高鐵軸承試驗臺陪試軸承腔氣液兩相流壓力分析

郭丹丹 ，李倫，李濟順

(河南科技大學 a.機電工程學院；b.河南省機械設計及傳動系統重點實驗室，河南 洛陽 471003)

高鐵軸承試驗臺是高鐵軸承研發的關鍵設備，其原理是在陪試軸承支承的主軸兩端安裝一對高鐵試驗軸承，通過對試驗軸承施加不同的徑向和軸向載荷并改變主軸的轉速以模擬不同的工況進行試驗。在高鐵試驗臺上，陪試軸承起著支承主軸并承受復雜載荷的作用。在較高的dmn值下，陪試軸承在高載荷作用下高速旋轉會產生大量的熱，導致陪試軸承在高溫下連續工作，嚴重影響其性能和可靠性。因此，軸承腔內潤滑對陪試軸承壽命起著至關重要的作用[1]。軸承潤滑方式有噴射潤滑、環下潤滑、油霧和油氣潤滑等，其中噴射潤滑在結構上更容易實現，且具有良好的潤滑效果[2]。噴射潤滑是通過噴油嘴以一定的壓力將潤滑油噴到軸承內部，在滾子與滾道之間形成一定厚度的油膜，進而減小軸承內部的摩擦。當軸承高速旋轉時，潤滑油在離心力作用下甩向外圈并與周圍的氣流混合，形成具有一定壓力的氣液兩相流潤滑狀態。要實現噴油潤滑，必須使噴油的壓力大于軸承腔內的最大壓力，否則潤滑油將無法進入軸承內部。因此，研究軸承腔壓分布情況對高鐵軸承試驗臺陪試軸承噴射潤滑系統中壓力的設定具有重要意義。近年來，文獻[3-5]研究了航空發動機高速軸承腔兩相流分布狀態及潤滑油出口速度和壓力等參數的變化規律；文獻[6]采用VOF模型跟蹤氣液兩界面研究了航天發動機高速軸承腔內壓力分布。下文以高鐵軸承試驗臺陪試軸承腔為研究對象，根據陪試軸承的轉速和承受的徑向載荷，建立了陪試圓柱滾子軸承腔氣液兩相流三維仿真模型，基于流體動力學控制方程、VOF模型和RNGκ-ε湍流模型對氣液兩相流場進行了數值模擬，得到了氣液兩相流在陪試軸承腔內壓力分布的變化規律。這不僅可為高鐵軸承試驗臺陪試軸承噴射潤滑壓力的選擇提供參考，也可為高鐵軸承試驗臺潤滑系統的設計提供理論依據。陪試軸承潤滑腔壓對于維持潤滑油密封的壓力平衡和軸承腔內的有效進油起著至關重要的作用。

1 研究對象和控制方程

1.1 研究對象

依據高鐵軸承試驗臺的加載工況及轉速，陪試軸承選擇噴射潤滑方式。利用高壓油泵將潤滑油從油箱中吸入，經過油管把潤滑油送至油路分配器，一路對陪試軸承進行強制循環冷卻，另一路將油分配到潤滑管路，由位于陪試軸承兩側的噴嘴將高壓潤滑油噴入高速旋轉的滾子與內圈之間。高鐵陪試軸承選用Schaeffler公司的INA23系列LSL192330-TB型圓柱滾子軸承，基本參數見表1。該軸承為半定位軸承，帶盤式保持架。因保持架對分析軸承腔壓影響相對較小，故流體模型將保持架省略。高鐵軸承試驗臺陪試軸承潤滑冷卻示意圖如圖1所示，圖中右上方放大部分為陪試軸承腔簡化圖。

1—出油口；2—冷卻出油管道；3—回油管；4—回油泵；5—油箱；6—熱交換器；7—冷卻潤滑油；8—進油管；9—液壓泵；10—噴嘴；11—滾子；12—外圈；13—高壓油管；14—油路分配器；15—軸承；16—滾子；17—進油噴嘴；18—軸

表1 LSL192330-TB型軸承基本參數

1.2 軸承腔物理模型和兩相流動控制方程

潤滑油以一定壓力噴入陪試軸承內圈與滾子之間，在滾子高速旋轉產生的離心力作用下，一部分被甩向軸承腔壁；一部分蒸發形成油霧與軸承內部空氣混合在一起。潤滑油受重力、離心力和轉子的攪拌作用在腔內做回旋運動，使部分兩相流沿軸承壁面流動，且軸承內的兩相流處于湍流流動狀態。軸承腔內封閉空氣夾雜著油液在腔壓達到一定值后從出油口流出。軸承腔內流體的流動滿足質量守恒方程、N-S守恒方程，并采用RNGκ-ε湍流模型實現湍流運動的模擬[7]。

設陪試軸承內壁面相對于固定坐標系和旋轉坐標系以角速度ω旋轉，其中計算域任意點的位置由矢量r在旋轉坐標系中定義，如圖2所示。

圖2 軸承計算域旋轉和固定坐標系示意圖

計算域相對于旋轉坐標系的流動速度vr、相對固定坐標系的速度v和運動坐標系的速度ω×r之間的關系為

vr=v-ω×r。

(1)

陪試軸承內流體在一定角速度旋轉坐標系下的相對速度形式的質量方程和動量方程為

(2)

(3)

湍流方程為

Pk-ρε，

(4)

(5)

氣液兩相流中任一個單元密度或黏度等效為

C=βjCl+(1-βj)Cg。

(6)

相體積分數是描述軸承腔內兩相流分布狀態的重要參數，該參數通過下式求解[7]

(7)

(8)

整個區域內單一的動量方程所得速度場是各相共享的。動量方程取決于通過屬性ρ和μ的兩相體積分數。動量方程為

(9)

2 數值分析模型

2.1 幾何體網格劃分

陪試軸承噴油潤滑進、出口設在軸承兩端，進油噴嘴位于內圈與滾子縫隙附近，高度為35 cm，出口設置在軸承腔下端，與進口位置在圓周上相差180°。將軸承三維網格模型(圖3)分為2個流體區域，一個是噴嘴區域，另一個是軸承腔區域。其中噴嘴固定不動，軸承內圈以一定轉速旋轉，帶動滾子及軸承腔內流域旋轉，與腔內空氣混合，使軸承腔處于兩相流潤滑狀態。采用ANSYS的ICEM網格模塊劃分網格，采用非結構化四面體網格，整體模型共有2 076 921個單元。

圖3 陪試軸承三維網格模型

2.2 邊界條件及求解方法

陪試軸承在高速旋轉時，通過一定的高壓將潤滑油噴入軸承腔內。首先，設定進口邊界條件，潤滑油進口噴嘴流量為3 L/min，空氣最大流量為0.083 m3/s，湍流動能強度為2%，噴嘴直徑為1.5 mm；潤滑油的密度為928.867 kg/m3，動力黏度為0.011 7 kg/(m·s)，空氣密度為1.225 kg/m3,黏度為1.79×10-5kg/(m·s)；初始化時噴油嘴內的油液相體積分數設為1，軸承腔內潤滑油相體積分數設為0；VOF模型中設置空氣為主相的可壓縮相，潤滑油為不可壓縮相，為第2相。然后，設置出口邊界條件為軸承腔下端，由于陪試軸承初始邊界上的壓力或速度未知，所以出口壓力設為0，設定為自由出口。

陪試軸承腔壁面為充分的湍流流動，因軸承內部壁面區流動情況變化很大，故利用壁面函數法模擬近壁區湍流。噴油嘴固定不變，軸承腔兩相流域相對噴油嘴以一定的角速度旋轉，設軸承腔流域的旋轉速度為保持架公轉速度ωm，則

(10)

軸承內圈旋轉速度設置為內圈在旋轉坐標系下的相對轉速ωr，則

ωr=ωi-ωm，

(11)

式中：ωr為軸承內圈相對轉速；ωi為軸承內圈絕對轉速；Dw為滾子直徑；Dpw為滾子組節圓直徑。

軸承腔內流體分析采用分離式隱式求解器，操作環境在1個大氣壓下，并考慮重力作用。根據(1)～(10)式，采用SIMPLEC算法對軸承腔內潤滑油兩相流動壓力場和速度場進行修正計算。

3 數值模擬結果與分析

3.1 氣液兩相流壓力分布

主軸轉速對陪試軸承潤滑腔內壓力分布的影響如圖4所示。其中在軸承腔外壁每相隔30°取幾點壓力，并求這幾點壓力的平均值確定軸承該位置的腔壓。0°為通風孔的位置，180°為回油孔的位置。由圖可知，當主軸轉速一定時，軸承通風孔和回油孔附近的周向腔壓較之軸承腔內其他部分腔壓低，原因是0°和180°附近距通風孔和回油孔較近，存在空氣對流，故此處壓力相對腔內其他位置壓力較小；軸承腔壓隨著主軸轉速的升高而升高，軸承轉速直接影響著壓力泵的供油壓力。軸承轉速越高，壓力泵需提供的壓力就越大。

圖4 主軸轉速對腔壓分布的影響(回油孔直徑8 mm)

主軸轉速為3 000 r/min時，不同回油孔直徑對軸承腔壓變化的影響如圖5所示。可以看出，隨著回油孔直徑的增大，軸承回油孔附近的腔壓變化比其他部分更為明顯。原因是軸承回油孔直徑的增大導致其附近的壓力降低。

圖5 不同回油孔直徑對腔壓的影響

3.2 潤滑油出口平均壓力

主軸轉速對潤滑油出口平均壓力的影響見表2。數據表明，潤滑油出口平均壓力隨著主軸轉速的升高而增大，其原因是，主軸轉速越高，軸承腔內油氣介質攪動越劇烈，直接影響到軸承回油孔處氣液流動速度，故潤滑油出口壓力增大。

表2 轉速對潤滑油出口平均壓力的影響

回油孔直徑對潤滑油出口壓力平均的影響見表3。潤滑油回油孔平均壓力隨著出口直徑的增大而降低，其原因是回油孔尺寸增大，必然導致出口速度和壓力降低。壓力降低可能導致軸承腔內油量的聚集，延長潤滑油在軸承腔內停滯時間，這不利于軸承腔的冷卻潤滑。

表3 回油孔直徑對潤滑油出口平均壓力的影響

4 結論

(1)主軸轉速對軸承腔壓有較大影響。軸承內部腔壓隨著主軸轉速的升高而增大，即泵噴射潤滑油需要的壓力就越大。

(2)軸承回油孔直徑對軸承腔內潤滑油壓力影響不大，但對回油孔附近的腔壓影響明顯。

(3)主軸轉速和回油孔直徑對潤滑油出口壓力均有影響。隨著轉速的升高，潤滑油出口壓力也逐漸增大。