王立新 張玉環(huán)

(鄭州大學(xué)機械與動力工程學(xué)院 河南鄭州 450001)

油腔式動靜壓滑動軸承是基于動靜壓混合作用式的工作原理[1]。對于該類型軸承的油腔結(jié)構(gòu)設(shè)計目的是充分利用動壓效應(yīng)和靜壓效應(yīng)[2]。

徑向動靜壓滑動軸承的油腔結(jié)構(gòu)形式有很多，從油腔布置形式看，有螺旋槽軸承和人字型螺旋槽軸承[3-4]；從油腔形狀看，主要有矩形油腔、門型油腔、回形油腔及它們的組合形式、油槽型油腔、角向小孔結(jié)構(gòu)等[5-6]；按回油方式分，主要有無周向回油槽軸承、腔內(nèi)孔式回油等[2,7]；從油腔面積方面看，主要有等面積油腔和不等面積油腔[2]；從油腔數(shù)量看，有三腔、四腔等[7]；從油腔的深度看，主要有淺腔、階梯腔動靜壓軸承[7-8]等；從油腔與非油腔式軸承的組合看，有深淺腔的圓柱浮環(huán)動靜壓軸承[9]、具有動壓楔面的靜壓腔[10]及具有靜壓進油口的動靜壓軸承[11]等。

如何利用已經(jīng)研究出來的豐富軸承油腔結(jié)構(gòu)知識提出一套根據(jù)設(shè)計工況要求進行創(chuàng)新的方法具有理論和實用價值，而TRIZ為解決該問題提供了一種可能渠道。

TRIZ理論是以蘇聯(lián)著名發(fā)明家阿奇舒勒為首的研究機構(gòu)對大量高水平專利進行分析歸納并綜合多學(xué)科領(lǐng)域知識后提出的。TRIZ理論在經(jīng)過多年的發(fā)展后，形成了一套解決發(fā)明問題、產(chǎn)品創(chuàng)新問題等的九大經(jīng)典理論體系[12]。其中TRIZ理論提供的沖突解決原理已在產(chǎn)品創(chuàng)新設(shè)計過程中得到廣泛應(yīng)用。劉志峰等[13]把其沖突解決原理應(yīng)用在產(chǎn)品零部件間連接結(jié)構(gòu)的可拆卸方面,并取得一定的創(chuàng)新設(shè)計成果。CEMPEL[14]通過應(yīng)用 TRIZ 的沖突矩陣確定影響機器狀態(tài)的關(guān)鍵參數(shù)，分析機械振動系統(tǒng)的運行狀態(tài)。夏文涵等[15]利用沖突解決原理實現(xiàn)對不同直徑管道的自適應(yīng)檢測機器人模塊的產(chǎn)品創(chuàng)新設(shè)計。

本文作者在基于油腔式滑動軸承性能研究知識的基礎(chǔ)上，利用TRIZ沖突解決原理，提出了一種結(jié)構(gòu)創(chuàng)新設(shè)計的方法。

1 油腔結(jié)構(gòu)創(chuàng)新設(shè)計方法

由工作原理知，動靜壓滑動油腔結(jié)構(gòu)設(shè)計首先要滿足的條件為正常工作時能充分發(fā)揮靜壓效應(yīng)和動壓效應(yīng)，這可通過油膜的潤滑性能間接體現(xiàn)；其次，考慮軸瓦結(jié)構(gòu)的制造成本，可以從油腔結(jié)構(gòu)的工藝性來體現(xiàn)。

由油腔結(jié)構(gòu)設(shè)計要滿足的條件可得其相應(yīng)設(shè)計屬性及屬性要求如表 1所示。

表1 設(shè)計屬性及屬性要求

考慮改善這些油腔結(jié)構(gòu)的設(shè)計屬性是該類軸承油腔結(jié)構(gòu)設(shè)計的實質(zhì)。利用TRIZ沖突解決原理進行油腔結(jié)構(gòu)創(chuàng)新設(shè)計時， 首先需要探究油腔結(jié)構(gòu)的設(shè)計屬性與TRIZ工程參數(shù)的映射關(guān)系。受綠色特性與TRIZ工程參數(shù)關(guān)聯(lián)表的建立方法[16]的啟發(fā)，可將油腔結(jié)構(gòu)設(shè)計屬性與TRIZ的48個工程參數(shù)[17]關(guān)聯(lián)起來，其中48個工程參數(shù)如表 2所示。比如承載力是根據(jù)實際工況從大小和方向來度量的。其大小是通過油膜的合力來體現(xiàn)，油膜力可以用單位面積上的壓力值來度量，故承載力大小可用TRIZ工程參數(shù)表19號壓力來對應(yīng)；不同工況或同一工況下軸承的承載力方向會發(fā)生變化，相應(yīng)的油膜力要能適應(yīng)外在環(huán)境的變化，故承載力的方向可與TRIZ工程參數(shù)表中32號適應(yīng)性相關(guān)聯(lián)。由于篇幅限制其他設(shè)計屬性與TRIZ工程參數(shù)的關(guān)聯(lián)關(guān)系在這里不再贅述。油腔結(jié)構(gòu)設(shè)計屬性與TRIZ工程參數(shù)的關(guān)聯(lián)如表 3所示。

表2 TRIZ工程參數(shù)

表3 油腔結(jié)構(gòu)設(shè)計屬性與TRIZ工程參數(shù)關(guān)聯(lián)

明確工程參數(shù)后，要判斷是哪種類型矛盾。如果是技術(shù)矛盾，查矛盾矩陣表找相應(yīng)的發(fā)明原理；如果是物理矛盾，利用分離原理，之后尋求相應(yīng)的發(fā)明原理。發(fā)明原理是高度抽象的且是面向人的，故能否有效對產(chǎn)品進行改進或創(chuàng)新設(shè)計，是因人的知識水平和經(jīng)驗決定的，這樣導(dǎo)致對不同經(jīng)驗和水平的設(shè)計者，有一定的操作限制。為了打破這種限制，文中分析現(xiàn)有油腔結(jié)構(gòu)對其潤滑性能的研究知識，總結(jié)出對油腔結(jié)構(gòu)設(shè)計主要可以從利用油腔結(jié)構(gòu)在軸瓦上的空間分布資源及油流在特定油腔結(jié)構(gòu)隨轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動帶來的差動資源來滿足油腔結(jié)構(gòu)設(shè)計的要求，進而明確油腔結(jié)構(gòu)設(shè)計創(chuàng)新的角度，這樣能利用現(xiàn)有研究知識把高度抽象的發(fā)明原理具體化。

由油腔結(jié)構(gòu)對該類型軸承的潤滑性能研究知識得到的油腔結(jié)構(gòu)設(shè)計創(chuàng)新角度如表 4所示。

表4 油腔結(jié)構(gòu)創(chuàng)新設(shè)計角度

利用TRIZ理論進行該類軸承油腔結(jié)構(gòu)設(shè)計的流程如圖 1所示。

圖1 油腔結(jié)構(gòu)創(chuàng)新設(shè)計流程

2 油腔式動靜壓滑動軸承的創(chuàng)新設(shè)計

2.1 問題陳述

由文獻[18]對軸頸傾斜工況下滑動軸承的理論分析，隨著傾斜角增大，越靠近端面的軸承與軸頸之間的間隙越小，間隙過小，會導(dǎo)致軸瓦與軸頸直接接觸，發(fā)生嚴重事故。

傾斜角增大，最小油膜厚度值越小，最大油膜壓力增加明顯且摩擦功耗和溫升加大。如果2種軸承，幾何尺寸相近，工況條件相同，在同一偏心率下，油膜承載力越大，則能說明在同一外載荷下，其沿軸向最小油膜厚度就越大，相應(yīng)地越靠近端面的軸承與軸頸接觸摩擦風(fēng)險就會降低。

2.2 創(chuàng)意生成與方案確定

故在該工況下，該類型軸承首要改善的設(shè)計屬性為承載力值、溫度和摩擦功耗。文中以經(jīng)典高速四腔軸承結(jié)構(gòu)為對比對象，考慮到新油腔結(jié)構(gòu)會變復(fù)雜，相應(yīng)地其工藝性會變差。查關(guān)聯(lián)表 3，為了聚焦發(fā)明原理，可以把溫度和摩擦功耗設(shè)計屬性統(tǒng)一歸為能量的損耗，承載力值對應(yīng)為壓力。故有三對技術(shù)矛盾為No19—No39,No27—No39和No14—No39，即如果油膜壓力增加、溫升降低，軸的轉(zhuǎn)速提高，則油膜的潤滑性能得到提升，但油腔的結(jié)構(gòu)會變得復(fù)雜，故查TRIZ矛盾矩陣表得發(fā)明原理編號分別為2、1、35、17、16、31、8，10、14、35、1、29、30和35、13、28、1、8、29、17。這些發(fā)明原理編號對應(yīng)的發(fā)明方法如表 5所示。

表5 發(fā)明原理

為了再次聚焦發(fā)明原理，取出現(xiàn)頻率高的發(fā)明原理，同時考慮油腔結(jié)構(gòu)設(shè)計創(chuàng)新角度得1、17、35號發(fā)明原理更具實用性。綜合發(fā)明原理及油腔創(chuàng)新角度后，可生成的創(chuàng)意如表 6所示。

表6 油腔結(jié)構(gòu)設(shè)計創(chuàng)意

根據(jù)以上創(chuàng)意，為了使軸承加工工藝性盡量好，選取創(chuàng)意方案為6個深淺腔雙排交錯布置的動靜壓滑動軸承。

四腔和六腔交錯布置的內(nèi)部油腔結(jié)構(gòu)沿軸向展開示意圖如圖2和圖3所示。

圖2 四腔動靜壓滑動軸承油腔結(jié)構(gòu)

圖3 六腔動靜壓滑動軸承油腔結(jié)構(gòu)

文中選取一種具有代表性的四腔滑動軸承幾何尺寸。為了使?jié)櫥阅芫哂锌杀刃裕檩S承設(shè)計手冊并對部分六腔軸承尺寸做修改，得它們的結(jié)構(gòu)尺寸如表7所示。

表7 四腔、六腔軸瓦幾何尺寸

2.3 性能分析

與差分法或有限元法相比，采用計算流體動力學(xué)方法即CFD軟件對N-S動量方程直接進行求解，考慮了油膜曲率、徑向流程變化及慣性項等因素的影響，其適用范圍更廣。文中用ICEM分別對四腔、六腔滑動軸承油膜進行網(wǎng)格劃分并檢查和保證網(wǎng)格質(zhì)量，用FLUENT仿真分析其性能。

2.3.1 計算模型假設(shè)

(1)潤滑油與軸頸和軸瓦之間無相對滑動；

(2)潤滑油為絕熱流動；

(3)不考慮軸頸與軸瓦的熱變形；

(4)滑動軸承內(nèi)部的流體不可壓縮且其流態(tài)為三維定常流動；

(5)軸徑傾斜后，軸的橫截面形狀和大小不發(fā)生改變，軸承的間隙變化僅取決于軸在軸承內(nèi)的位置；

(6)滑動軸承傾斜軸頸的軸心線的中點位于軸瓦的軸向中心面上。

2.3.2 求解控制模型

故由模型假設(shè)可得其控制方程為

式中：v為速度矢量；ρ為潤滑油密度；μ為潤滑油動力黏度；fb為體積力項；p為流體微元體上的壓力；T為溫度;cp是比熱容；κ是流體的傳熱系數(shù);ST是黏性耗散項。

2.3.3 有限元模型建立

在CREO中建立油膜實體，并把模型導(dǎo)入ANSYS ICEM CFD中，采用O-Block塊對油膜模型進行網(wǎng)格劃分。其中進油孔和油膜厚度部位的局部放大如圖 4和圖 5所示。

圖4 油孔過渡區(qū)的網(wǎng)格劃分

圖5 油膜厚度方向局部放大

2.3.4 計算條件確定

四腔軸承為4個深腔進油口進油，六腔為6個深腔進油口進油，其他條件一樣，即邊界采用壓力入口，油腔入口壓力為ps=1 MPa，入口溫度T=298 K；出油口為軸承的2個端面，邊界條件采用壓力出口，與外界環(huán)境壓力相等，壓力為0.101 325 MPa；其他部分均為壁面邊界。潤滑油的密度為895 kg/m3。

2.3.5 求解結(jié)果及分析

在傾斜角為0.004，偏心率為0.6，并保持不變的情況下，改變軸頸的旋轉(zhuǎn)速度，得到四腔和六腔結(jié)構(gòu)軸承在不同轉(zhuǎn)速下油膜的承載力和溫升變化情況，分別如圖6和圖7所示。通過對比，可以看出在轉(zhuǎn)速不大于15 000 r/min情況下，最高溫度值是六腔結(jié)構(gòu)略大于四腔結(jié)構(gòu)，其溫度差值最大為24 K，但六腔結(jié)構(gòu)的承載力比四腔結(jié)構(gòu)略有提升。超過15 000 r/min轉(zhuǎn)速后，六腔結(jié)構(gòu)油膜最高溫度與四腔結(jié)構(gòu)相差仍不大(其溫度差值最大為27 K)，但六腔結(jié)構(gòu)的承載力已明顯大于四腔結(jié)構(gòu)，且隨轉(zhuǎn)速的增大兩者的承載力差值越大，承載力最大差值為3 330 N。故在高轉(zhuǎn)速下，六腔結(jié)構(gòu)承載力大于四腔結(jié)構(gòu)，且隨轉(zhuǎn)速增加兩者的差值有增大趨勢。

圖6 四、六腔軸承油膜承載力隨轉(zhuǎn)速的變化

圖7 四、六腔軸承油膜最高溫度隨轉(zhuǎn)速的變化

3 結(jié)論

(1)以前人對徑向動靜壓滑動軸承的油腔結(jié)構(gòu)和性能研究知識為基礎(chǔ)，通過明確油腔結(jié)構(gòu)設(shè)計屬性，總結(jié)油腔結(jié)構(gòu)可創(chuàng)新的角度，在TRIZ理論指導(dǎo)下，把結(jié)構(gòu)設(shè)計屬性映射為工程參數(shù)，進而建立起它們之間的關(guān)聯(lián)，并利用矛盾矩陣表查找相應(yīng)的發(fā)明原理并結(jié)合油腔可創(chuàng)新的角度，把高度抽象的發(fā)明原理具體化，進而提出該類軸承油腔結(jié)構(gòu)創(chuàng)新設(shè)計創(chuàng)意。這為有效利用軸承結(jié)構(gòu)研究知識指導(dǎo)軸承油腔結(jié)構(gòu)創(chuàng)新設(shè)計提供了一種新的方法。

(2)對油腔式動靜壓滑動軸承進行創(chuàng)新設(shè)計，得到6個深淺腔雙排交錯布置的創(chuàng)意方案。在一定轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，比較了同一傾斜角和偏心率的四腔和六腔結(jié)構(gòu)的動靜壓滑動軸承的承載性能，證明六腔動靜壓滑動軸承的承載性能優(yōu)于四腔動靜壓滑動軸承，驗證設(shè)計方案的正確性，表明以TRIZ理論為指導(dǎo)，利用前人對液體油腔式徑向動靜壓滑動軸承結(jié)構(gòu)與性能分析的研究知識對油腔結(jié)構(gòu)進行改進創(chuàng)新是可行的。