何 濤 解忠良 焦 見 楊 康 代 路 馬 燦 鄭召利 吳牧云 柯漢兵

（1.熱能動力技術(shù)重點實驗室 湖北武漢 430205；2.武漢第二船舶設(shè)計研究所 湖北武漢 430205；3.西北工業(yè)大學(xué)工程力學(xué)系 陜西西安 710072；4.西安電子科技大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院 陜西西安 710071）

輪緣推進(jìn)技術(shù)對電機(jī)和推進(jìn)器進(jìn)行了一體化集成設(shè)計，其充分利用電機(jī)與海水接觸、散熱效果好的特點，又有效節(jié)約水下航行器內(nèi)腔體使用空間，設(shè)計理論創(chuàng)新，適用性廣泛，能廣泛應(yīng)用于水面及水下航行器的動力推進(jìn)系統(tǒng)［1］，被建議列入機(jī)械與運(yùn)載工程領(lǐng)域優(yōu)先發(fā)展的潛在顛覆性技術(shù)之一［2］。輪緣推進(jìn)技術(shù)具有高效率、高比功率、低噪聲、能長期運(yùn)行等優(yōu)點，逐漸成為各國新型水下／水面航行器動力系統(tǒng)的重要研究方向［3］。近20 年來，國內(nèi)學(xué)者圍繞輪緣推進(jìn)器的關(guān)鍵技術(shù)開展了大量研究。汪勇和李慶［4］針對應(yīng)急推進(jìn)需求，提出了一種新型大功率電機(jī)－螺旋槳一體化設(shè)計方法。胡鵬飛等［5］圍繞輪緣推進(jìn)器的冷卻開展多物理場耦合計算分析。曹梅亮等［6］、葉姍［7］圍繞輪緣推進(jìn)器水動力性能開展了較為系統(tǒng)的研究。YAN 等［8］對輪緣推進(jìn)器的優(yōu)缺點進(jìn)行了較為全面的闡述，提出輪緣推進(jìn)器與船體的動力學(xué)耦合、智能控制策略及其振動噪聲控制等技術(shù)，是目前輪緣推進(jìn)技術(shù)需突破的關(guān)鍵技術(shù)。彭緒意等［9］對推力軸承在低速重載工況下的服役期限進(jìn)行了研究。結(jié)果表明，油膜厚度的增加使得軸承壓力分布不均勻、增長不穩(wěn)定。曲璠等人［10］設(shè)計并提出了一套超聲檢測系統(tǒng)，并利用超聲波技術(shù)檢測了可傾瓦推力軸承油膜的穩(wěn)定性，獲得了指定轉(zhuǎn)速和施加載荷下推力軸承進(jìn)、出油口處的油膜厚度。魏士杰等［11］研究了油潤滑條件下推力軸承－轉(zhuǎn)子系統(tǒng)中水分的影響，通過對油中水的質(zhì)量分?jǐn)?shù)的測試和提取，利用黏溫關(guān)系和動力黏度，得到了不同質(zhì)量分?jǐn)?shù)下含水潤滑油的各項靜態(tài)性能。周俊麗等［12］分析了軸承運(yùn)行工況對油膜厚度超聲檢測靈敏度的影響，結(jié)果顯示，旋轉(zhuǎn)設(shè)備啟停階段，超聲檢測的靈敏度較低，精確性較差。LIN等［13－15］分析了螺旋槽推力軸承在高速工況下考慮空化、慣性、熱效應(yīng)以及湍流等因素的性能變化規(guī)律，結(jié)果表明，軸承的螺旋角對潤滑性能和承載能力起到至關(guān)重要的作用，螺旋角過大將導(dǎo)致潤滑失效、承載能力嚴(yán)重降低。FENG 等［16］也分析了水潤滑螺旋槽推力軸承在高速條件下的各項性能，發(fā)現(xiàn)適當(dāng)?shù)妮S承表面織構(gòu)參數(shù)和溝槽尺寸使得承載能力達(dá)到最大值。

由于輪緣推進(jìn)器（如圖1 所示）整個裝置都直接工作在海水中，海水一方面作為冷卻介質(zhì)，另一方面作為推進(jìn)器支承系統(tǒng)的潤滑介質(zhì)。由于海水黏度低，難以建立有效的動壓潤滑效應(yīng)，同時隨著輪緣推進(jìn)器的推進(jìn)功率不斷提升，其傳遞的推力也顯著升高，對輪緣推進(jìn)器的推力軸承提出了新的挑戰(zhàn)。本文作者圍繞新型輪緣推進(jìn)器結(jié)構(gòu)，提出一種滿足其推進(jìn)需求的推力軸承設(shè)計方案，并開展?jié)櫥阅芊治觥?/p>

圖1 輪緣推進(jìn)電機(jī)水潤滑推力軸承示意Fig.1 Schematic of water－lubricated thrust bearing of rim propulsion motor

1 潤滑模型

流體動壓推力軸承的結(jié)構(gòu)如圖2 所示，軸承一般由3 個以上的扇形瓦塊組成，瓦塊與推力環(huán)之間可以形成一定厚度的承載液膜。液體動壓推力軸承可分為固定瓦推力軸承和可傾瓦推力軸承。在斜面固定瓦軸承中，當(dāng)工況改變時，軸承入口與出口的間隙值將同時同量增減，間隙比隨之改變，不能始終維持最佳的設(shè)計狀態(tài)。為提高推力軸承潤滑性能，將推力瓦設(shè)計為繞支點自由擺動的瓦塊，即可傾瓦軸承，如圖3所示。

圖2 推力軸承示意Fig.2 Schematic of thrust bearing

圖3 可傾瓦推力軸承示意Fig.3 Schematic of tilting pad thrust bearing

動壓推力軸承內(nèi)動壓的形成原理與動壓徑向軸承類似，軸向載荷的存在使得扇形瓦沿著支點發(fā)生傾斜，在推力環(huán)與扇形瓦之間形成楔形水膜，推力環(huán)與扇形瓦之間的相對運(yùn)動使得楔形水膜內(nèi)形成動壓以平衡軸向推力；軸向載荷發(fā)生變化時，楔形水膜的間隙比也會隨之變化，使得水膜壓力與軸向載荷之間產(chǎn)生新的平衡，如圖4 所示。其流體控制方程［17］為

圖4 楔形水膜內(nèi)的速度分布示意Fig.4 Schematic of velocity distribution in wedge water film

從式（2）、（3）、（4）的結(jié)果可知，從截面a 到截面b，壓力逐漸增加，在b 截面處達(dá)到最大值，從b 截面到c 截面，壓力逐漸降低，如圖4 所示。

潤滑水隨推力軸承中的轉(zhuǎn)軸旋轉(zhuǎn)，當(dāng)轉(zhuǎn)速達(dá)到臨界值時，流態(tài)從層流轉(zhuǎn)變?yōu)橥牧?。如果流態(tài)為湍流，摩擦阻力和功耗將顯著增加，從而導(dǎo)致螺旋槳推進(jìn)系統(tǒng)危險運(yùn)行。因此，雷諾方程對于準(zhǔn)確表達(dá)流體運(yùn)動非常重要。其公式表示如下：

根據(jù)圖5，推力軸承的膜厚方程為

圖5 推力軸承膜厚示意Fig.5 Schematic of thrust bearing film thickness

因研究涉及到推力軸承水膜溫度分布，其中能量方程為

此外，根據(jù)臨界雷諾數(shù)判斷該推力軸承內(nèi)處于何種流態(tài)：

根據(jù)鄧禮平［18］的研究顯示，雷諾數(shù)介于1 000～1 500，推力軸承內(nèi)部潤滑水由層流向湍流轉(zhuǎn)變。研究采用臨界雷諾數(shù)為1 500，根據(jù)軸承結(jié)構(gòu)和運(yùn)行參數(shù)計算得出1 000 r／min 時的雷諾數(shù)為1 452，2 000 r／min時的雷諾數(shù)為1 675。因此，研究整體采用湍流流態(tài)。

綜上可知，在楔形水膜的流動過程中，當(dāng)水膜厚度方向的速度不按線性分布時，則水膜流動方向會存在壓力梯度；速度在水膜厚度方向按內(nèi)凹分布時，壓力梯度為正，壓力逐漸增加；當(dāng)速度剛好達(dá)到線性分布時，壓力達(dá)到極值；當(dāng)速度按外凸分布時，壓力梯度為負(fù)，壓力逐漸減小。

2 數(shù)值分析流程

根據(jù)上述分析過程，開展輪緣推進(jìn)電機(jī)水潤滑推力軸承潤滑性能分析，數(shù)值分析流程如圖6 所示。計算步驟為：首先進(jìn)行水潤滑動壓推力軸承的結(jié)構(gòu)和工作參數(shù)設(shè)計，給定軸頸直徑、扇形推力墊內(nèi)外半徑、運(yùn)行轉(zhuǎn)速和施加載荷；對軸承軸瓦進(jìn)行平均壓力的試計算，從而選擇出合適的工作壓力；計算瓦塊總面積、外徑和寬度等以選定軸承長寬比，同時計算出軸瓦的平均周長；經(jīng)過上述過程，最終確定軸承瓦塊數(shù)并計算平均壓力；如果平均壓力不滿足收斂標(biāo)準(zhǔn)，則可減小初選平均壓力直至滿足壓力收斂要求；實際平均壓力滿足計算收斂標(biāo)準(zhǔn)后，再選取軸承軸向和周向的偏置參數(shù)從而進(jìn)行最小膜厚的計算；如果計算結(jié)果不滿足收斂條件，合理調(diào)節(jié)初選壓力使膜厚達(dá)到收斂標(biāo)準(zhǔn)；最后計算軸承摩擦功耗和溫升。

圖6 數(shù)值分析流程Fig.6 Flow of numerical analysis

3 結(jié)果及分析

3.1 壓力分布

根據(jù)工況，設(shè)計的推力軸承尺寸如表1 所示，其中，瓦塊占比主要是所有瓦塊占整個推力環(huán)的比值，該值可衡量推力軸承承受軸向載荷的能力。根據(jù)圖6所示的數(shù)值分析流程對推力軸承的潤滑特性進(jìn)行分析。當(dāng)推力軸承瓦塊傾角為0.01°時，針對不同膜厚進(jìn)行數(shù)值分析，計算得出不同工況下的軸向承載力和最大壓力。潤滑水物理特性如表2 所示，推力軸承潤滑特性仿真計算結(jié)果如表3 所示。由表3 可知，軸承瓦塊傾角為0.01°、膜厚為4.7 μm 時，軸向載荷在43 000 N 左右，此時最大壓力為2.68 MPa。壓力分布云圖如圖7 所示。

表1 推力軸承參數(shù)Table 1 Parameters of thrust bearing

表2 水膜物理參數(shù)Table 2 Physical parameters of water film

表3 不同膜厚下承載力和最大壓力Table 3 Load－bearing capacity and maximum pressure under different film thickness

圖7 軸瓦傾角0.01°、膜厚4.7 μm 下壓力云圖（Pa）Fig.7 Pressure contours when tilting angle is 0.01° and film thickness is 4.7 μm（Pa）

在膜厚為4.7 μm 時，針對不同傾角進(jìn)行數(shù)值分析，得出不同工況下的載荷和最大壓力，如表4 所示?？芍?，膜厚為4.7 μm 時，當(dāng)傾角小于0.005°，載荷隨傾角增大而增大；當(dāng)傾角大于0.005°，載荷隨傾角增大而減小。因此，膜厚為4.7 μm 時，在傾角為0.005° 左右載荷最大。此時，最大載荷為51 631.38 N，最大壓力為2.62 MPa。

表4 不同傾角下軸向承載力、最大壓力Table 4 Axial load－bearing capacity and maximum pressure under different tilting angles

由于載荷大于表1 中給出的額定載荷43 000 N，故又計算了膜厚為5.1 μm 時的軸承承載能力，結(jié)果如表5 所示?？芍?，膜厚為5.1 μm 時，載荷接近43 000 N，此時最大壓力為2.19 MPa，支點半徑為116.31 mm，支點角度為29.64°。壓力分布云圖如圖8 所示。

表5 膜厚為5.1 μm 時承載力、最大壓力、支點半徑和角度Table 5 Load－bearing capacity，maximum pressure，radius of pivot point and angle of film thickness of 5.1 μm

圖8 傾角0.005°、膜厚5.1 μm 下壓力云圖（Pa）Fig.8 Pressure contour when tilting angle is 0.005° and film thickness is 5.1 μm（Pa）

比較圖7 和圖8 可得，圖8 較圖7 中軸瓦傾角減小，膜厚增大，這一改變使得壓力分布情況和壓力值都產(chǎn)生變化。圖8 較圖7 中壓力分布區(qū)域更大，向軸瓦的下端擴(kuò)散得更多，同時最大壓力分布區(qū)域也更大，但最大壓力值卻較圖7 減小，2 種情況下對應(yīng)位置處的壓力值都是圖8 中的更小。

3.2 最大溫度分布規(guī)律研究

基于前文得出的水潤滑推力軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)，在1 000～10 000 r／min 轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)選定10 組典型轉(zhuǎn)速，在10 000～50 000 N 載荷范圍內(nèi)選定5 組不同施加載荷，對其溫度分布進(jìn)行了計算分析。其中，潤滑水供水溫度設(shè)為常溫25 ℃。推力軸承水膜的溫度分布如圖9 所示?？梢钥闯?，每塊水膜推力墊上溫度從左至右由高到低分布。隨著旋轉(zhuǎn)速度的升高，溫度分布基本保持不變。這主要是因為供水溫度已確定，轉(zhuǎn)速升高較快，熱傳遞需要時間條件，從而導(dǎo)致圖9 中的溫度分布情況。

圖9 水膜最大溫度分布云圖Fig.9 Maximum temperature contours of water film

圖10 給出了水膜的最大溫度和出口端溫度隨轉(zhuǎn)速和施加載荷的變化。從圖10（a）可知，最大溫度與轉(zhuǎn)速和載荷呈正相關(guān)關(guān)系，隨著轉(zhuǎn)速的升高和載荷的增大，最大溫度逐漸上升且有趨于穩(wěn)定的態(tài)勢。比較轉(zhuǎn)速和載荷對最大溫度的影響可知，載荷增加10 000 N，最大溫度僅為個位數(shù)量級增大；而轉(zhuǎn)速增加1 000 r／min，溫度有較大的增長。由此可見，轉(zhuǎn)速對溫升的影響大于外載荷，這也是因為推力軸承本身具有的高負(fù)荷特性所致。

圖10 不同載荷下水膜溫度隨轉(zhuǎn)速變化Fig.10 Variation of water film temperature with rotating speed under different loads：（a）maximum temperature of water film；（b）outlet temperature of water film

從圖10（b）可知，水膜出口端的溫度變化關(guān)系與最大溫度相似，出口端溫度整體高于供水溫度，這表明在經(jīng)歷了潤滑作用后，潤滑水帶走了軸承－轉(zhuǎn)子系統(tǒng)中的一部分熱量，這也體現(xiàn)了水潤滑技術(shù)的優(yōu)勢，即具有良好的冷卻性。

3.3 雷諾數(shù)分布規(guī)律研究

在與3.2 節(jié)相同工況參數(shù)下，對表征軸承內(nèi)部潤滑水流態(tài)特征的雷諾數(shù)進(jìn)行了數(shù)值計算，得出雷諾數(shù)隨轉(zhuǎn)速和載荷的變化關(guān)系如圖11 所示。可看出，雷諾數(shù)隨轉(zhuǎn)速的升高而增大，整體增長趨勢穩(wěn)定。與之相反，雷諾數(shù)隨載荷增加而減小，且轉(zhuǎn)速越高，雷諾數(shù)隨載荷的減幅越大，尤其是10 000 N 工況。這是因為在高轉(zhuǎn)速條件下，載荷的大幅度波動直接作用于軸承內(nèi)的潤滑水，致使?jié)櫥ぴ獾讲煌潭鹊钠茐?，從而造成雷諾數(shù)大幅降低。

圖11 不同載荷下雷諾數(shù)隨轉(zhuǎn)速變化Fig.11 Variation of Reynolds number with rotating speed under different loads

3.4 摩擦功耗分布規(guī)律研究

摩擦功耗直接影響著軸承－轉(zhuǎn)子系統(tǒng)間隙的潤滑效率以及減摩抗磨性能。在與3.2 節(jié)相同工況參數(shù)下分析了轉(zhuǎn)速和載荷對摩擦功耗的影響規(guī)律，如圖12所示?？煽闯?，轉(zhuǎn)速的升高和施加載荷的增大均使得摩擦功耗增長；相比于載荷，轉(zhuǎn)速對摩擦功耗的影響更為嚴(yán)重。此外，對比轉(zhuǎn)速和載荷的影響還可發(fā)現(xiàn)，隨轉(zhuǎn)速升高摩擦功耗始終保持較快增長趨勢，而隨著載荷的增大，摩擦功耗的增幅由大變小。對于該現(xiàn)象一個合理的解釋為，轉(zhuǎn)速升高，軸頸與軸承間不可避免存在碰磨，并且轉(zhuǎn)速越高，溫度越大，軸承與軸頸間發(fā)生熱黏附磨損的可能性增加且磨損增強(qiáng)，在2 種因素共同作用下，摩擦功耗增勢居高不下。而對于外載荷作用，載荷的增加使得摩擦接觸增多，但隨著速度的提升，水膜壓力增大，這一問題得以緩解。

4 結(jié)論

對輪緣推進(jìn)電機(jī)推力軸承進(jìn)行了潤滑性能分析，建立了水潤滑推力軸承流體動力學(xué)模型，基于有限單元法計算了推力軸承的壓力分布和最大溫度分布，以及雷諾數(shù)和摩擦功耗的變化規(guī)律，結(jié)果表明：

（1）在推力軸承的額定工況下（轉(zhuǎn)速300 r／min，載荷43 000 N），水潤滑軸承的最小水膜厚度約為5.1 μm，瓦塊傾角約為0.005°，支點半徑為116.31 mm，支點角度為29.64°，軸瓦表面的最大壓力約為2.19 MPa。

（2）最大溫度與轉(zhuǎn)速呈正相關(guān)關(guān)系。隨著轉(zhuǎn)速的升高增大，最大溫度逐漸上升且有趨于穩(wěn)定的態(tài)勢。而且由于熱傳遞需要時間，隨著轉(zhuǎn)速的增大，最大溫度分布基本保持不變。水膜出口端溫度高于供水溫度，表面潤滑水的流動帶走了部分熱量。

（3）高速條件下，較大的載荷直接作用于軸承內(nèi)的潤滑水，致使?jié)櫥ぴ獾讲煌潭鹊钠茐模瑥亩斐衫字Z數(shù)大幅降低。

（4）轉(zhuǎn)速升高，使得碰磨次數(shù)增加，同時熱黏附磨損發(fā)生的概率增大，二者共同作用導(dǎo)致摩擦功耗隨轉(zhuǎn)速持續(xù)增加。固定載荷的施加造成摩擦接觸頻繁，但由于轉(zhuǎn)速也在升高，動壓效應(yīng)增強(qiáng)，水膜承載力增大，使得摩擦功耗減小緩慢。