郭 強(qiáng)，王顏輝

(1.太原重型機(jī)械集團(tuán)有限公司油膜軸承分公司，山西 太原 030024；2.山西能源學(xué)院 機(jī)電工程系，山西 晉中 030600)

0 前言

靜動(dòng)壓油膜軸承是在液體動(dòng)壓潤(rùn)滑軸承和液體靜壓軸承的基礎(chǔ)上發(fā)展起來(lái)的新型油膜軸承[1]。靜動(dòng)壓油膜軸承是一種兼有兩者優(yōu)點(diǎn)的軸承，其正常工作的速度范圍較大，能夠充分利用油膜的動(dòng)壓效應(yīng)。

靜動(dòng)壓油膜軸承的靜壓油腔大小以及幾何形狀，軸承偏心率，靜壓供油流量、潤(rùn)滑油粘度等參數(shù)都會(huì)對(duì)軸承的靜壓特性存在影響，通過(guò)研究靜動(dòng)壓油膜軸承不同的靜壓潤(rùn)滑系統(tǒng)以及一些參數(shù)對(duì)其靜壓特性的影響，對(duì)靜動(dòng)壓油膜軸承的理論研究和設(shè)計(jì)均有較大的指導(dǎo)意義。

1 靜動(dòng)壓軸承的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和工作原理

靜動(dòng)壓軸承在結(jié)構(gòu)上與靜壓軸承、動(dòng)壓軸承不同。靜動(dòng)壓軸承配備兩套供油系統(tǒng)，低壓油通過(guò)軸承的動(dòng)壓油腔進(jìn)入到軸承，而高壓油則進(jìn)入靜壓油腔。靜動(dòng)壓油膜軸承是具備靜壓、動(dòng)壓雙重特性的液體滑動(dòng)軸承。靜動(dòng)壓油膜軸承的結(jié)構(gòu)如圖1所示，在油膜軸承的襯套上開(kāi)設(shè)橢圓形截面的靜壓油腔，通過(guò)靜壓供油系統(tǒng)通入潤(rùn)滑油，由于油膜軸承潤(rùn)滑油粘度很高，當(dāng)潤(rùn)滑油從軸承間隙流出時(shí)，間隙很小，潤(rùn)滑油液阻很大，會(huì)在出流縫隙中產(chǎn)生壓力分布，在特定的區(qū)域內(nèi)形成的高壓潤(rùn)滑油來(lái)平衡外載荷。

圖1 靜動(dòng)壓油膜軸承結(jié)構(gòu)圖

靜動(dòng)壓油膜軸承的工作原理：當(dāng)軸承速度很低時(shí)，軸承的動(dòng)壓效應(yīng)不明顯，此時(shí)靠靜壓油腔處的高壓油來(lái)平衡外部載荷，當(dāng)軸承速度增加時(shí)，此時(shí)軸承的動(dòng)壓效應(yīng)提升，動(dòng)壓承載能力增大，此時(shí)軸承的動(dòng)壓效應(yīng)起主要承載作用，充分利用了軸承的動(dòng)壓特性。

2 靜動(dòng)壓油膜靜壓承載特性

當(dāng)靜動(dòng)壓油膜軸承處于穩(wěn)態(tài)運(yùn)行時(shí)，軸承的動(dòng)壓特性和靜壓特性共同作用下平衡外部載荷，油膜軸承的油膜壓力分布可以用穩(wěn)態(tài)雷諾方程來(lái)描述。即

(1)

式中，Ps為靜壓油腔外緣的壓力；P0為靜壓油腔壓力；RS為靜壓油腔外的相應(yīng)液阻；hs為在油腔的垂直于相對(duì)滑動(dòng)方向邊緣處的油膜厚度；Γ為軸承流體出口邊界；Ω為軸承靜壓油腔邊界；η為軸承潤(rùn)滑油的動(dòng)力粘度；v為軸頸的線(xiàn)速度。

從式(1)中可以看出，靜動(dòng)壓油膜軸承靜壓油腔處的壓力分布和油腔的幾何形狀、潤(rùn)滑油粘度、軸承運(yùn)行時(shí)的偏心率等參數(shù)有關(guān)，為了能夠得到靜動(dòng)壓油膜軸承的靜壓特性，需要對(duì)式(1)中的偏微分方程進(jìn)行求解。通常需要將該偏微分方程通過(guò)數(shù)值分析方法通過(guò)差分形式轉(zhuǎn)化為代數(shù)方程形式求解[2]。隨著計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)的發(fā)展，可以采用CFD仿真計(jì)算方法來(lái)對(duì)靜動(dòng)壓油膜軸承的靜壓特性進(jìn)行研究。從而達(dá)到提升計(jì)算效率的目的，同時(shí)利用CFD的后處理技術(shù)，實(shí)現(xiàn)靜動(dòng)壓油膜軸承靜壓區(qū)域壓力分布的“可視化”。

3 CFD仿真分析的前處理

CFD仿真計(jì)算采用的方法屬于有限體積法，在有限體積法中將所計(jì)算的區(qū)域分成一系列控制體積，每個(gè)控制體積都有一個(gè)節(jié)點(diǎn)做代表，通過(guò)將守恒型的控制方程對(duì)控制體做積分來(lái)導(dǎo)出離散方程。在導(dǎo)出過(guò)程中，需要對(duì)界面上的被求函數(shù)本身及其一階導(dǎo)數(shù)的構(gòu)成做出假定，這種構(gòu)成方式就是有限體積法中的離散格式。用有限體積法導(dǎo)出的離散方程可以保證具有守恒特性，而離散方程系數(shù)物理意義明確，是目前流動(dòng)與傳熱問(wèn)題的數(shù)值計(jì)算中應(yīng)用最廣泛的一種方法。

為了準(zhǔn)確描述出靜動(dòng)壓油膜軸承的靜壓特性，需要對(duì)其計(jì)算域進(jìn)行建模，圖2為靜動(dòng)壓油膜軸承流體域模型，該靜動(dòng)壓油膜軸承規(guī)格為1030-76WJJ油膜軸承，同時(shí)考慮到后續(xù)需要研究靜動(dòng)壓耦合特性，因此在流體域建模時(shí)加入了動(dòng)壓進(jìn)油口結(jié)構(gòu)。并對(duì)流體域模型邊界條件進(jìn)行了設(shè)置。

圖2 靜動(dòng)壓油膜軸承流體域模型

(1)A曲面為靜動(dòng)壓油膜軸承動(dòng)壓供油流量入口，由于重點(diǎn)關(guān)注靜動(dòng)壓軸承的靜壓特性，因此該處的邊界條件可以設(shè)置為固定壁面邊界或者速度為0的速度入口邊界。

(2)B為靜壓供油入口曲面，根據(jù)靜壓供油采用的系統(tǒng)，當(dāng)采用的靜壓供油系統(tǒng)為恒流量供油方式時(shí)，邊界條件設(shè)置為流量入口邊界；當(dāng)供油系統(tǒng)為恒壓力供油方式時(shí)，該曲面處邊界設(shè)置為壓力入口邊界條件。

(3)C處為軸承動(dòng)壓特性的壁面條件，由于僅研究靜動(dòng)壓油膜軸承的靜壓特性，可以設(shè)定此處邊界條件為固定壁面邊界。

(4)D是出口邊界條件，設(shè)置出口邊界條件為壓力出口邊界條件，壓力值設(shè)置為0。

(5)E區(qū)域邊界條件設(shè)定為固定壁面邊界條件。

由于靜動(dòng)壓油膜軸承整個(gè)流體域在穩(wěn)定運(yùn)行時(shí)不存在大的流速波動(dòng)，因此可以認(rèn)為流體域求解計(jì)算滿(mǎn)足層流條件。求解器選擇分離求解器。通過(guò)對(duì)不同的靜壓供油方式來(lái)研究靜動(dòng)壓油膜軸承在參數(shù)變化時(shí)靜壓特性的響應(yīng)，為靜動(dòng)壓油膜軸承的設(shè)計(jì)提供理論指導(dǎo)。

4 恒流量供油系統(tǒng)下靜動(dòng)壓油膜軸承的靜壓特性

靜動(dòng)壓油膜軸承恒流量供油系統(tǒng)，采用該系統(tǒng)時(shí)軸承各油腔分別連接流量相同的油泵，油泵將恒定流量的潤(rùn)滑油送入到靜壓油腔，潤(rùn)滑油在各油腔內(nèi)形成高壓油膜平衡外載荷。根據(jù)流體的連續(xù)性方程可知，油泵輸出的潤(rùn)滑油流入軸承油腔的流量等于軸承向外流出的流量，軸承靜壓油腔的供油流量表達(dá)式為

(2)

式中，Q為軸承一個(gè)油腔向外流出的流量；h為軸承軸套與軸頸之間的間隙值；PR為靜壓油腔壓力；θ1為油腔周向包角的1/2；b1為徑向軸承周向油封面寬度；l為徑向軸承油腔長(zhǎng)度；C1為徑向軸承軸向油封面寬度；

從式(2)可知靜動(dòng)壓油膜軸承的靜壓特性和供油流量、軸承間隙等參數(shù)相關(guān)，根據(jù)靜動(dòng)壓油膜軸承的實(shí)際使用情況，設(shè)定恒流量供油系統(tǒng)的潤(rùn)滑油流量為0.03 kg/s。由于潤(rùn)滑油的粘度直接影響到軸承的靜壓特性，靜動(dòng)壓油膜軸承的潤(rùn)滑油選擇的牌號(hào)為VG 680，即潤(rùn)滑油的運(yùn)動(dòng)粘度為680 mm2/s，根據(jù)式(3)，帶入潤(rùn)滑油密度890 kg/m3。

μ=ρv

(3)

式中，μ為潤(rùn)滑油的動(dòng)力粘度，Pa·s；ρ為潤(rùn)滑油密度，kg/m3；v為潤(rùn)滑油運(yùn)動(dòng)粘度，m2/s；

可以求得潤(rùn)滑油的動(dòng)力粘度為0.605 2 Pa·s。

從公式(2)中可以看出，靜動(dòng)壓油膜軸承特性和hs相關(guān)，對(duì)該參數(shù)的影響是通過(guò)靜動(dòng)壓軸承穩(wěn)定運(yùn)行時(shí)的偏心率決定的，軸承的偏心率是由軸承的轉(zhuǎn)速和載荷共同決定的，當(dāng)軸承載荷較小時(shí)，此時(shí)軸承可以處于較厚的油膜狀態(tài)，軸承偏心率低。當(dāng)軸承載荷較大，轉(zhuǎn)速也較低時(shí)，為了能夠提高承載，此時(shí)油膜厚度變薄，軸承偏心率變大。因此靜動(dòng)壓油膜軸承的偏心率隨著軸承轉(zhuǎn)速和載荷在不斷變化，因此需要研究一個(gè)區(qū)間范圍內(nèi)的偏心率對(duì)靜動(dòng)壓油膜軸承靜壓特性的影響。由于靜動(dòng)壓油膜軸承的載荷較大，轉(zhuǎn)速相對(duì)較低，因此其運(yùn)行狀態(tài)時(shí)的偏心率處于較高的狀態(tài)，通常偏心率在0.9以上[3]，因此重點(diǎn)研究偏心率0.9～0.99區(qū)間的靜動(dòng)壓油膜軸承的靜壓特性。

圖3為軸承偏心率在區(qū)間0.9、0.93、0.96、0.98變化時(shí)，恒流量供油系統(tǒng)下，軸承靜壓區(qū)域處的壓力分布圖，隨著軸承的偏心率增大，軸承間隙值減小，液體液阻增大，靜壓油腔處的壓力增加。從靜壓壓力分布云圖可以看出，靜壓油腔的有效承載面積，它并不是靜動(dòng)壓軸承靜壓油腔本身的面積，而是一個(gè)大于油腔面積的值[4-5]，它還包括了潤(rùn)滑油流出油腔的壓力分布，壓力油的分布區(qū)域范圍大于靜壓油腔面積本身。同時(shí)可知隨著軸承偏心率的增加，靜動(dòng)壓油膜軸承的有效承載面積在減少。表1為靜動(dòng)壓油膜軸承在恒流量供油系統(tǒng)下不同偏心率時(shí)靜壓油腔最高壓力和承載能力值。

圖3 不同偏心率時(shí)靜壓壓力分布圖

表1 恒流量供油時(shí)不同偏心率時(shí)靜壓油腔最高壓力和承載能力值

從計(jì)算中可以看出，隨著軸承偏心率的增大，恒定流量下軸承靜壓油腔壓力增加，承載能力增大，但是軸承的壓力值同樣也受限于靜壓供油系統(tǒng)，當(dāng)軸承的壓力值大于150 MPa時(shí)，考慮到高壓管路的制造難度以及安全性，此時(shí)通過(guò)設(shè)置減壓閥來(lái)降低油腔處壓力，確保軸承的安全運(yùn)行。圖4為恒流量供油系統(tǒng)時(shí)，靜動(dòng)壓油膜軸承在不同偏心率時(shí)的靜壓油腔最大壓力和承載能力曲線(xiàn)，可以從圖中得出，當(dāng)靜動(dòng)壓油膜軸承靜壓供油流量為0.03 kg/s，軸承偏心率接近0.96時(shí)，靜壓承載達(dá)到最大值，當(dāng)軸承偏心率大于0.96時(shí)，由于靜壓供油系統(tǒng)減壓閥的啟動(dòng)，軸承油腔壓力會(huì)減小，承載能力將不再增加。

圖4 軸承偏心率和靜壓油腔最大壓力、軸承承載能力關(guān)系曲線(xiàn)

5 恒壓力供油系統(tǒng)下靜動(dòng)壓油膜軸承的靜壓特性

當(dāng)靜動(dòng)壓油膜軸承采用恒壓力供油系統(tǒng)時(shí)，為了能夠起到自動(dòng)調(diào)節(jié)靜動(dòng)壓油膜軸承各靜壓油腔的壓力值，通常都配備有節(jié)流器。當(dāng)軸承靜壓供油系統(tǒng)開(kāi)始工作時(shí)，會(huì)從油泵輸出具有一定壓力的潤(rùn)滑油通過(guò)各個(gè)節(jié)流器進(jìn)入靜壓油腔，通過(guò)產(chǎn)生的高壓力油來(lái)平衡外載荷。

在計(jì)算時(shí)，對(duì)于恒壓力供油系統(tǒng)，入口邊界設(shè)置為壓力入口，壓力值設(shè)置為150 MPa，該數(shù)值為靜壓系統(tǒng)的極限壓力。分別對(duì)偏心率0.9～0.99時(shí)靜動(dòng)壓油膜軸承的流體域進(jìn)行計(jì)算，圖5為軸承偏心率0.9和0.99時(shí)靜動(dòng)壓油膜軸承壓力分布對(duì)比圖，從壓力分布的對(duì)比圖可以看出，隨著軸承偏心率的增加，靜壓油腔之間連通區(qū)間的的壓力區(qū)域在減少，軸承的壓力分布區(qū)域面積也在降低，軸承靜壓油腔處的最高壓力相等。

圖5 0.9、0.99偏心率時(shí)軸承靜壓區(qū)域壓力分布

圖6為150 MPa供油壓力時(shí)，靜動(dòng)壓油膜軸承不同偏心率時(shí)的承載能力，從曲線(xiàn)中可以得出，采用恒壓力供油系統(tǒng)時(shí)，軸承隨著偏心率的增加，承載能力下降，主要原因?yàn)楹銐毫┯蜁r(shí)，隨著軸承偏心率的增加，軸承間隙降低，潤(rùn)滑油液阻增大，從而使供油系統(tǒng)損失部分功率，導(dǎo)致承載能力下降。

圖6 恒壓供油偏心率和承載能力關(guān)系曲線(xiàn)

圖7為不同偏心率時(shí)，恒壓力供油系統(tǒng)所需流量曲線(xiàn)，當(dāng)軸承偏心率0.9時(shí)，滿(mǎn)足150 MPa供油壓力時(shí)，需要的供油流量為0.131 8 kg/s，此時(shí)的流量為定流量供油系統(tǒng)的4.39倍，當(dāng)軸承偏心率較低時(shí)，采用較大的供油壓力會(huì)導(dǎo)致靜壓供油的流量大量增加，因此采用恒壓力供油系統(tǒng)時(shí)，需要對(duì)供油壓力進(jìn)行選擇。為了保證恒壓力供油系統(tǒng)的經(jīng)濟(jì)性和軸承運(yùn)行時(shí)的穩(wěn)定性，需要加入節(jié)流器，通過(guò)設(shè)計(jì)合適的節(jié)流器參數(shù)，確定軸承的供油壓力值，使靜動(dòng)壓油膜軸承的性能達(dá)到最佳。

圖7 恒壓供油時(shí)軸承偏心率和供油流量關(guān)系曲線(xiàn)

6 結(jié)論

(1)靜動(dòng)壓油膜軸承靜壓特性對(duì)軸承偏心率這一參數(shù)比較敏感，因此設(shè)計(jì)靜動(dòng)壓油膜軸承時(shí)，需要根據(jù)軸承的實(shí)際工況，在軸承運(yùn)行時(shí)的偏心率范圍內(nèi)選擇合適的參數(shù)，更加充分發(fā)揮靜動(dòng)壓油膜軸承的優(yōu)勢(shì)。

(2)靜動(dòng)壓油膜軸承選用恒流量供油系統(tǒng)時(shí)，軸承的壓力會(huì)隨著載荷(偏心率)變化，因此相比恒壓力供油系統(tǒng)，功率消耗較小。

(3)當(dāng)靜動(dòng)壓油膜軸承靜壓管路采用恒壓力供油系統(tǒng)時(shí)，需要通過(guò)設(shè)計(jì)節(jié)流器結(jié)構(gòu)對(duì)供油壓力進(jìn)行設(shè)定，使靜動(dòng)壓油膜軸承的性能達(dá)到最佳。