油氣潤滑高速滾動軸承油膜運動特性數值分析

2019-07-22 11:00:50王保民劉華文張志愿

軸承 2019年12期

王保民,劉華文,張志愿

(蘭州理工大學機電工程學院，蘭州 730050)

潤滑直接影響著軸承使用精度和壽命,油氣潤滑作為一種先進的潤滑技術，越來越多地被應用到高速滾動軸承潤滑中。在油氣潤滑系統中，潤滑油和壓縮空氣混合后形成了氣液兩相流，在摩擦過程中生成氣液兩相流油膜。油氣潤滑油膜對軸承腔傳熱及潤滑性能有重要影響，故有必要對其進行研究。國內外學者對軸承腔內油氣兩相流做了大量研究。文獻[1]基于VOF方法和RNG(Renormalization Group)k-ε湍流模型分析了兩相界面處理方法，捕捉了發動機軸承腔內油膜與空氣的交界面，得到軸承腔與回油管道中滑油流動狀態；文獻[2]通過改變供油量、轉速、軸向預載荷等工況參數，測試反映主軸軸承潤滑性能的油膜電阻和軸承部位的溫度，對軸承內部的潤滑性能進行試驗研究；文獻[3]基于DPM(離散相模型)和VOF方法建立了完整的數學模型，得到不同轉速下的內壁面油膜厚度和潤滑油體積分數的動態變化過程；文獻[4]對油滴在軸承腔內運動、油滴/壁面相互作用及油膜的流動進行分析；文獻[5]采用VOF方法且結合自適應網格技術，更準確地模擬油氣兩相流的接觸面；文獻[6]分析和探討了油滴變形對油滴速度和運行軌跡的影響，變形和二次沉積效應對壁面油膜厚度和速度分布的影響；文獻[7]分析了不同保持架引導方式下的軸承腔壓力分布、氣相流動與阻力、溫度場變化規律；文獻[8-9]對點線接觸彈流潤滑的供油條件的退化進行了分析；文獻[10]分析了接觸點表面波紋對乏油潤滑彈流潤滑的影響；文獻[11]建立了雙向耦合模型，對比分析不同轉速噴油后2種模型腔內空氣速度和湍動能的分布；文獻[12]建立了軸承結構、轉速、供油量與軸承內部實際油液體積分數之間的聯系；文獻[13]分析了軸承運行工況及保持架幾何參數對軸承腔內流場分布與換熱效率的影響；文獻[14]對航空發動機內壁換熱開展試驗與仿真，得到了潤滑油油膜對軸承腔內壁換熱的影響。

然而，目前對油氣潤滑軸承油膜運動的數值分析缺乏考慮多種工況(供油量、供氣壓力、轉速)共同作用和實際軸承腔的復雜性(內外圈、滾動體、保持架、油氣二相流)，很少分析工況作用對油膜運動的影響。鑒于此，以SKF 6307深溝球軸承為研究對象，建立精確的油氣潤滑滾動軸承模型，使用VOF多相流模型模擬兩相流的自由表面流動，SMM滑移網格模型模擬軸承腔內各結構的相互作用運動,分析供油量、轉速、供氣壓力對油膜狀態及運動速度的影響。

1 數值計算模型

1.1 滑移網格模型

高速滾動軸承腔內的運動形式復雜，油氣兩相流、保持架、內圈都進行公轉，球既有公轉又有自轉，這些運動沒有相對于旋轉方向的法向運動。滑移網格模型是多運動參考系模型的一種，可以模擬軸承腔多區域不同運動方式以及球與油氣兩相流之間的強烈相互作用,故使用滑移網格模型對軸承的運動方式進行描述，考慮分界面兩側的非定長相互作用。

將整個軸承腔分成不同的運動區域，可以在各個運動區域上設定不同的旋轉速度和平移速度。將球附近的流場設為滑移網格，使用相對運動方式模擬球公轉和自轉。考慮到軸承二相流隨時間變化，滑移網格模型采用瞬態求解。設某流體旋轉區域角速度為ω，則相對于該區域的矢量位置r處的相對速度為vr與該區域固定坐標系下的絕對速度v之間的關系為

v=vr+ωr，

(1)

(2)

▽[μ(▽v+▽vT)]-▽ρ+F,

(3)

式中:ρ為流體密度；t為時間；符號▽為散度；上標T為矩陣轉置；F為外力。

1.2 幾何模型和網格模型

以SKF 6307深溝球軸承為研究對象，其主要結構參數見表1,預緊力為100 N。

表1 SKF 6307深溝球軸承主要結構參數

由于FLUENT計算的區域是流體域，使用三維軟件建立軸承腔物理模型，考慮到油氣潤滑的進出口，相應地建立噴嘴結構和出口結構。油氣可以從噴嘴進入，從出口排出，得到軸承腔的流場模型，如圖1所示。

1—外圈內壁面；2—油氣出口；3—內圈內壁面；4—油氣進口；5—球壁面；6—保持架壁面

使用CFD前處理軟件ICEM CFD對軸承腔進行網格劃分，考慮多相流模型的計算收斂性以及計算精度，將整個軸承腔使用六面體網格劃分。網格數量為3 271 264，節點數量為2 886 669，網格綜合質量0.6以上。在流體域內臨近壁面位置，法向速度存在非常大的梯度，因此在近壁面流體區域對網格進行加密，建立軸承腔的網格模型。

1.3 邊界條件和求解設置

進口潤滑油和壓縮空氣溫度為20 ℃，潤滑油密度為876 kg/m3,黏度為0.058 Pa·s,氣化飽和壓力為0.5 MPa。軸承腔的初始溫度為25 ℃，初始壓力為標準大氣壓。潤滑油和壓縮空氣進口分別為速度進口、壓力進口，出口為壓力出口。軸承腔外圈為靜止壁面，內圈為旋轉運動壁面。

軸承腔流體域選用RNGk-ε湍流模型，多相流模型采用VOF隱式求解，壁面函數選擇Standard wall functions。使用基于壓力基的離散控制方法，速度與壓力耦合算法選擇SIMPLE算法，油氣二相流的自由液面隨時間變化，Time采用Transient(瞬態)計算。

油氣流經內外圈溝道等壁面過程中，油氣黏性流體與固體壁面之間會形成一個表面層，表面層內存在相互吸引力，產生表面張力。因此需要考慮到兩相流的表面張力和壁面黏附作用，指定兩相流與壁面的接觸角用于調整壁面單元的法向。近壁面的實際單元的表面法向量為

圖1中的柱形圖從左向右表示為有很大幫助、有幫助、存在問題；四個圖形分別表示專業理論知識水平、崗位技能水平、學習目標明確、學習積極性提高。

n=nwcosθw+twsinθw,

(4)

式中：nw，tw分別為壁面的單位法向量和切向量；θw為二相流與固體壁面之間的夾角。

2 結果與分析

2.1 軸承腔內流場分布

在供氣壓力為0.25 MPa，供油量為6 mL/h，轉速為9 000 r/min時，軸承腔和球上的油相分布分別如圖2和圖3所示。由圖可以看出：整個內、外圈壁面處和球部分壁面處的油相體積分數均接近于1，表明油氣兩相流在流動過程中，潤滑油附著在內外圈溝道和球的壁面上，累積形成了兩相流油膜。

圖2 軸承腔油相分布

圖3 球表面油相分布

設油氣進口方位角為0°，出口方位角為180°，每隔22.5°取個截面，并利用FLUENT后處理工具計算該截面的平均油相體積分數。在供氣壓力為0.25 MPa,轉速為9 000 r/min時，不同供油量下軸承腔的周向油相體積分數如圖4所示。在供油量為6 mL/h,轉速為9 000 r/min時,不同供氣壓力下軸承腔的周向油相體積分數如圖5所示。在供油量為6 mL/h，供氣壓力為0.25 MPa,不同轉速下軸承腔的周向油相體積分數如圖6所示。

圖4 不同供油量下的軸承腔周向油相體積分數

圖5 不同供氣壓力下的軸承腔周向油相體積分數

圖6 不同轉速下的軸承腔周向油相體積分數

由圖4—圖6可知：油相體積分數在周向分布上自油氣進口到出口先增大后減小且呈對稱分布，因進口壓差大，空氣剪切力大,不利于潤滑油黏附，靠近出口處會帶出部分潤滑油；供氣壓力越大，油相體積分數越大；供油量或者轉速增大，使油相體積分數達到一個最大值。說明兩相流油膜厚度自油氣進口至出口先增大后減小，供油量、供氣壓力、轉速對油膜厚度影響較大，但對油膜狀態在軸承周向上的變化規律沒有影響。故可選取軸承油氣進口至出口的90°截面油膜作為研究對象，分析不同工況下油膜狀態變化。

2.2 供油量對油膜狀態的影響

供氣壓力為0.25 MPa,轉速為9 000 r/min,不同供油量下軸承腔的油相分布如圖7所示。由圖可以看出：內外圈和球壁面處體積分數接近為1，說明潤滑油黏附在內、外圈溝道和球的壁面上，形成了一層環狀的油膜；當軸承供油量較小時，軸承腔處于乏油狀態，兩相流油膜厚度較薄且不完整，不利于軸承潤滑和換熱；當供油量增大時，兩相流油膜厚度增大且更加完整，潤滑性能增強，軸承溫度降低；當供油量增加到6 mL/h左右時，兩相流油膜厚度達到最大值，軸承處于最好的潤滑狀態；供油量繼續增加，油膜厚度減小，逐漸不完整，因為軸承內部多余的潤滑油會引起攪動生熱，導致軸承溫度急劇升高，潤滑油黏度降低，從而使油膜變薄。

圖7 不同供油量下軸承腔的油相分布

2.3 供氣壓力對油膜狀態的影響

在供油量為6 mL/h,轉速為9 000 r/min時,不同供氣壓力下軸承腔的油相分布如圖8所示。由圖可知：供氣壓力較小時，油膜較薄且不完善，因為供氣壓力小時，氣流速度慢，無法形成有效的環狀兩相流；當供氣壓力增大時，內、外圈溝道上的油膜變厚也更完整，這是由于進氣壓力增大，壓縮空氣流量增大，并且油液速度加快，有利于油膜的形成；當供氣壓力大于0.35 MPa時，油膜增厚速度變緩，因為當供氣壓力較大時，油液流速大且氣體流量較大，使本應黏附在摩擦副上的部分潤滑油沒有參與油膜成形，影響潤滑效果。

圖8 不同供氣壓力下軸承腔的油相分布

2.4 轉速對油膜狀態的影響

在供油量為6 mL/h，供氣壓力為0.25 MPa時,不同轉速下軸承腔的油相分布如圖9所示。由圖可知：轉速較低時，內、外圈溝道和球油膜的厚度較薄，與經典潤滑理論變化趨勢一致[15];當軸承轉速為9 000 r/min時,油膜厚度為最大值;而轉速繼續增大時，油膜厚度減小，也逐漸缺失。因為較高轉速時，球周圍氣流渦旋增多，使潤滑油不易到達潤滑點，不利于油膜的形成。并且由Palmgren 經驗公式可知,發熱量是轉速的高階函數，在高速運轉中繼續增大轉速會導致溫度急劇上升，潤滑油黏度降低，使油膜變薄。