鄢硯軍，吳新躍，徐慧慧，張 蒙

（1.海軍工程大學，武漢430033；2.武漢海翼科技有限公司，武漢430073）

0 引 言

圓柱徑向滑動軸承因其承載能力大、耐沖擊、工作平穩(wěn)可靠等特點而在大型艦船主軸和大型齒輪箱等高承載部位得到廣泛使用，是大型艦船軸系的關鍵零部件之一，它起到支撐和減少載荷摩擦的作用，其性能直接關系到艦船整體性能的發(fā)揮。隨著艦船向大型化發(fā)展，艦船滑動軸承朝著大推力高比壓的趨勢發(fā)展，其工況越來越惡劣。理想狀態(tài)下，軸承在完全油膜狀態(tài)下工作，磨損量極低，但在實際運行過程中，由于制造和安裝過程中的誤差，在啟動、停機和極端條件下、低速待機過程中將導致滑動軸承的混合膜潤滑和邊界潤滑狀態(tài)的出現(xiàn)，造成軸承磨損量加大，故障率增高，對滑動軸承的可靠運行和工作壽命造成了一定影響，嚴重時會使軸承失效，甚至引發(fā)安全事故。一些低速、重載和運行工況較為惡劣工作下的徑向滑動軸承，大多數(shù)都是因表面局部損傷導致整個軸系失效的，這就需要軸承具有較高承載力、運行穩(wěn)定性和耐磨性[1]。

研究表明，不同結構參數(shù)對圓柱徑向滑動軸承潤滑性能有較大影響，圍繞圓柱徑向滑動軸承結構參數(shù)的優(yōu)化設計已取得一定成效，而徑向滑動軸承接觸角對軸承運行性能的影響目前仍停留在經(jīng)驗階段，研究接觸角大小對徑向滑動軸承摩擦與潤滑影響規(guī)律具有十分重要的工程意義。

本文以某型艦中間軸徑向滑動軸承為研究對象，研究軸承在一定偏心位置時，接觸角變化對軸承潤滑性能的影響，并考慮空穴現(xiàn)象、流體流動狀態(tài)對軸承運行的影響。

1 徑向滑動軸承內流體計算模型的建立

1.1 軸瓦結構組成

本文研究的某型艦徑向滑動軸承為剖分式滑動軸承，由上瓦和下瓦組成，軸瓦表面澆筑有一層巴氏合金，初始巴氏合金層為外圓半徑214.6 mm，內圓半徑小于210 mm的薄壁圓柱，安裝前需要對軸瓦進行精加工和刮研處理。上瓦經(jīng)加工機床精加工成為內圓半徑210.6 mm，外圓半徑214.6 mm的半圓薄壁柱體，并在頂部中間位置開設有邊長為30 mm的正方形供油槽。下瓦經(jīng)粗刮、細刮成內圓210 mm，外圓214.6 mm的半圓薄壁圓柱，再經(jīng)精刮使軸頸與軸瓦達到規(guī)定的接觸要求，并在精刮結束前按規(guī)定接觸角刮出楔形區(qū)域。加工后模型夸大效果如圖1和圖2所示。

楔形區(qū)域[2]由兩段不規(guī)則的圓弧組成，幾何模型如圖3，其幾何模型參數(shù)含側向間隙[3]大小、圓弧形狀、軸瓦潤滑油楔內儲油點等。

滑動軸承接觸角是指軸承靜止時軸頸與軸瓦接觸面所對應的圓心角，如圖4所示，接觸面一般為在軸瓦最下端中間部位，兩邊互為對稱。接觸角所在區(qū)域與楔形區(qū)域緊密相聯(lián)，接觸角變化對滑動軸承的摩擦狀態(tài)轉化有很大的影響，接觸較小時，潤滑油容易到達承載區(qū)，但會使軸承局部壓強增加，加大磨損強度，接觸角過大時，潤滑油進入承載區(qū)速度慢，會影響液體油膜的形成，使動壓潤滑條件不容易形成。

1.2 徑向滑動軸承內流體模型

徑向滑動軸承內流體模型是滑動軸承轉動時軸頸與軸瓦之間的流體模型，軸瓦內表面為流體模型的外表面，軸頸外表面為流體的內表面。本文研究的滑動軸承為某型艦中間軸徑向滑動軸承，上瓦直徑421.2 mm，下瓦接觸部位直徑420 mm，側間隙0.3 mm，軸頸直徑420 mm，軸承寬度365 mm，接觸部位角度按本文參考的接觸角0°、60°、90°、100°、110°和120°進行建模，楔形區(qū)域內圓弧為一定偏心位置連接側間隙邊緣A點和接觸部位邊緣B點的半徑為210 mm圓弧，左側楔形區(qū)域圓弧偏心位置O′是分別以A點和B點為圓心，半徑為210 mm相交于圓點O附近的點，右側端楔形區(qū)域通過鏡像求得，流體外表面夸大效果如圖4所示；軸頸中心設為偏心坐標（-0.080.2），按軸頸直徑420 mm生成流體內表面，通過拉伸365 mm生成流體油膜部分模型。用UG建模軟件建立流體區(qū)域三維模型如圖5所示，分別將軸瓦內油膜體和供油槽潤滑油模型導入ICEM進行網(wǎng)格劃分。

1.3 網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格[4]劃分的結果直接影響仿真結果是否收斂和計算的準確性。網(wǎng)格過密將增大計算內存，對于內存較小的計算機會造成運算過慢，甚至死機；網(wǎng)格過疏，會造成計算結果不夠精確；考慮軸瓦內油膜體和供油槽油膜體結構特征不一樣，為提高網(wǎng)格質量，本文畫網(wǎng)格時采用軸瓦內油膜體和供油槽潤滑油先拆分劃網(wǎng)格、再融合的方式進行，均采用ICEM軟件畫四面體網(wǎng)格，單元格最大尺寸0.04 mm，軸瓦內油膜體采用2D平面‘O’型網(wǎng)格，在油膜厚度方向上加密4倍，生成二維平面網(wǎng)格后在軸向上進行拉伸20層生成三維網(wǎng)格，供油槽潤滑油網(wǎng)格采用3D‘O’型網(wǎng)格生成三維網(wǎng)格，最終網(wǎng)格數(shù)量為867986，網(wǎng)格結點1487952。融合后質量合格的流體網(wǎng)格如圖6所示。

1.4 Fluent控制方程

仿真分析中潤滑油膜邊界為軸頸與軸瓦表面，在一定位置下邊界條件相對固定，潤滑油在軸頸旋轉過程中由于潤滑油的粘力被強制引起流動，在采用FLUENT仿真油膜壓力分布中，其流體在運行中遵守質量守恒方程和動量守恒方程。

（1）質量守恒方程

徑向滑動軸承潤滑油是在軸承內狹小的間隙中運行，形成動壓潤滑時遵守質量守恒方程，即連續(xù)方程，方程為：式中：ρ為流體密度，t為時間，u為x方向上流體的流速，v為y方向上流體的流速，w為z方向上流體的流速，由于仿真中設定流體為不可壓縮，密度ρ為常數(shù)，質量守恒方程變?yōu)椋?/p>

此時方程為容積守恒。

（2）動量守恒方程

由于本文中潤滑油為牛頓型流體，仿真中設定了潤滑油黏度為定值，考慮不可壓縮的流體的動量守恒方程為：

式中：fx，fy和fz分別是單位質量流體上的質量力在x軸、y軸和z軸上的分量；τ是流體內應力張量。

1.5 模型假設及邊界條件

模型假設：

（1）徑向滑動軸承內潤滑油在軸承運轉中不斷被軸頸擠壓，從軸承進油口進入，兩端流出，由于潤滑油壓縮性極低，仿真中設定潤滑油為不可壓縮的流體。

（2）潤滑油粘性力遠大于慣性力，可忽略慣性力對軸頸的運動，流體在軸頸界面上與軸頸無相對運動，即貼于軸頸表面的流體速度與軸頸表面速度相同。

（3）本文研究滑動軸承潤滑油實際使用為多效鋰基脂，潤滑油密度825 kg/m3，潤滑油從供油槽入口進入，軸承兩端流出，流體流動狀態(tài)處于湍流與層流共存的狀態(tài)，設定為混流。

（4）潤滑油在被軸頸反復擠壓過程中，流體內部存在一定壓力差，空化現(xiàn)象不可避免，本文設定空穴壓力值[5]為72000 Pa。

（5）本文仿真為一定偏心率和偏心距位置下軸承油膜壓力分布，不考慮溫度和黏度變化對油膜壓力的影響，仿真條件中不求解能量方程。

邊界條件：潤滑油從進油口進入，供油口為壓力入口，壓力邊界為2 MPa，入口靜壓為大氣壓力，壓力邊界為95000 Pa，潤滑油從軸承兩端流出，軸承兩端面為壓力出口，壓力邊界為95000 Pa，考慮潤滑油粘性力遠大于慣性力，與軸頸接觸部分設置為旋轉面，速度為軸頸旋轉速度200 r/min，其他部分設置為壁面邊界。

2 仿真結果分析

本文研究的徑向滑動軸承[6]接觸角為0°、60°、90°、100°、110°和120°6 種結構參數(shù)在同等邊界條件下軸承油膜壓力、承載力及空化現(xiàn)象的模擬仿真，在出現(xiàn)優(yōu)化解的大概范圍后，以優(yōu)化解接觸角110°為中心每隔2°進行了細化分析，分別細化分析了接觸角為106°、108°、112°、114°和116°的模型。仿真計算采用Simple算法，設置松弛因子為0.5，連續(xù)方程收斂精度為0.000001，初始化后進行迭代運算，當?shù)M行200次后，油膜壓力值和計算殘差都已趨于平穩(wěn)，圖7為計算迭代收斂監(jiān)測圖。

2.1 油膜壓力場分布

計算結果收斂后,得到下圖所示仿真模擬結果。圖8中給出了接觸角從0°到120°6種不同結構參數(shù)的油膜壓力分布。

其最大油膜壓力同接觸角關系曲線如圖9所示。

由圖8可見，油膜壓力分布有非常明顯的高壓集中區(qū)域，最大油膜壓力主要集中在楔形收斂區(qū)域，低壓主要集中在發(fā)散區(qū)域，即楔形收斂區(qū)和發(fā)散區(qū)。正是由于發(fā)散區(qū)的低壓使得流體在流動中引起氣穴現(xiàn)象[7]，在收斂區(qū)油膜壓力迅速從低壓提高到最大油膜壓力峰值，隨后在發(fā)散區(qū)逐步降低到低壓狀態(tài)，對比圖8中6副不同接觸角下油膜壓力分布圖可以看出，隨著接觸角增加，油膜低壓覆蓋區(qū)域逐漸變大。從圖9可以看出徑向滑動軸承最大油膜壓力隨接觸角增大而增大，且增大趨勢逐步加大。

為增加對比效果，將轉速[8]設定為400 r/min，其油膜壓力分布如圖10所示。

最大油膜壓力同接觸角大小關系如圖11所示。

對比圖8和圖10、圖9和圖11可以看出，接觸角變化與油膜壓力分布、最大油膜壓力關系規(guī)律基本相同，低壓區(qū)域隨轉速增加在原有覆蓋區(qū)域上加深。

2.2 承載力

承載力[9]反映了滑動軸承在偏心位置時對載荷的承載能力，滑動軸承的不同結構參數(shù)[10]對軸承承載能力有一定影響，通過優(yōu)化滑動軸承結構參數(shù)[11]能提高軸承的承載能力，表1為不同接觸角時軸承承載能力參數(shù)，圖12和圖13分別給出了接觸角大小與Y軸方向承載力和X軸方向軸向力關系。

圖12可以看出，在一定偏心位置時，在接觸角為0°到90°區(qū)間徑向滑動軸承Y軸方向承載力成直線增加，在接觸角為90°到110°區(qū)間增加幅度下降，成平穩(wěn)增加趨勢，隨后在110°到120°區(qū)間，增長幅度有所增加。圖13可以看出X軸方向軸向力隨接觸角增大，其增大趨勢逐步加大。

表1 接觸角變化與承載力關系Tab.1 Relation between contact angle change and bearing capacity

2.3 細化分析

考慮Y軸方向承載力在接觸角為110°出現(xiàn)分歧，在接觸角110°附近可能出現(xiàn)最優(yōu)解，本文細化分析了接觸角為106°、108°、112°、114°和116°時軸承油膜性能參數(shù)。在相同工況下，不同接觸角下油膜壓力分布情況如圖14所示，其最大油膜壓力同接觸角關系曲線如圖15所示，承載力與接觸角關系如表2所示。

表2 接觸角變化與承載力關系Tab.2 Relation between contact angle change and bearing capacity

對應變化曲線關系如圖16和圖17所示。

從圖15可以看出，滑動軸承接觸角從106°開始Y軸方向承載力逐步加大，在116°時Y軸方向承載力達到最大，隨后開始小幅度降低；從圖14和圖15可以看出接觸角從106°開始最大油膜壓力和X軸方向軸向力逐步加大，在116°后加大趨勢更加明顯；由于徑向滑動軸承承載力主要由Y軸方向承載力決定，X軸方向軸向力加大后反而不利于軸承的平穩(wěn)，因此在重載低速時，接觸角為116°時徑向滑動軸承承載力最大。

2.4 氣相體積分數(shù)分布

氣相體積的分布反應了空穴現(xiàn)象的程度，在氣相體積分布區(qū)域形成了一定的空穴區(qū)域，空穴區(qū)域內充滿了高溫水蒸氣、氣泡和液體潤滑油的混合物，空穴區(qū)域壓力較低，空穴區(qū)域[12]內可能會產生因高溫水蒸氣破裂腐蝕軸瓦，潤滑油倒流影響潤滑性能等多種危害。圖18反應了軸承氣相體積分布和軸承接觸角大小的關系，從圖可以看出，氣穴現(xiàn)象范圍隨接觸角增加先快速增強后平穩(wěn)增強，影響位置逐步靠近收斂區(qū)域，軸承接觸角越大氣穴現(xiàn)象越嚴重，接觸角超過120°時容易引起氣泡向收斂區(qū)域擴散造成軸承故障。

3 結 論

本文利用UG NX建模軟件建立了一定偏心距下不同接觸角參數(shù)的潤滑油膜三維模型，利用ICEM劃分了油膜網(wǎng)格，利用流體動力仿真軟件FLUENT分析了徑向滑動軸承在接觸角變化與油膜壓力分布、承載力大小、氣相體積分布情況，得出了以下結論：

（1）相同工況下，隨接觸角的增加，最大油膜壓力和X軸方向軸向力逐漸增加，增加趨勢逐步加大。

（2）隨接觸角增加，Y軸方向承載力先直線增加，后平緩增加，在116°時達到最大，隨后平緩減小，由于軸承承載力主要在Y軸方向上，因此該型徑向滑動軸承通過分析得出接觸角為116°時承載力最大，接觸角超過116°時，會因油膜壓力或X軸方向軸向力過大影響軸承穩(wěn)定性能，選擇刮研接觸角時，可參考選擇接觸角為116°。

（3）氣穴程度隨接觸角增加先快速增強后平穩(wěn)增強，影響位置逐步靠近收斂區(qū)域，接觸角超過120°時容易引起氣泡向收斂區(qū)域擴散造成軸承故障。