径向滑动轴承动压润滑分析.pdf

径向滑动轴承动压润滑分析孙江龙刘彦强( 华中科技大学船舶与海洋工程学院湖北武汉4 3 0 0 7 4 )摘耍针对无限宽径向滑动轴承油膜压力分布的分析与计算，研究了轴承中转子自转速度、偏心率及动力粘度等参数对油膜压力分布变化规律的影响，最后与基于雷诺方程的理论计算结果进行比较，证实了C F D 方法计算用于流场分析的可靠性关键词：滑动轴承，油膜压力分布，C F D1引言近十多年来，C F D ( C o m p u t a t i o n t i o n lF l u i dD y n a m i c s ) 有了较大的发展，是进行“三传”( 传热、传质、动量传递) 及燃烧、多相流和化学反应研究的核心和重要技术过去主要借助于基本的理论分析和大量物理模型实验的许多工程问题，现在大多采用C F D 的方式加以分析和解决，它被广泛应用于热能动力、航空航天、机械、土木水力、环境化工等诸多领域流场数值计算方法是C F D 技术应用的重点之一，C F D 技术现已发展到完全可以分析三维粘性湍流及旋涡运动等复杂问题的程度通过C F D 计算模拟，可以分析并且显示流体流动过程中发生的现象，及时预测流体在模拟区域的流动性能，并通过各种参数改变，得到相应过程的最佳设计参数。

C F D 技术的求解是其核心部分，本文采用建立在N - S 方程基础上的层流模型，用有限体积法进行离散通过对液体动压轴承的模拟，计算结果能够有效反映轴承内的流动状态，同时又揭示了轴承内部流动的特殊规律和流动机制，弥补了试验方法的不足综上所述，将C F D 技术与传统的实验方法相结合，应用于液体动压轴承的优化设计当中，对提高动压轴承的各项性能将起到一定的参考价值2滑动轴承承载机理与雷诺润滑方程在高速重载或结构要求剖分的机械设备中，经常采用滑动轴承其中，重要的设备还必需采用动压润滑方式，以轴颈的回转将润滑介质( 通常是润滑油) 从油楔大端挤入，形成一定厚度的油膜实际上依靠油膜中的压力将轴系构件同轴瓦隔开，在‘‘悬浮”状态下确保轴系的正常运行2 ．1 动压油膜形成过程当轴颈静止时，在外载荷F 作用下，轴颈处于轴承孔最下方的稳定位置，两表面间自然形成～弯曲的楔形此时偏心距e 等于半径间隙6 ，润滑油进入轴承间隙并吸附在轴径和轴承表面上轴颈开始转动时，速度极低，这时轴颈和轴承间的摩擦为金属间的直接摩擦作用于轴颈上的摩】S 7擦力的方向与其表面上的圆周速度方向相反，迫使轴颈沿轴承孔内壁向上爬随着轴颈转速的升高，润滑油顺着旋转方向被不断地带入楔形间隙，由于间隙越来越小，根据流体通过管道时流量不变的原理，当楔形间隙逐渐减小时，则润滑油的流速将逐渐增大，使润滑油被挤压从而产生油膜压力。

在间隙最小处，流速越来越大，润滑油被挤得越来越厉害，这些油膜压力的合力大到足以将轴颈推离，使轴颈和轴承的金属接触面积不断减少，以致在轴颈和轴承间形成一层较薄的油膜但由于油膜压力尚不足以完全平衡外载荷F ，油膜厚度还没有大于两表面粗糙度之和，此时轴承仍处于非液体摩擦状态当轴颈转速升至一定值时，油膜压力完全将轴颈托起，形成将两表面完全隔开的油膜厚度^ 砌此时，轴承开始工作在完全液体摩擦状态下当轴颈转速进一步升高时，油膜压力进一步升高，轴颈不断抬高，使轴承偏心距e 不断减少，导致两表面形成的楔形角减少楔形角减小会降低油的挤压，使油膜压力下降然而，油膜压力下降，又将使轴心下移，增大楔形角，使油压升高如此反复，直至油膜压力的合力与外载荷达到新的平衡为止理论上当轴颈转速达到无穷大时，轴承偏心距P 将趋于零从上述滑动轴承运行机理可见，形成动压油膜的必要条件为：1 ) 两工作表面间必须构成楔形间隙；2 ) 两工作表面间应充满具有一定粘度的润滑油或其它流体；3 ) 两工作表面间存在一定相对滑动，且运动方向总是带动润滑油从大截面流进，小截面流出2 ．2 雷诺方程的一维近似流体润滑理论的发展已经有1 0 0 多年的历史。

1 8 8 6 年，雷诺基于粘性流体动力学方程和流体流动连续方程推出了油膜压力函数的微分方程，也就是著名的雷诺方程，从而奠定了流体润滑研究的理论基础长期以来，尽管人们对于流体润滑的各种因素考虑得日益细微和周详，但雷诺方程的基本形式并没有因之而发生根本性的改变，流体动力润滑的核心问题就是致力于求解雷诺方程的压力分布问题【I J 假设润滑油的密度和粘度不随时间变化，二维雷诺方程为afh 3 劾1afh 3 劫1 ，锄缸l ／aO xJ 改I ／a 跣J叙在实际的流体润滑膜中，流动是三个方向的，通过在膜厚方向平均而得到雷诺润滑方程雷诺方程是二维二阶偏微分方程，在许多情况下，常做一维润滑的研究，一维润滑并不是指流动是一维的，而是雷诺润滑方程的一维近似若假设轴承宽度为无限宽，不考虑润滑油沿轴承的轴向流动，因而压强也主要是沿着圆周方向变化，则无限宽轴承工作时的油膜压力可用一维雷诺方程式l 进行计算当两平板间形成楔形间隙时，油膜问的压力变化与有关参数的关系为：一，．．、o p ：6 9 v 掣( 1 ) a 石’h 3这里，h = 8 ( 1 + e e o s g ) ，万为半径间隙，占为偏心率，矽为偏位角，J I l D 为油压最大处的间隙( 两工作表面间) ，h 为任一截面处间隙，／a 为润滑油动力粘度。

对于轴承间隙，变换为柱坐标系求解通常在液体润滑膜的计算上遇到表压为负( 即绝对压力等于环境压力) ，就简单地取零若油槽开在秒；0 ( 秒为任一截面处相对轴承偏位的夹角) 处，且供压为零( 表压) ，采用半S o m m e f f e l d 边界条件求解以上的微分方程网，则无限宽径向滑动轴承油膜压力分布解析解为式2 收敛油楔部分( ( 0s0s 厅) ) ，发散油楔部分( ( - l rS0 ≤0 ) o卜e ( 2 + e c o s 0 ) s i n 06 ，肋( 2 + F 2 ) ( 1 + e c o s O ) 2 ( d ／r ) 2 P = 0( o a O a 刀)( 2 )( —万≤0 ≤o ) ‘显然，上面的解在0 = 万处不满足连续方程这尽管在理论上有缺陷，然而结果简单和实用，不失为一个方便的工程方法C F D 算例及结果分析以下利用C F D 方法建立单油楔径向滑动轴承二维模型，求解压力分布，并分析轴颈转速，偏心率及动力粘度等参数对动压油膜压力分布及最大压力值的影响3 ．1 求解模型动压轴承的基本结构参数：轴颈直径7 0 ．0 l 衄，轴承内孔直径7 0 ．0 9 衄，则半径间隙为0 ．0 4姗，润滑油密度为8 7 5 匆∥。

在低速和中速的轴承中，若轴承的尺寸不是很大，则轴承内润滑剂的流态是层流在高速轴承和大型轴承中，润滑剂的流态可能是湍流，判断流态的准则就是雷诺数R 已在轴承间隙中，特征速度通常取两表面速度的平均值，而水力学直径就等于轴承间隙高度的两倍在上述定义下，只有轴旋转的轴颈轴承，其润滑膜从层流转捩为湍流的临界雷诺数大致在1 0 0 0 —2 0 0 0 之间，这比一般的工业管道要低相对间隙越小，临界雷诺数越高【3 】湍流的出现使轴承的承载能力增加，但功耗也增加，因而温度升高的问题更加严重本算例中的雷诺数船都远小于1 0 0 0 ，故按层流计算采用四边形结构化网格，网格数为7 2 0 0 边界条件如下设定：零压力入口，零压力出口，内壁为旋转壁面，旋转速度等于轴颈转速，其余壁面均为绝热壁面，不考虑重力影响和温度变化由于只有在收敛油楔部分( 0 ≤0 ≤万) 才能形成支撑载荷的油压，故以下计算只显示该部分压力分布在发散油楔部分( 一万≤秒≤0 ) ，油压为负，其压力分布与收敛油楔部分反对称予口= 万由于流体承受负压的能力很低，认为负压是流体润滑油膜发生破裂的条件，因此，油膜负压区域的油压近似等于供油或者环境压力【4 】。

理论求解方程2 ，并与C F D 计算进行比较，结果如图l 所示，其中n = l S O O r ／m i n ，t = O ．5 ，／z = 0 ．0 2 9 P a ．s ，两者吻合较好，表明采用C F D 方法计算的结果是可靠的言 色n．^峄一．／一； ≯j I善I ￡i，獯型疆r+ 理论埴 ／|＼P＼／柏图I 理论与C F D 模型计算结果比较3 ．2 转速特性不同轴颈转速n = 1 0 0 0 r ／m i n ，1 5 0 0 f ／r a i n ，2 4 0 0 r 为r a i n 时，油膜压力分布的比较，如图2 所示，其中偏心率c = O ．5 ，动力粘度∥卸．0 2 9 P a ·S 3 ．E + 0 72 ．E + 0 7—2 ．E + 0 7山山 1 ．E + 0 75 ．E + 0 60 ．E + 0 0i 0 01 5 02 0 0图2 不同转速时的8 - P 曲线3 ．3 不同偏心率时压力分布比较不同偏心率s = o ．3 ，0 ．5 ，0 ．7 时，油膜压力分布的比较，如图3 所示，其中n = 1 5 0 0 r ／m i n ，动力粘度∥= o ．0 2 9 P a ·S 。

1 6 0O图3 不同偏心率时的0 - P 曲线3 ．4 动力粘度对压力的影响不同动力粘度∥= o ．0 1 5 P a ·S ，O ．0 2 9 P a ·S ，0 ．0 3 5 P a ·S 时，油膜压力分布的比较，如图4 所示，其中n = 1 5 0 0 r ／m i n ，瑚．5 O5 01 0 01 5 02 0 0图4 不同动力粘度时的O - P 曲线从图2 - 4 可以明显看出，在同一偏心率下，油膜压力分布及最大压力值随着转速的增大而增大，压力的极值角保持不变；在同一转速下，油膜压力及最大压力值随着偏心率的增大而增大，压力的极值角更趋近于0 - - - 1 8 0 最小油膜处) ；油膜压力与动力粘度成正比油膜压力的增大，意味着轴承油楔具有更高的承载能力4 结论1 ) 采用C F D 方法来模拟径向滑动轴承油膜压力分布的结果是可靠的2 ) 轴承在纯旋转情况，收敛油楔为正压区，压力随轴颈自旋转速的增加而增大，并且在最小和最大轴承间隙处的压力不受轴颈自旋转速的影响，而取决于轴承供油压力的大小，同时油压的极1 6 1777776OOO0O0OO十++++++EEEEEEE●●●●●●●332215O彤山＼山777776666OOOOOOOO00O++++++++++EEEEEEEEEE●●●●●●●●●●221118642O一山＼山值角始终保持不变。

3 ) 在同一轴颈自旋转速下，压力随着偏心率的增加而增大，并且压力的极值角更趋近于秒= 1 8 0 最小油膜处) o4 ) 轴承油膜压力与润滑油的动力粘度系数成正比参考文献：【l 】虞烈，刘恒，轴承转子系统动力学．西安：西安交通大学出版社，2 0 0 0 ．3【2 】孙大成．润滑力学讲义．北京：中国友谊出版社，1 9 9 1【3 】池长青．流体力学润滑．北京：国防工业出版社，1 9 9 8 ．7【4 】杨沛然．流体润滑数值分析．北京：国防工业出版社，1 9 9 8 ．1 0A n a l y s i so fd y n a m i cl u b r i c a t i o no fs l i d i n gj o u r n a lb e a r i n g sS u nJ i a n g l o n gL i uY a n q i a n g( S c h o o lo fN a v a lA r c h i t e c t u r e ＆O c e a nE n g ．H u a z h o n gU n i v ．o fS c i ．＆T e c h , W u h a n4 3 0 0 7 4 ，C h i n a ；)A i m i n ga tt h ea n a l y s i sa n dc a l c u l a t i o no fo i lf i l mp r e 。