李波，劉清蟬，林聰，楊明，曹敏，李仕林，林中愛

(1. 云南電網(wǎng)有限責(zé)任公司 電力科學(xué)研究院，云南 昆明 650217； 2. 中國(guó)南方電網(wǎng)公司 電能計(jì)量重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，云南 昆明 650217)

0 引言

滑動(dòng)軸承是機(jī)械傳動(dòng)過程中的一個(gè)重要部件，并且在航海領(lǐng)域、航空航天領(lǐng)域都有著較多的應(yīng)用。 軸承性能的好壞主要取決于軸承的潤(rùn)滑性能，時(shí)至今日，軸承的潤(rùn)滑吸引了較多的專家和學(xué)者進(jìn)行研究，并涌現(xiàn)出較多的研究成果。張勝倫等人考慮瞬態(tài)沖擊和彈性變形對(duì)滑動(dòng)軸承特性與動(dòng)力學(xué)響應(yīng)進(jìn)行了研究[1]；董寧等人研究了考慮固體顆粒和粗糙度的水潤(rùn)滑飛龍軸承熱彈流潤(rùn)滑性能[2]；侯夢(mèng)琪等人對(duì)動(dòng)載徑向滑動(dòng)軸承流體潤(rùn)滑的性能進(jìn)行了分析[3]；雷渡民等人研究了表面織構(gòu)對(duì)滑動(dòng)軸承混合潤(rùn)滑特性的影響[4]；向建華等人研究了軸頸圓度誤差對(duì)滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑性能的影響[5]；黎偉等人對(duì)多瓦可傾瓦徑向滑動(dòng)軸承進(jìn)行了熱彈流潤(rùn)滑分析[6]；胡冬良等人研究了動(dòng)壓滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑狀態(tài)與磨損[7]；王小靜等人基于復(fù)合型紊流潤(rùn)滑理論對(duì)徑向滑動(dòng)軸承紊流潤(rùn)滑性能進(jìn)行了研究[8]；邵正宇等人對(duì)液體動(dòng)力潤(rùn)滑徑向滑動(dòng)軸承進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)[9]；陳凌珊等人研究了軸承彈性變形對(duì)動(dòng)載滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑狀況的影響[10]。雖然專家學(xué)者對(duì)軸承的潤(rùn)滑特性的研究逐年增加，但是大都集中在考慮表面微織構(gòu)、彈性變形及潤(rùn)滑方式等方面的影響，關(guān)于對(duì)滑動(dòng)軸承的空穴遷移對(duì)潤(rùn)滑性能的影響尚且較少。因此，本文以動(dòng)壓滑動(dòng)軸承為研究對(duì)象，探究滑動(dòng)軸承的氣穴效應(yīng)對(duì)潤(rùn)滑性能的影響，必將推動(dòng)滑動(dòng)軸承的潤(rùn)滑性能的發(fā)展。

1 滑動(dòng)軸承理論模型構(gòu)建

本文研究的對(duì)象為動(dòng)壓滑動(dòng)軸承，其結(jié)構(gòu)模型如圖1所示。動(dòng)壓滑動(dòng)軸承的主要工作原理為軸和軸承之間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)帶動(dòng)潤(rùn)滑介質(zhì)進(jìn)入由兩個(gè)相對(duì)滑動(dòng)的表面形成油膜間隙，從而使得軸和軸承能夠被油膜分割開，避免硬接觸，從而提高軸承的潤(rùn)滑效果和軸承的使用壽命。

圖1 動(dòng)壓滑動(dòng)軸承結(jié)構(gòu)

滑動(dòng)軸承的潤(rùn)滑特性是其承載過程中的一個(gè)重要屬性，考慮潤(rùn)滑介質(zhì)具有一定的粘溫粘壓和密溫密壓特性，因此，準(zhǔn)確地建立動(dòng)壓滑動(dòng)軸承的潤(rùn)滑模型就顯得尤為重要[11-12]。彈流潤(rùn)滑是描述具有粘溫粘壓和密溫密壓特性潤(rùn)滑介質(zhì)的潤(rùn)滑性能的最準(zhǔn)確模型，因此，建立動(dòng)壓滑動(dòng)軸承的彈流潤(rùn)滑模型如圖2所示。

圖2 彈流潤(rùn)滑模型

圖2中，R1和R2分別表示軸和軸承內(nèi)孔的半徑，R為等效曲率半徑，U1和U2分別表示軸和軸承的線速度，將相對(duì)運(yùn)動(dòng)進(jìn)行簡(jiǎn)化后固定U2為0。

彈流潤(rùn)滑求解過程較為復(fù)雜，忽略溫升，建立準(zhǔn)確的雷諾方程、膜厚方程、流速方程、載荷方程、密壓方程及粘壓方程就顯得尤為重要。根據(jù)動(dòng)壓潤(rùn)滑基本理論和彈流潤(rùn)滑模型建立上述方程如式(1)。

Reynolds方程：

(1)

式中，h為油膜厚度，ρ為潤(rùn)滑介質(zhì)密度，η為潤(rùn)滑介質(zhì)的粘度。

膜厚方程：

(2)

(3)

式中，h0為中心膜厚，E′為綜合彈性模量，E1和E2分別表示軸和軸承的彈性模量，ν1和ν2為軸和軸承的泊松比。

流速方程：

(4)

載荷方程：

(5)

密壓方程：

(6)

粘壓方程：

η=η0exp((lnη0+9.67)((1+5.1×10-9p)z0-1))

(7)

式中，p為油膜壓力，z0為雷諾粘壓系數(shù)。

2 彈流潤(rùn)滑數(shù)值分析

根據(jù)上述所建立的彈流潤(rùn)滑的數(shù)學(xué)模型對(duì)氣穴效應(yīng)下的滑動(dòng)軸承的潤(rùn)滑性能進(jìn)行分析，得到如下結(jié)果。

圖3描述了不同載荷下的滑動(dòng)軸承的潤(rùn)滑壓力和膜厚分布圖，載荷的大小在氣穴的界面轉(zhuǎn)移過程中起著重要的作用。通過圖3可以看出：入口區(qū)的油膜壓力隨著載荷的增大而減小，出口區(qū)則相反；但是油膜厚度始終與載荷的大小呈現(xiàn)出負(fù)相關(guān)，載荷越大，油膜厚度則越小。

軸與軸承的相對(duì)轉(zhuǎn)速也是影響動(dòng)壓滑動(dòng)軸承的氣穴效應(yīng)的重要因素之一，因此，轉(zhuǎn)速對(duì)彈流潤(rùn)滑的壓力和膜厚的影響的研究就顯得尤為重要。圖4描述了不同轉(zhuǎn)速下的壓力和膜厚的分布圖。通過圖4可以看出：壓力峰值隨著無(wú)量綱轉(zhuǎn)速的增大而減小，這是由于轉(zhuǎn)速增大導(dǎo)致膜厚增大，故而相應(yīng)的壓力就會(huì)減?。蝗肟趨^(qū)的壓力與轉(zhuǎn)速之間呈現(xiàn)出明顯的正相關(guān)，出口區(qū)轉(zhuǎn)速對(duì)壓力的影響不大[13]；膜厚與轉(zhuǎn)速之間在任何位置都呈現(xiàn)出了明顯的正相關(guān)，轉(zhuǎn)速越大，油膜壓力也相應(yīng)的越大，此時(shí)，軸承的承載能力增強(qiáng)，氣穴較少。

圖3 不同載荷下的壓力和膜厚分布圖

圖4 不同轉(zhuǎn)速下的壓力和膜厚分布圖

氣穴效應(yīng)是由于相對(duì)運(yùn)動(dòng)中產(chǎn)生的氣泡的游動(dòng)產(chǎn)生的，氣穴效應(yīng)的存在一定程度上改變著滑動(dòng)軸承的潤(rùn)滑性能，氣穴的尺寸和位置是描述氣穴效應(yīng)的重要指標(biāo)。圖5描述了氣穴在不同位置時(shí)的壓力和膜厚的分布圖。通過圖5可以看出：隨著氣穴的位置由入口區(qū)向出口區(qū)移動(dòng)，接觸區(qū)的壓力值逐漸增大；二次壓力峰的位置隨著氣穴位置的移動(dòng)而右移，并且壓力峰數(shù)值變大；膜厚呈現(xiàn)出的趨勢(shì)與壓力相反，隨著氣穴位置向出口區(qū)移動(dòng)，膜厚數(shù)值逐漸減小。離軸承的楔形間隙越近，越容易使得顆粒接觸區(qū)周圍流入的潤(rùn)滑劑減少，膜厚變薄。

圖5 氣穴處于不同位置的壓力和膜厚分布圖

圖6描述了不同氣穴尺寸對(duì)滑動(dòng)軸承的潤(rùn)滑壓力及膜厚的影響關(guān)系。通過圖6可以看出：油膜的壓力與氣穴尺寸之間呈現(xiàn)出明顯的正相關(guān)，氣穴范圍的半徑越大，油膜壓力相應(yīng)越大，并且接觸區(qū)的壓力波動(dòng)幅值越大；膜厚與氣穴范圍尺寸之間呈現(xiàn)出明顯的負(fù)相關(guān)，氣穴尺寸越大，油膜厚度越小，軸承的承載能力變差。

3 結(jié)語(yǔ)

1) 入口區(qū)的油膜壓力隨著載荷的增大而減小，出口區(qū)則相反；但是油膜厚度始終與載荷的大小呈現(xiàn)出負(fù)相關(guān)，載荷越大，油膜厚度則越小。入口區(qū)的壓力與轉(zhuǎn)速之間呈現(xiàn)出明顯的正相關(guān)，出口區(qū)轉(zhuǎn)速對(duì)壓力的影響不大；膜厚與轉(zhuǎn)速之間在任何位置都呈現(xiàn)出了明顯的正相關(guān)，轉(zhuǎn)速越大，油膜壓力也相應(yīng)的越大。

圖6 氣穴尺寸不同時(shí)壓力和膜厚的分布圖

2) 隨著氣穴的位置由入口區(qū)向出口區(qū)移動(dòng)，接觸區(qū)的壓力值逐漸增大；二次壓力峰的位置隨著氣穴位置的移動(dòng)而右移，并且壓力峰數(shù)值變大；膜厚呈現(xiàn)出的趨勢(shì)與壓力相反；油膜的壓力與氣穴尺寸之間呈現(xiàn)出明顯的正相關(guān)，氣穴范圍的半徑越大，油膜壓力相應(yīng)越大，并且接觸區(qū)的壓力波動(dòng)幅值越大。