鄭幫龍 雷澤勇 朱挺 陳泳清

摘要：流體動壓徑向滑動軸承以潤滑油為工作介質(zhì)實現(xiàn)重載轉(zhuǎn)子的潤滑，在重型和大型以及超大型機械中應(yīng)用廣泛。建立橢圓滑動軸承的徑向流體動壓滑動數(shù)值模型，通過Dyrobes軟件分析不同預(yù)負荷條件下橢圓滑動軸承對油膜剛度與阻尼、油膜壓力、Sommerfeld數(shù)和雷諾數(shù)、摩擦功耗的影響。分析表明適當?shù)脑黾宇A(yù)負荷能改善潤滑條件，第二油楔面的形成有利于增加轉(zhuǎn)子的穩(wěn)定性。上述分析結(jié)果對橢圓滑動軸承的設(shè)計提供了設(shè)計參考依據(jù)。

關(guān)鍵詞：承載能力;預(yù)負荷系數(shù);剛度與阻尼;Dyrobes

中圖分類號：O347.6? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文獻標識碼：A? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文章編號：1674-957X（2021）11-0054-03

0? 引言

在轉(zhuǎn)動機械的轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)中，除了轉(zhuǎn)子屬于轉(zhuǎn)動機械的核心部件外，軸承也是重要部件，其承擔著關(guān)鍵的支撐轉(zhuǎn)子作用，性能直接影響了系統(tǒng)的穩(wěn)定性。由于改動轉(zhuǎn)子參數(shù)難度較大，設(shè)計適用于系統(tǒng)的軸承對提高整個系統(tǒng)的穩(wěn)定性，有著較為重要的作用，同時滑動軸承的結(jié)構(gòu)簡單、承載能力大、壽命長的特點[1]，廣泛的運用于中大型電機、汽輪機等旋轉(zhuǎn)機械中。隨著電機、燃汽輪機的裝機容量不斷增大，對滑動軸承的承載要求不斷的提高，傳統(tǒng)的圓形滑動軸承由于形成的楔形動壓區(qū)域單一，瓦形并不能很好散失潤滑油摩擦熱等，限制了圓形徑向滑動軸承的發(fā)展，為了更好的滿足旋轉(zhuǎn)機械裝機容量的大型化，一種通過改變圓形瓦形狀的橢圓瓦在實際中得到應(yīng)用?，F(xiàn)通過Dyrobes軟件建立流體動壓模型，研究不同預(yù)負荷條件下橢圓滑動軸承的靜動特性。

1? 數(shù)值計算模型建立

1.1 幾何模型的建立

計算所用橢圓滑動軸承的幾何模型如圖1所示，以某38兆瓦異步電機橢圓滑動軸承為基本設(shè)計參數(shù)，軸頸轉(zhuǎn)速為1496rpm，軸頸名義半徑為335mm，相對間隙為0.8‰，徑向載荷為123448N，供油油溫為40℃。實際的軸承與軸瓦相對間隙很小，為了解釋說明，滑動軸承的相對間隙進行了夸大處理。圖1（a）為橢圓滑動軸承幾何參數(shù)。圖1（b）為橢圓瓦流體動壓潤滑軸承的二維油壓分布示意圖。

RP軸瓦的加工半徑，Rb為軸瓦的裝配半徑，Rj為軸頸的半徑，Cb為裝配間隙，CP為加工間隙，預(yù)負荷系數(shù)，，。

1.2 橢圓滑動軸承的數(shù)值計算的基本原理

1.2.1 流體動壓雷諾方程

流體動壓油膜壓力的計算主要通過一系列的合理性的假設(shè)，運用Navier-Stokes動量方程和連續(xù)性方程表示出不可壓縮Reynolds方程，一些學(xué)者針對不同邊界條件得出不同形式的雷諾方程[2]～[7]，本文采用修正后的Reynolds方程[2]：

Gx、Gy是修正后的的湍流系數(shù)，μ潤滑油動力粘度，h是相對應(yīng)壓力處的油膜厚度，U為軸頸線速度。

1.2.2 橢圓滑動軸承動力學(xué)方程

滑動軸承的流體動壓的油膜特性相當于一個剛度和阻尼的動力學(xué)系統(tǒng)，把坐標原點設(shè)在軸頸中心的靜平衡位置其動力學(xué)微分方程[8]～[9]：

其中為[K]和[C]剛度系數(shù)矩陣，阻尼系數(shù)矩陣

2? 不同預(yù)負荷條件下數(shù)值計算

2.1 數(shù)值計算

計算所用的橢圓滑動軸承的預(yù)負荷系數(shù)取值為m=0.3：0.1：0.8，步距為0.1從0.3開始到0.8的一組數(shù)據(jù)，將設(shè)計的參數(shù)輸入Dyrobes中劃分油膜網(wǎng)格?？紤]實際情況，橢圓滑動軸承采用的是雙向油槽供油，采用雷諾邊界作為動壓油膜的邊界條件，數(shù)值算法采用有限元差分的方法對雷諾方程進行求解。

計算所得橢圓滑動軸承油膜壓力分布圖如圖2所示，可以看出壓力云圖的呈現(xiàn)發(fā)散的流光區(qū)，此區(qū)域為動壓形成區(qū);在不同預(yù)負荷條件下上瓦和下瓦的油膜壓力呈現(xiàn)不同的變化，可以看出隨著預(yù)負荷的增大其第二油楔范圍變大。說明預(yù)負荷對承載能力有影響，因預(yù)負荷變大，軸頸尺寸不發(fā)生改變時，軸承與軸頸的間隙變大油膜實際的承壓面減小，在外載荷不變的條件下油膜承壓區(qū)域變小油膜壓力增大。

2.2 潤滑條件和流體狀態(tài)分析

由圖3可知不同預(yù)負荷與Sommerfeld系數(shù)存在關(guān)系，Sommerfeld數(shù)反應(yīng)軸瓦與軸頸間的潤滑狀態(tài)[10]，表明隨著預(yù)負荷的增大潤滑條件得到改善。由圖4知隨著預(yù)負荷的增大Reynolds數(shù)下降，Reynolds數(shù)較小時粘滯力對流場的影響大于慣性力，流場的擾動會因粘滯力而衰減，流體流動較穩(wěn)定[11]。

2.3 幾何參數(shù)分析

圖4和圖5顯示了不同預(yù)負荷對偏心率和偏位角的影響，可以看出隨著預(yù)負荷系數(shù)的增加油膜受到的擠壓更加顯著，最小油膜厚度變小，楔形效應(yīng)更加明顯[12]。結(jié)合圖1的壓力云圖可以看出偏心率增大，第二油楔效應(yīng)更明顯，圖6曲線知預(yù)負荷0.3-0.7時，偏位角隨著預(yù)負荷系數(shù)增大而減小，分析原因由于第二油楔作用增加了水平方向的穩(wěn)定性。

2.4 功耗損失

圖7 隨著預(yù)負荷增大摩擦功耗先減小后增大，表明當預(yù)負荷較小時楔形進油區(qū)域較小，供油量較少隨著預(yù)負荷的變大楔形區(qū)變大，但與此同時第二油楔區(qū)也在擴大這部分增加的功耗，由曲線知其影響大于楔形區(qū)進油量的影響。

2.5 橢圓滑動軸承的動特性分析