基于CFX 的柱面弧形油楔推力滑動軸承仿真分析

朱旭輝

（杭州應用聲學研究所，杭州 310012）

0 引言

流體動壓推力滑動軸承是一種利用收斂油楔的相對運動產(chǎn)生動壓支撐力的軸承，主要用來承受軸向載荷，廣泛應用于水利、電力、機械、化工等工業(yè)領(lǐng)域。自從1883年B Tower 發(fā)現(xiàn)滑動軸承中存在流體動壓力以來，學者們對滑動軸承做了大量理論和實驗研究［1-2］。研究發(fā)現(xiàn)不同的瓦面形狀，對于軸承的承載能力具有不同的影響效果，特別是推力軸承，合適的瓦面形狀會大幅提高推力軸承的承載能力，并提高其使用壽命。目前應用的推力滑動軸承瓦面形狀主要有斜面推力滑動軸承、斜-平面推力滑動軸承、階梯推力滑動軸承和螺旋槽推力滑動軸承等。然而由于推力軸承加工區(qū)域為扇形，使得推力滑動軸承加工過程困難，同時絕大部分軸承只能單方向旋轉(zhuǎn)［3-4］。

目前關(guān)于推理軸承的承載能力計算，大多數(shù)學者主要利用求解雷諾方程的方法來研究各種瓦面形狀對滑動軸承動特性的影響［5-6］。雖然通過這種方法能夠得到一定程度上反映油膜運動規(guī)律的壓力分布，但是在計算過程中，Reynolds 方程本身忽略了N-S 方程中的慣性項、油膜曲率等因素。

本文根據(jù)計算流體力學基本原理，結(jié)合Workbench的CFX 流體仿真模塊，對高磊等［7］提出的柱面弧形油楔推力滑動軸承進行了仿真分析，并研究了其穩(wěn)態(tài)油膜特承載特性。

1 三維模型的建立

當前的軸承設(shè)計，大都用外部的冷卻器將潤滑油直接壓力輸送到軸瓦間或是油槽內(nèi)。因此在每個軸瓦前設(shè)計有一個供油槽，在槽底部的中心位置設(shè)有圓形進油口。供油槽的作用不僅是輸送壓力油［2］，更主要是為從軸承流出的熱油和從外部進入的冷油，提供了一個對流換熱的場所，更利于潤滑油保持在一個低溫的狀態(tài)。

本文結(jié)合推力軸承的結(jié)構(gòu)特點，在Autodesk Inventor中建立推力軸承模型如圖1 所示，滑動軸承模型參數(shù)示意圖見圖2，模型的幾何尺寸見表1。

圖1 柱面弧形油楔推力滑動軸承三維模型

表1 模型的幾何尺寸

圖2 滑動軸承模型參數(shù)示意圖

2 網(wǎng)格劃分

在Workbench 的CFX 計算之前，需要將模型中的油膜腔體設(shè)置成流體域。然后倒入Workbench 的CFX 網(wǎng)格劃分模塊，對流體域進行網(wǎng)格劃分。網(wǎng)格劃分方法采用自適應的三角單元，最小單元尺寸設(shè)定為2 μm。這樣既能夠滿足計算精度要求，又能夠有效地節(jié)省系統(tǒng)內(nèi)存空間。流體域網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖3 所示。

3 邊界條件設(shè)置

圖3 流體域網(wǎng)格劃分結(jié)果圖

圖4 流體域邊界條件的設(shè)定

網(wǎng)格劃分好之后，需要對流體域進行邊界條件設(shè)定。添加滑動軸承專用潤滑油材料，潤滑油密度為ρ＝876 kg/m3，動力黏度為：η=0.0125 Pa·s。而后設(shè)定流體域邊界。將流體域與軸頸相接觸的面，設(shè)定為旋轉(zhuǎn)墻，并設(shè)定其轉(zhuǎn)速。本文采用壓力供油方式，需要設(shè)置將油膜入口壓力和油膜出口壓力，壓力大小取0.1 MPa。其余避免設(shè)定為固定墻。流體域邊界條件設(shè)定好后，如圖4 所示。

4 求解模型設(shè)置

根據(jù)滑動軸承動壓油膜潤滑的特點，對于流體域求解模型選用湍流模型k-ε 模型。在CFX 中，k-ε 模型的計算求解已經(jīng)標準化，只需要設(shè)定好相關(guān)參數(shù)即可。本文研究中模型各個參數(shù)取C1ε=1.44，C2ε=1.92，C3ε=0.09，σk=1.0，σε=1.3。求解過程控制選項選擇為速度-應力耦合控制。

5 計算結(jié)果及分析

以上參數(shù)和邊界條件設(shè)置好后，便可以調(diào)用求解器進行計算求解。圖5 為轉(zhuǎn)速n=5000r/min，黏度η=0.0125 Pa·s時的CFX 仿真結(jié)果。其中圖5（a）為流體域與軸頸接觸面的壓力場，圖5（b）為流體域與軸頸接觸面的速度場。

圖5 穩(wěn)態(tài)油膜壓力場和速度場分布

圖6 不同轉(zhuǎn)速下的流體域應力云圖（η=0.0125Pa·s）

從圖5 中不難看出，流體在經(jīng)過弧形收縮空間時，油膜壓力急劇增大，而經(jīng)過弧形收縮空間后，油膜壓力又開始減小。而潤滑油在通過弧形放大空間時，油膜壓力明顯降低，甚至成為負壓，在最大弧形空間高度時前，達到負壓最大值。而油膜速度圓弧空間內(nèi)比較大，而且速度的變化也比較大。從圖5 中還可以看出，對于柱面弧形油楔推力滑動軸承，雖然動壓條件下軸承的承載能力較靜壓條件有明顯提高，但是其受力軸緣外側(cè)要大于軸緣內(nèi)側(cè)。并且由于負壓區(qū)的存在，使得軸頸沿圓周方向呈現(xiàn)脈動循環(huán)變應力受載。

為了進一步研究柱面弧形油楔推力滑動軸承油膜動壓潤滑特性，改變不同的黏度和轉(zhuǎn)速對滑動軸承進行仿真分析，得到如圖6 和圖7 所示的不同狀態(tài)下的應力云圖。表2 和表3 分別為不同轉(zhuǎn)速和不同黏度下的最大應力統(tǒng)計。

圖7 不同黏度下的流體域應力云圖（n=3000r/min）

根據(jù)表2 和表3 可以得到最大應力隨著轉(zhuǎn)速和黏度的變化曲線如圖8 所示。

從圖6～圖8和表2～表3 的分析表明，油膜與軸頸接觸面最大應力隨著轉(zhuǎn)速和黏度的增大而增大。即轉(zhuǎn)速越高，潤滑油黏度越大，柱面弧形油楔推力滑動軸承的承載能力就越高，油膜動壓潤滑特性也就越好。但是，黏度和轉(zhuǎn)速只是改變了油膜流體域內(nèi)的應力大小，而沒有改變應力的分布。

圖8 油膜與軸頸接觸面最大應力隨著轉(zhuǎn)速和黏度的變化曲線

表2 不同轉(zhuǎn)速時油膜與軸頸接觸面最大應力統(tǒng)計（η＝0.012 5 Pa·s）

表3 不同黏度時油膜與軸頸接觸面最大應力統(tǒng)計（η＝3 000 r/min）

6 結(jié)論

本文通過利用Workbench 中的CFX 計算流體力學仿真模塊，對柱面弧形油楔推力滑動軸承在不同的轉(zhuǎn)速和不同黏度等工況下，軸承的承載能力進行了仿真分析。結(jié)果表明：1）轉(zhuǎn)速越大，黏度越大，油膜與軸頸接觸面的最大應力也越大，軸承的承載能力提高；2）轉(zhuǎn)速和黏度變化，只改變油膜流體域的應力場大小，不能夠改變柱面弧形油楔推力滑動軸承油膜內(nèi)壓應力分布。3）柱面弧形油楔推力滑動軸承的油膜應力場沿徑向是非均勻分布，從一定程度上有利于推力軸承的自定心運動。

［1］蔣秀龍，方靜輝，汪久根.入口坡形對推力滑動軸承潤滑性能的影響［J］.潤滑與密封，2010（6）：24-28.

［2］張文濤，劉文浩，毛杰偉.基于ANSYS Workbench 的階梯面推力滑動軸承動特性研究［J］.潤滑與密封，2013（3）：81-85.

［3］劉俊，安琦，高磊.斜面推力滑動軸承的數(shù)值研究［J］.軸承，2011（9）：6-10.

［4］Wang Xiaolei，Kato K J，Adach K，et al.Loads carrying capacity map for the surface texture design of SiC thrust bearing sliding in water［J］.Tribology International，2003（36）：189-197.

［5］陳志瀾，袁小陽，王海林，等.推力軸承瓦面形面對潤滑性能影響的研究［J］.摩擦學學報，2003，23（1）：56-59.

［6］張旭，李智，楊建剛，等.基于CFD 方法的滑動軸承實際油膜特性［J］.液壓與氣動，2011（4）：97-100.

［7］高磊，劉俊，安琦.柱面弧形油楔推力滑動軸承數(shù)值分析［J］.潤滑與密封，2007（8）：99-103.