劉琳輝，王曉紅，張曉旭

(中國(guó)船舶重工集團(tuán)公司第七〇三研究所，黑龍江 哈爾濱 150036)

不同布置方向?qū)蓛A瓦軸承性能的影響

劉琳輝，王曉紅，張曉旭

(中國(guó)船舶重工集團(tuán)公司第七〇三研究所，黑龍江 哈爾濱 150036)

研究了3種不同布置方向?qū)蓛A瓦軸承油膜溫度、承載力、功耗及動(dòng)態(tài)系數(shù)等性能的影響。計(jì)算聯(lián)立求解雷諾方程、能量方程及溫粘方程，應(yīng)用數(shù)值解法求出軸承壓力和溫度分布，進(jìn)而求出軸承靜態(tài)性能、軸承剛度和阻尼。理論計(jì)算結(jié)果表明：載荷在瓦塊上時(shí)，承載能力最大，功耗最小，但需要的供油量最大；對(duì)主剛度Kxx影響較大；載荷作用在瓦塊前部時(shí)，交叉剛度也不再為0。在軸承試驗(yàn)臺(tái)上，對(duì)可傾瓦軸承不同布置方向?qū)τ湍囟鹊挠绊戇M(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證，理論和試驗(yàn)趨勢(shì)一致，油膜最高溫度差最大達(dá)到8.8 ℃。

可傾瓦軸承；不同布置方向；性能；試驗(yàn)

0 引 言

在高速旋轉(zhuǎn)機(jī)械中，容易發(fā)生半速渦動(dòng)和油膜振蕩，為了提高系統(tǒng)穩(wěn)定性，經(jīng)常采用可傾瓦軸承，可傾瓦軸承瓦塊常取3～5塊，瓦塊的底面是弧面或球面，瓦塊可在軸承孔中自由擺動(dòng)，可傾瓦軸承的結(jié)構(gòu)復(fù)雜多樣，對(duì)于齒輪箱軸承，同一軸承在不同工況下，承載力方向不同，相當(dāng)于軸承的布置方向不同，不同布置方向?qū)π阅艿挠绊懸?guī)律對(duì)設(shè)計(jì)至關(guān)重要。

隨著可傾瓦軸承的廣泛應(yīng)用，對(duì)其性能影響因素研究的較多，王永亮等[1]研究了可傾瓦軸承瓦塊擺動(dòng)特性；譚召生[2]研究了可傾瓦軸承的加工與裝配；Simmons，J.[3]對(duì)直徑為200 mm偏心支承的可傾瓦軸承進(jìn)行性能試驗(yàn)研究；Nicholas，J.C.[4]研究了可傾瓦軸承設(shè)計(jì)。本文主要探討了同一尺寸可傾瓦軸承不同布置方向?qū)S承油膜溫度、承載力、功耗及動(dòng)態(tài)系數(shù)等性能的影響，在軸承試驗(yàn)臺(tái)上，對(duì)軸承3種布置方向下軸瓦溫度進(jìn)行測(cè)量，為今后滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)提供參考。

1 基本方程

計(jì)算應(yīng)用基本方程[5]：雷諾方程、能量方程及溫粘關(guān)系方程，計(jì)算時(shí)由于布置方向不同，承載區(qū)域及相關(guān)邊界條件都會(huì)相應(yīng)變化。

1.1 雷諾方程

靜態(tài)載荷時(shí)，可傾瓦軸承的雷諾方程的無(wú)量綱形式為：

其中：p為油膜壓力；R為軸頸半徑；L為軸承寬度；εim為偏心率；hi為油膜厚度；Rx，Rz為紊流因子；為潤(rùn)滑油的粘度；Φ，λ分別為軸承的周向，軸向坐標(biāo)。

1.2 能量方程

能量方程無(wú)量綱形式：

1.3 溫粘方程

用指數(shù)函數(shù)的形式列出溫粘方程來(lái)近似地替代溫粘關(guān)系。溫粘方程無(wú)量綱形式：

其中：A，B 為溫粘方程的待定系數(shù)，用最小二乘法計(jì)算。

2 計(jì)算實(shí)例結(jié)果分析

軸承參數(shù)：軸承直徑D=100 m，寬度L=90 mm，間隙比ψ=0.001 5，載荷10 000 N，中心支撐。

軸承瓦塊包角為50°，預(yù)負(fù)荷m=0.35，軸承布置如圖1～圖3所示。

2.1 軸承靜態(tài)性能

分別計(jì)算了軸承瓦塊3種布置方向，不同轉(zhuǎn)速下軸承靜態(tài)性能。圖4～圖7分別為不同布置方向?qū)S承油膜溫度、承載能力、功耗和流量的影響趨勢(shì)。其中，承載能力用同一載荷下偏心率大小表示。

圖1 布置方向（1）載荷在瓦塊Fig. 1 Load between two pads arrangement direction (1)

圖2 布置方向（2）載荷在瓦塊上Fig. 2 Load on the pad arrangement direction (2)

圖3 布置方向（3）載荷在瓦塊前部Fig. 3 Load on front pad arrangement direction (3)

從圖中可以看出，不同布置方向?qū)S承性能有一定的影響，規(guī)律不盡相同。在軸轉(zhuǎn)速為5 000 r/min和8 000 r/min時(shí)第1種到第3種布置方向，油膜最高溫度逐漸減小，而當(dāng)轉(zhuǎn)速11 000 r/min時(shí)，載荷在瓦塊上時(shí)油膜最高溫度最高。載荷在瓦塊上時(shí)，承載能力最大，功耗較小，但需要的供油量大。其中對(duì)承載能力的影響較明顯。

圖4 對(duì)最高油膜溫度的影響Fig. 4 Effect on maximum temperature of oil film

2.2 軸承的剛度和阻尼

分別計(jì)算了圖1～圖3中3種布置方向，不同轉(zhuǎn)速下軸承的八大動(dòng)態(tài)系數(shù)，即軸承剛度和軸承阻尼。計(jì)算結(jié)果列于表1和表2中，其中x軸、y軸選取布置圖所示。

從表1和表2中的軸承剛度值和阻尼值可以看出：

1）不同布置方向?qū)向和y向的主剛度的影響規(guī)律不同，載荷作用在瓦上比載荷作用在瓦間的y方向主剛度Kyy大，x方向主剛度Kxx規(guī)律正好相反，并且變化量較大，相差一個(gè)數(shù)量級(jí)，而作用在瓦塊前部時(shí)的主剛度值介于兩者之間；

2）交叉剛度Kxy和Kyx在第1種情況作用在瓦塊間和第2種作用在瓦塊上時(shí)為0，而作用在瓦塊前部時(shí)交叉剛度不再是0；

3）軸承阻尼值的變化規(guī)律與剛度的變化規(guī)律相一致。

3 軸承靜態(tài)性能的試驗(yàn)驗(yàn)證

為驗(yàn)證理論計(jì)算，對(duì)不同布置方向?qū)S承油膜溫度影響進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證，試驗(yàn)件及試驗(yàn)裝置如圖8和圖9所示。

3.1 試驗(yàn)裝置[6]

試驗(yàn)臺(tái)由電機(jī)驅(qū)動(dòng)，通過(guò)增速箱、膜片聯(lián)軸器與試驗(yàn)軸相聯(lián)，試驗(yàn)采用倒置式結(jié)構(gòu)，即試驗(yàn)軸有2個(gè)支持軸承支承，試驗(yàn)軸承及軸承座懸浮在試驗(yàn)軸上，實(shí)現(xiàn)自由加載。加載裝置應(yīng)用液壓加載，液壓缸頂起，通過(guò)5:1的杠桿，使得載荷增加到油壓載荷的5倍，加載部位在軸承座處，通過(guò)拉力傳感器與軸承座相連，實(shí)現(xiàn)加載和載荷測(cè)量。

表1 軸承剛度Tab. 1 Bearing stiffness

表2 軸承阻尼Tab. 2 Bearing damping

圖5 對(duì)承載能力的影響Fig. 5 Effect on loading capacity

圖6 對(duì)功耗的影響Fig. 6 Effect on power loss

圖7 對(duì)供油量的影響Fig. 7 Effect on oil feed

圖8 試驗(yàn)臺(tái)Fig. 8 Test bed

圖9 試驗(yàn)件Fig. 9 Test piece

3.2 試驗(yàn)方法

為實(shí)現(xiàn)不同布置位置轉(zhuǎn)換，需要調(diào)節(jié)周向定位銷的位置，實(shí)現(xiàn)了不同布置方向的模擬。其他試驗(yàn)參數(shù)均與計(jì)算保持一致。

3.3 試驗(yàn)結(jié)果分析

圖10～圖12中給出的試驗(yàn)溫度值是3個(gè)測(cè)點(diǎn)中的高值。由表3和圖5可知：試驗(yàn)數(shù)據(jù)與理論計(jì)算有所不同，高速時(shí)試驗(yàn)溫度高于計(jì)算溫度，較低速度時(shí)試驗(yàn)溫度低于計(jì)算溫度。變化趨勢(shì)與理論計(jì)算相似，在轉(zhuǎn)速為5 000 r/min和8 000 r/min時(shí)，第1種布置方式（載荷在軸瓦間）時(shí)軸承溫度高，當(dāng)轉(zhuǎn)速為11 000 r/min時(shí)，第2種布置方式（載荷在軸瓦上）軸承溫度更高。最高溫度差最大達(dá)到8.8 ℃。試驗(yàn)測(cè)得的不同布置方向下軸承測(cè)點(diǎn)油膜溫度差值大于理論計(jì)算差值。

圖10 載荷在瓦塊間測(cè)點(diǎn)溫度Fig. 10 Measuring point temperature of load between two pads

圖11 載荷在瓦塊上測(cè)點(diǎn)溫度Fig. 11 Measuring point temperature of load on the pad

圖12 載荷在瓦塊前部測(cè)點(diǎn)溫度Fig. 12 Measuring point temperature of load on front pad

表3 試驗(yàn)數(shù)據(jù)與理論數(shù)據(jù)對(duì)比

4 結(jié) 語(yǔ)

可傾瓦軸承隨著轉(zhuǎn)速的增加，軸承溫度、承載能力、功耗及流量均會(huì)有所增加；可傾瓦軸承瓦塊布置方向不同，對(duì)軸承性能有一定的影響，其中，對(duì)油膜溫度和承載能力影響較大，但在不同轉(zhuǎn)速下，影響規(guī)律不同。理論計(jì)算與試驗(yàn)結(jié)果趨勢(shì)一致；從理論計(jì)算看：可傾瓦軸承瓦塊布置方向不同，對(duì)軸承動(dòng)態(tài)性能影響比較明顯。設(shè)計(jì)時(shí)，建議根據(jù)應(yīng)用工況范圍合理選擇布置方式。

[1]王永亮,劉占生,譚召生.可傾瓦軸承瓦塊擺動(dòng)特性[J].哈爾濱工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào),2011,43(9):62–66.

WANG Yong-liang,LIU Zhan-sheng,TAN Zhao-sheng.Asway performance of tilting-pad bearing[J].Journal of Harbin Institute of Technology,2011,43(9):62–66.

[2]譚召生.可傾瓦軸承的加工與裝配[J].汽輪機(jī)技術(shù).2004,46(3):232–232.

TAN Zhao-sheng.Manufacture and assembled of tilting-pad bearing[J].Turbine technology.2004,46(3):232–232.

[3]SIMMONS J,LAWRENCE C.Performance experiments with a 200mm,offset pivot journal pad bearing,STLE Tribology Transactions,1996,39,969–973.

[4]NICHOLAS J C.Tilting pad bearing design[C]// Proceedings of the 23rd Turbomachinery Symposium,Texas A& M University,1994,179–194.

[5]張直明,等.滑動(dòng)軸承的流體動(dòng)力潤(rùn)滑理論[M].北京:高等教育出版社.1986.

ZHANG Zhi-ming,et al.Hydrodynamic lubrication theory of sliding bearing[M].Beijing:Higher Education Press,1986.

[6]胡朝陽(yáng),常山.大型徑向和推力滑動(dòng)軸承試驗(yàn)臺(tái)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與應(yīng)用[J].齊齊哈爾大學(xué)學(xué)報(bào),2005,21(1):79–82.

HU Chao-yang,CHANG Shan.Design and application of large radial and trust bearing test-bed[J].Journal of Qiqihar University,2005,21(1):79–82.

Effects of different arrangement directions on performance of tilting-pad

LIU Lin-hui, WANG Xiao-hong, ZHANG Xiao-xu
(The 703 Research Institute of CSIC, Harbin 150036, China)

The effects of three different arrangement directions on oil film temperature,loading capacity and power loss of tilting-pad bearings are studied in this article. The bearing pressure and temperature distribution are determined by establishing the Reynolds equation, energy equation and temperature viscosity equation and using numerical solution method, by which the static state performance of bearing, rigidity and damp of bearing are obtained. The results show that it has the maximum loading capacity and minimum power loss when the load is on the pad, but it needs the maximum capacity of oil and has a great effect on the principal stiffness Kxx. The cross stiffness is not nil any more when the load is on the front pad. This article demonstrates the effects of different arrangement directions of tilting-pad on the temperature of oil film by testing on the bearing test bed. The theory is consistent with the test trend. The maximum temperature difference of oil film is up to 8.8 at best.

tilting-pad bearings；different arrangement directions；performance；experiment

TH133.3

A

1672 – 7649(2017)10 – 0147 – 04

10.3404/j.issn.1672 – 7649.2017.10.029

2017 – 02 – 20

劉琳輝(1981 – )，男，高級(jí)工程師，主要從事機(jī)械設(shè)計(jì)工作。