉速范圍為300～2 000 r/min。可以看出，隨著轉速從300 r/min增大至2 000 r/min，軸承最小水膜厚度逐漸增大，但變化率逐漸減?。浑S著負載從0.15 MPa增大至0.3 MPa，最小水膜厚度逐漸減小，并且在高轉速工況下變化趨勢更加顯著。

圖14 不同負載下改性UHMWPE軸承最小水膜厚度隨轉速的變化趨勢

根據(jù)圖14中最小膜厚隨轉速的變化，結合圖13中摩擦因數(shù)的變化，可得出改性UHMWPE軸承在不同負載下的潤滑狀態(tài)轉變速度以及對應的最小膜厚范圍，如表1所示。文中采用膜厚比(λ)來描述軸承潤滑狀態(tài)的轉變。膜厚比定義如下：

表1 UHMWPE軸承潤滑狀態(tài)轉變轉速及膜厚比

(17)

式中：λ為膜厚比；η為綜合表面粗糙度；η1與η2分別為軸承及軸表面粗糙度。

一般來講，當λ≥3 時軸承為流體動壓潤滑或彈性流體動壓潤滑；1≤λ≤3 時軸承為混合潤滑；0<λ<1軸承為邊界潤滑。

試驗軸承均方根表面粗糙度約為Rq=2.5 μm，則當負載為0.15 MPa時，潤滑狀態(tài)轉變的速度范圍為400～500 r/min，對應平均膜厚比為3.4；負載為0.2 MPa時，潤滑狀態(tài)轉變的速度范圍為400～500 r/min，對應平均膜厚比為2.8；負載為0.25 MPa時，潤滑狀態(tài)轉變的速度范圍為500～600 r/min，對應平均膜厚比為2.3；負載為0.3 MPa時，潤滑狀態(tài)轉變的速度范圍為500～600 r/min，對應平均膜厚比為2.0?？傊?，隨著負載增大，改性UHMWPE軸承從混合潤滑向動壓潤滑轉變的膜厚比逐漸減小。當負載范圍為0.15～0.3 MPa時，改性UHMWPE軸承從混合潤滑向動壓潤滑轉變的膜厚比范圍為2.0～3.4。

4 結論

針對改性UHMWPE水潤滑軸承的潤滑性能進行了仿真及試驗研究。首先采用流固耦合算法研究了不同偏心率下軸承的承載力、水膜最大壓力、軸承最大彈性變形量的變化關系，采用水潤滑軸承試驗平臺對改性UHMWPE軸承的摩擦因數(shù)及水膜厚度進行測試，驗證了文中的仿真計算結果。此外，通過試驗測試了改性UHMWPE軸承在不同負載下的潤滑狀態(tài)轉變速度以及對應的最小膜厚范圍。得到如下結論：

(1)隨偏心率和轉速增大，軸承承載力、最大水膜壓力和最大變形量均逐漸增大。并且隨偏心率增大，軸承承載力、最大水膜壓力和最大變形量的增幅逐漸增大；隨轉速增大，承載力、最大水膜壓力和最大變形量的增幅逐漸減小。

(2)在低轉速工況下軸承的動壓潤滑難以形成，軸承的最小水膜厚度值較小，加之軸在運行過程中的擾動導致水膜厚度的測試結果存在一定誤差。當軸轉速為1 500 r/min或2 000 r/min時，軸承的最小水膜厚度測試值與仿真值結果一致性較好，驗證了耦合計算方法的正確性。

(3)隨著負載增大，改性UHMWPE軸承從混合潤滑向動壓潤滑轉變的膜厚比逐漸減小，當負載范圍為0.15～0.3 MPa時，UHMWPE軸承從混合潤滑向動壓潤滑轉變的膜厚比范圍為2.0～3.4。