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摘 要： 本文以賽龍軸承為例，應用COMSOL軟件分別對帶軸向槽和不帶軸向槽兩型水潤滑軸承的水膜厚度、壓力分布、軸承承載力等進行數(shù)值計算與對比，分析軸向槽對水潤滑軸承負載能力的影響。

關鍵詞： 水潤滑軸承；軸向水槽；承載能力

中圖分類號：U664.2 文獻標識碼：A

Abstract： In this paper， elastic plastic bearings are taken as an example to calculate and comparethe water film thickness， pressure distribution and the load capacity of water lubricated journal bearingswith axial groove and without axial groove respectively with the COMSOL software. The effect of axial groove on the load capacity of water lubricated journal bearing is analyzed.

Key words： Water-lubricated journal bearing； Axial Water groove； Load capacity

1 概述

水潤滑軸承與油潤滑軸承相比，具有結構簡單、無污染、維修方便等優(yōu)點，為此采用水潤滑軸承的船舶逐漸增多。為了保證軸承能夠充分潤滑與散熱，往往需對水潤滑軸承開軸向水槽，但開槽后軸承承載面積減少，承載能力有所降低。為了探討這一問題，國內(nèi)外對軸承開槽與否及水槽數(shù)目等作了一些研究，但對水膜厚度、水槽結構尺寸等對承載能力的影響尚未進行深入的探討。本文基于數(shù)值分析方法，應用COMSOL軟件對軸向開槽與不開槽水潤滑軸承的潤滑情況進行理論分析與比較，探討水槽對軸承性能的影響。

2 水潤滑軸承的數(shù)學模型及邊界條件

2.1 數(shù)學模型

根據(jù)流體潤滑理論，推導出三維Reynolds 方程[2]如下：

2.2 邊界條件

本文選用 Reynolds 邊界條件加以計算，Reynolds 邊界條件認為液膜在軸承間隙內(nèi)不是連續(xù)的，液膜在軸承擴散區(qū)的某處隨著負壓的增大而自然破裂，即破裂位置在經(jīng)過最小液膜厚度 hmin之后的某一角度 處。

以Reynolds邊界條件為前提進行數(shù)值計算：

（1）軸承軸向兩端y=±L/2，P=0；軸承周向上潤滑水膜起始邊為：φ=0，p=0；終止邊為：p=0， ；

（2）水膜在軸承內(nèi)不連續(xù)，但壓強連續(xù)分布。壓強曲線始點在M0處，即最大水膜厚度處；壓強曲線終點在M1處，即最小水膜厚度后某一位置；而最大壓強在M2處，這兩點對于偏心線OC對稱分布，OC與豎直方向上的夾角即為軸承的偏位角γ，如圖1所示；

（3）軸向開槽的徑向軸承在水槽處壓力為 0。

2. 3 約束條件

（1）假設軸承為剛性，軸在軸承中順時針旋轉，軸承固定在基座上。軸在軸向沒有位移，在周向由于偏心的作用會發(fā)生位移；

（2）假設施加的載荷為集中載荷，其施加在軸的中間位置；

（3）假設水膜厚度在強壓下可以無限薄，軸承與軸始終不接觸。

3 軸承開槽與不開槽的潤滑特性計算與分析

以某剛性軸承為例，利用COMSOL軟件進行數(shù)值計算與分析，其參數(shù)見表1。在轉速v=5 m/s和載荷比壓p=0.3 MPa時，計算不開槽軸承和開槽軸承的液膜厚度及壓力分布并進行對比分析，見圖2～5。

由圖2和圖4可以看出：（1）不開槽軸承內(nèi)的水膜壓力分布方向從軸承上部豎直方向開始呈現(xiàn)兩邊低、中間高的拋物線趨勢，局部最大壓力存在于周向180°軸承中部附近；（2）開槽軸承只在槽與槽之間的板條部分才有水膜壓力分布，拋物線趨勢在軸向方向上沒有不開槽軸承明顯。在第5個水槽之后軸承內(nèi)壓力降到幾乎為0。同時，軸承內(nèi)的局部最大壓力超過1 MPa，而不開槽軸承的局部最大壓力只有0.7 MPa。這是因為軸承內(nèi)水槽的存在導致軸承承載有效面積減小，導致局部最大壓力增大。

由圖3和圖5可以看出：（1）不開槽軸承內(nèi)的最小水膜厚度和局部最大壓力的位置不相同，局部最大壓力出現(xiàn)在最小水膜厚度前面某處；（2）開槽軸承由于水槽的存在，導致水槽處水膜無法形成，軸承表面的潤滑區(qū)域出現(xiàn)間斷區(qū)域，這個區(qū)域的分布位置和大小由水槽數(shù)目與寬度來決定。同時，由于水槽的存在使得軸承壓力變大，水膜厚度與不開槽軸承相比在減小。

4 長徑比對水潤滑軸承潤滑特性的影響

假設載荷為0.3 MPa，轉速變化范圍為1～10 m/s，軸承內(nèi)徑一定時，計算不同長徑比下軸承性能的差異，計算結果如圖6、圖7所示。

由圖6、圖7可以看出：（1）相同長徑比的軸承，隨著轉速的提高，最大水膜壓力減小，最小水膜厚度變大；（2）在相同的轉速下，軸承內(nèi)徑一定時，隨著長徑比的變大，最大水膜壓力和最小水膜厚度并不是呈現(xiàn)單調(diào)性變化。在長徑比達到1之前，最大水膜壓力隨著長徑比的變大而減小，最小水膜厚度隨著長徑比的變大而變大；長徑比為1時，最大水膜壓力最小，最小水膜厚度最大；長徑比大于1時，最大水膜壓力隨著長徑比的變大而變大，最小水膜厚度則隨著長徑比的變大而減小。

5 結論

上述計算結果表明，帶軸向槽與不帶軸向槽的水潤滑軸承相比，其承載能力有較大差異：

（1）軸向開槽水潤滑徑向軸承壓力分布不連續(xù)，水槽處壓力降低為0，槽與槽之間的水膜厚度和壓力分布滿足Reynolds分布；

（2）軸承開槽后承載力降低，在同樣載荷下局部壓力增大，對水膜的形成產(chǎn)生影響；

（3）軸承的長徑比與軸承的壓力分布和水膜厚度不呈單調(diào)性變化，軸承在長徑比為1時，最大水膜壓力最小，最小水膜厚度最大，此時的潤滑性能較好。

參考文獻

[1]周小林， 趙高暉， 王國欽等.水潤滑尾軸承負載能力的分析[J] .上海理工

大學學報， 2004， 4（4）.

[2] 劉宇.高分子材料水潤滑尾軸承數(shù)值計算及試驗研究[D].武漢理工大

學，2010.

[3] Bhushan B.葛世榮譯.摩擦學導論[M].機械工業(yè)出版社，2006.

[4]Bhushan B. Principles and Applications of Tribology [M].Wiley， New York，

1999.

[5]張直明.滑動軸承的流體動力潤滑理論 [M].高等教育出版社，1986.