轴颈转速对滑动轴承油膜特性及轴瓦结构特性的影响

轴颈转速对滑动轴承油膜特性及轴瓦结构特性的影响谢翌;张博;胡玉梅;阮登芳【摘 要】为了更加精确地分析高转速下内燃机轴承轴瓦的受力情况,明确不同轴颈 转速对轴瓦的受力规律的影响,采用流-固顺序耦合的方法,在滑动轴承油膜的 CFD 分析模型的基础上,建立轴瓦的有限元分析模型,并基于该模型得到不同轴颈转速下 油膜压力、承载力、油膜组分分布以及轴瓦应力、应变随轴颈转速的变化规律.研 究结果表明:随着轴颈转速的增加,油膜的压力不断增大,轴瓦载荷不断增加,轴瓦应力 变形逐渐增大;油膜最大压强随轴颈转速的增加几乎呈线性增长,导致轴瓦的最大应 力值及最大变形也几乎呈线性增大;随着轴颈转速的增加,润滑油入口附近,润滑油体 积分数逐渐减小,油膜破碎区内,润滑油体积分数的梯度更加明显.期刊名称】润滑与密封年(卷),期】2015(040)011【总页数】8页(P23-29,34) 【关键词】 滑动轴承;转速;油膜特性;轴瓦结构特性【作 者】 谢翌;张博;胡玉梅;阮登芳【作者单位】 重庆大学机械传动国家重点实验室 重庆400044;重庆大学汽车工程 学院 重庆400044;重庆大学汽车工程学院 重庆400044;重庆大学汽车工程学院 重 庆400044;重庆大学汽车工程学院 重庆 400044【正文语种】 中 文中图分类】 TK263.3 内燃机曲轴主轴承作为一种典型的滑动轴承,在工作中受气缸内爆发压力的作用,润 滑油膜的最大压力可达平均压力的610倍。近年来随着内燃机性能要求的不断 提高,内燃机轴承的设计也随之更新和完善。当前内燃机设计所追求的目标为高可 靠性、长寿命、低油耗、高输出功率、低摩擦损失等。这些要求对于轴承,特别是 滑动轴承来说,则要求其使用更低黏度的润滑油,并缩小其尺寸,以及在更高载荷和更 薄润滑油下工作。因此对内燃机曲轴轴承的摩擦学性能研究对改善内燃机的性能、 提高可靠性以及延长内燃机自身寿命具有十分重要的意义。以往对滑动轴承油膜压 力的研究均是基于求解Reynolds方程1-3进行的。但Reynolds方程忽略了 Navier-Stokes方程中惯性项，油膜曲率等因素对油膜的影响。此外Reynolds方 程将油膜简化为简单的楔形结构,这样简化不能考虑润滑油进口、挡板以及油槽等 结构对轴承油膜压力分布的影响。因此采用基于 Reynolds 方程1-3求解轴承油 膜压力的方法在理论上便存在着一定的误差。这一误差将影响油膜压力的计算精度, 进而影响轴瓦表面载荷的计算精度,从而导致轴瓦应力、应变的计算出现误差。为了提高轴承油膜压力的计算精度，近年来，随着CFD技术的发展，越来越多的学者 开始使用直接求解N-S方程的方法来研究滑动轴承的润滑特性。其中,Guo等4 采用 CFD 的方法不仅模拟了滑动轴承油膜压力的分布情况,还将仿真结果同 Reynolds方程进行了对比，对比表明CFD方法与Reynolds方程得到的计算结果 趋于一致。高庆水和杨建刚5应用FLUENT软件对普通圆柱轴承的压力分布进行 了计算分析,研究了上、下轴瓦开槽对滑动轴承的压力分布、进油量和承载力等因 素的影响。Deligant等6利用CFD方法研究了不同转速和进油口温度对滑动轴 承的摩擦损失的影响。于桂昌7利用新的动网格更新方法对轴承中油膜的瞬态流 场进行了计算,分析确定了其影响因素。在对油膜承载特性研究逐渐加深的同时,国 内、外在轴承几何参数对油膜压力分布影响方面也展开了一定的研究8,但大多以 机制分析为主。虽然学者们对滑动轴承油膜承载力进行了较为深入的研究,但研究 仅局限于轴承油膜压力分布以及油膜承载力方面。在油膜压力分布对轴瓦受力、变 形的影响方面的研究,仍比较欠缺。鉴于此,本文作者采用顺序耦合的方法,建立了某 汽油机主轴承油膜流场的三维CFD分析模型，计算了不同轴颈转速下,油膜的压力分 布；并以此为基础,采用有限元方法分析轴颈转速对轴瓦受力、变形的影响。1.1 数学模型 为了为轴瓦的结构分析提供精确的油膜压力分布,必须考虑油膜中存在的气穴效应 以及湍流等现象对油膜压力的影响。为此采用基于多相流的N-S方程组作为流体 域的控制方程，在多项流模型的选择上，采用MIXTURE模型来模拟润滑油同空气的 气-液两相流动。此外,为了更好地模拟气穴对油膜压力的影响,仿真时,采用全气穴 模型9 (Full cavitation model)。由于SST k-3模型10能够较好地模拟流体在 低Re数流动以及剪切流下湍流运动,故选用SST k-3湍流模型来模拟湍流。1.2 几何模型与网格划分考虑进油口的影响，仿真的滑动轴承的油膜结构如图1所示。图1中，轴承直径D1 为44.8 mm,宽度B为17.6 mm。轴颈直径D2为44.74 mm,偏心率为。在某 轴颈转速下，由于偏心率随转角的增加不断变化,为了研究方便，选取750 r/min工 况下，所有转角位置所对应的偏心率的最大值0.703,作为建模基准。这是因为：(I) 主轴承所受载荷随转速的增加不断增加,每个转速下,偏心率最大值不断增大,不能用 固定载荷进行计算，必须选取特征偏心率；(II)所研究的其他轴颈转速所对应的最大 偏心率以及平均偏心率与750 r/min工况的最大偏心率相差不大，其中3 000 r/min工况下，最大偏心率为0.722,平均偏心率为0.674,6 000 r/min工况下，最大 偏心率为0.747,平均偏心率为0.691,为了兼顾所有工况下的轴承载荷,取偏心为 0.703,这样既能够表征750 r/min工况下，轴承的最大载荷，又能够反应其他工况下 轴承所受个较大载荷(该载荷介乎于平均载荷与最大载荷之间,靠近最大载荷)。此 外，轴承入油口直径D3为6 mm,高度为5 mm。在滑动轴承结构不变的情况下，改 变轴颈转速,使其分别为750 、1 000、2 000、3 000、4 000、5 000、6 000 r/min,并对这一系列转速进行数值模拟研究。为了提高仿真精度,计算时采用结构化网格对流体域进行网格划分。由网格无关解 试验可知,最终网格总量约为25万,轴承楔形间隙的油膜域中网格层数为10,最终网 格结果如图2所示。1.3 边界条件及计算方法 为了考虑了空穴效应的影响,仿真时采用气-液两相流模型进行计算,其中液相为润滑 油，其密度为873.3 kg/m3,动力黏度为0.012 23 Pas,气相为润滑油中溶解的空气 其密度为1.225 kg/m3,动力黏度为1.789 4x 10-5 Pas。流场计算0润滑油入口 采用压力入边界条件，入压力为0.696 MPa,空气体积分数为0;计算域两侧为 流体出，采用压力出边界条件，出压力为101 325 Pa。计算域内壁为轴颈面， 采用旋转壁面边界条件,转轴为X轴；其他固壁均采用无滑移壁面边界条件。此外， 在计算中,油膜破碎压力为0.101 MPa11。为了提高油膜的仿真精度,计算中采用高阶离散格式对控制方程中的对流项和压力 进行离散,其中对流项使用二阶迎风格式,压力项使用二阶格式。此外,其他各项均采 用一阶迎风格式进行离散。速度和压力的耦合采用SIMPLE算法，收敛标准为10-6。1.4 数值方法验证为了校验仿真，将该仿真方法应用于Guo等4的滑动轴承分析模型中，并将基于该 方法CFD的仿真结果与Reynolds方程的结果进行了比较。比较结果如表1所示。 基于Reynolds方程的油膜分析软件VT-FAST和VT-EXPRESS（VT-FAST 和VT- EXPRESS 通过了大量的实验对比，证明了其计算油膜压力以及油膜承载力方面的精 度）计算结果与本文作者所采用的 CFD 方法的计算相对误差仅为1.03%和1.72%。 由此可知，本文作者所采用的计算方法具有较高的可行性。1.5 流场计算结果与分析1.5.1 油膜压力分布油膜压力为求解轴瓦结构特性的基础,根据本文作者提出的CFD方法,滑动轴承在不 同转速下油膜压力沿轴承圆周方向的分布如图3所示。图3选取的轴颈转速分别 为750、2 000、4 000、6 000 r/min。由图3可知，在楔形收敛区内，随着间隙的 减小,油膜压力逐渐增大,在到达油膜间隙最小前达到最大值。之后,随着油膜间隙的 逐渐增加,油膜压力缓慢减小,当油膜压力小于油膜破碎压力时,油膜产生破裂,溶解于 润滑油内的空气逐渐析出,形成空气蒸汽混合区。故在楔形发散区域的后部分,流体 压力趋于稳定，其值在0.101 MPa附近波动。在X=0截面（轴承对称面）上定义极坐标系,其中轴承圆心为极点，丫轴正半轴为极轴, 极角方向为逆时针方向。根据该坐标系,轴颈面油膜压力的周向分布如图4所示。此外,在该坐标系中润滑油入口所对应的角度为90,受润滑油入口的影响,该区域附 近压力变化很小，其值约为0.698 MPa。由图4可知，随着轴颈转速的增加,轴承油 膜承载区（油膜压力大于一个大气压范围）的作用范围变化极小，均在74.29。 254.58之间变化。此外,油膜最大压力的位置所对应的极角约为173.4,也几乎不 随转速的增加而变化。由此可知,油膜承载区范围和最大油膜压力出现的位置与轴 颈转速关系不大。由图4还可知,在油膜承载区内的相同极角下,随着轴颈转速的升 高，油膜压力逐渐升高，在173.4位置处，当转速为750 r/min时，油膜的最大压力为 1.13 MPa,当转速为6 000 r/min时，油膜的最大压力为8.14 MPa。这是因为轴颈 所受的离心力随轴颈转速逐渐增大。此外,在油膜承载区域内,随着极角的增加,相同 极角位置处,油膜压力随轴颈转速的增加几乎呈线性增加,其结果如图5所示。 由图5可知,油膜压升率（直线的斜率）随转速的增加呈现出先增加后减小的趋势,其 中极角为173.4时,直线斜率为644.7,其斜率为最大。由此可知,轴颈旋转速度的增 加对轴承承载区高压部分的影响大于低压部分。1.5.2 油膜承载力不同轴颈转速下,油膜承载力在Y Z轴方向上分量Fy、Fz以及承载力Fyz的变化 规律如图6所示。可知，随轴颈转速的增加，不仅承载力在Y、Z轴两个方向上的分 力同时增大，而且承载力也不断增大。此外，承载力在Y轴上的增长速率大于Z轴。1.5.3 油膜的组分分布油膜润滑油在不同转速下的体积分数分布如图7所示。在油膜承载区内,油膜内润 滑油体积分数沿逆时针方向几乎不变,且此时的空气含量小于5%。而在轴颈和轴承 座面所构成的楔形区域发散域内,润滑油体积分数沿逆时针方向逐渐减小,并最终在 油膜间隙内充满空气,在该区域内空气的体积分数在85%以上。产生这种现象的原 因如下：在油膜间隙收敛的楔形区域内,油膜压强逐渐增大,其数值均大于油膜破碎 压力,故该区域内空气均溶解于润滑油中,未发生油膜破碎,润滑油体积分数趋近于 1； 在油膜间隙发散段内,随着间隙的增大,油膜压力逐渐减小,润滑油对空气的溶解度降 低。当压力小于油膜破碎压力时,油膜产生破裂,溶解的空气从中析出,导致空气的体 积分数逐渐增大。由图7还可知,随转速的增加,在入口处的润滑油体积分布逐渐减 小,形状由原来的弧形转变为尖角形,且尖角距离入口的距离越来越小。此外,随着轴 颈转速的增加,油膜破碎区内润滑油体积分数的梯度更加明显；该区域中,润滑油体 积分数大于85%的区域的面积逐渐减小；润滑油和空气在楔形间隙发散段内的混 合面积逐渐增加。2.1 控制方程轴瓦部分的控制方程可由牛顿第二定律导出： 为了将轴瓦表面上的油膜压力精确地传递到轴瓦上,轴瓦与油膜的流-固交界面应满 足交界面上力和加速度相等：2.2 几何模型与网格划分文中，轴瓦厚度为5 mm,材料为45#钢，其余结构参数与油膜流动仿真模型的结构参 数相同,其结构如图8所示。轴瓦有限元分析模型的计算网格采用四面体网格，网格尺寸为1 mm,最终网格总数量为6.5万,网格划分结果如图9所示。2.3 载荷及约束 考虑到轴瓦在安装时,与轴承座的配合为过盈配合,在工作下轴瓦外壁面无相对运动 的发生，故对轴瓦外壁面（图10中的A位置）采用固定约束，限制各个方向上的自由 度。由于轴颈的轴向窜动对油膜的影响较小,流体黏性在轴向的摩擦可忽略,轴瓦在 轴向上无变形，故在约束时，限定轴瓦两侧壁（图10中B处位置）的轴向自由度。由于 轴瓦内壁直接与油膜接触,其表面受力为油膜中润滑油或者油气混合物的压力。为 了精确计算轴瓦的受力情况，本文作者将CFD计算所得的不同转速下油膜压力直接 加载到轴瓦的内表面（图10中C位置）。轴瓦有限元分析中，完整的约束和载荷的施 加如图10所示。2.4 计算结果与分析2.4.1 轴瓦应力分布不同轴颈转速下,轴瓦的应力分布如图11所示。可知,轴瓦所受应力沿逆时针方向,随极角的增加不断增大。在最小油膜间隙前,当极角为173.4时,轴瓦所受应力达到 最大,在通过最小间隙后,轴瓦所受应力迅速降低,当油膜破碎,其压力趋于稳定后,轴 瓦应力下降到稳定。这是因为从润滑油入口位置开始,油膜压力沿逆时针方向逐渐 增大,在最小间隙前达到最大后缓慢减小,这导致轴瓦所受载荷随沿逆时针方向也呈 现出先增加后减小的变化趋势。由图11还可知,随着轴颈转速的增加,轴瓦所受应 力逐渐增大,且高应力区的作用范围逐渐变广。这是因为随着轴颈转速的增加,油膜 高压区的面积逐渐增大,高压区中油膜压力逐渐增加。不同转速下,轴瓦最大应力随轴颈转速的变化规律如图12所示。可知,随着轴颈转 速的增加,油膜最大压力不断增大,轴瓦应力不断上升。此外,由于极角173.4位置, 油膜最大压力随轴颈转数几乎呈线性上升,故在该位置处,随着轴颈转速的增加,轴瓦 最大应力值也呈现出线性增加的趋势。在本文作者所研究的轴颈转速模型中,750 r/min模型，轴瓦所受应力为0.64 MPa,6 000 r/min模型，轴瓦所受应力为5.05 MPa,相对于750 r/min模型,应力提升高了 7.9倍。图13示出了不同极角下X=0截面处轴瓦应力随转速的变化规律。可知，当轴颈转 速小于1 000 r/min时，轴瓦应力在圆周方向不同位置的变化量较小，其中750 r/min模型,在极角90。、173.4。以及205位置处，轴瓦所受应力分别为0.185、 0.64以及0.085 MPa。这是因为当轴颈转速为750 r/min时油膜压力整体较小， 压差相对于其他转速较小。随转速增加,轴瓦应力随角度变化幅度逐渐增大,其中,5 000 r/min 模型,在极角 90、173.4以及 205位置处,轴瓦所受应力分别为 0.179 4.21以及0.467 MPa,这是因为该转速下,不同极角位置处油膜的压差较大,由此导 致轴瓦所受载荷在不同位置处的差值较大。此外，由CFD计算结果可知，轴颈转速的 增加对油膜低压力区的影响小于高压力区,这将导致转速对轴瓦高应力区应力的影 响大于低应力区。由图13可知,在轴瓦低应力区、极角105位置处,当轴颈转速从 750 r/min增加到6 000 r/min时,应力仅增加了 0.325 MPa,而在轴瓦高应力区、 极角173.4位置处，当轴颈转速从750 r/min增加到6 000 r/min时,应力却增加了 4.41 MPa。2.4.2 轴瓦变形分布 图14示出了不同转速下,轴瓦变形量的空间分布。可知,轴瓦变形与轴瓦应力的分 布规律相似,即从润滑油入口开始,沿逆时针方向,轴瓦变形逐渐增加,并在最小间隙之 前,变形量达到最大,随后轴瓦变形量迅速减小至稳定。此外,由图14还可知,随着轴 颈转速的增加,轴瓦变形区的范围从最小间隙附近逐渐向周围拓展；在相同空间位 置处变形量不断增大。不同转速下,轴瓦的最大变形量随轴颈转速的变化规律如图15所示。可知,随着轴 颈转速的增加,轴瓦最大形变处的变形几乎呈线性逐渐增大,其中,当轴颈转速为750 r/min时，轴瓦最大变形为7.56 pm,当轴颈转速为6 000 r/min时，轴瓦最大变形量 为 59.4 pm,为 750 r/min 模型的 7.9 倍。在本文作者研究的范围内，所提出的CFD方法与Reynolds方程对同一滑动轴承 的计算结果一致,表明该CFD方法能够较为精确地模拟滑动轴承润滑油油膜的压力 分布和油膜组分分布。(2) 随着轴颈转速的增加,虽然承载区内的油膜压力不断增大,油膜最大承载力呈线性 增加,但油膜承载区作用范围、最大应力位置均变化很小。此外,随着轴颈转速的增 加,油膜承载力不断增大，其中Y方向承载力分量的增长速度大于Z方向。(3) 随着轴颈转速的增加,润滑油入口附近,沿顺时针方向,油膜区的面积逐渐减小,油 膜破碎区的面积逐渐增加。此外,随着轴颈转速的增加,油膜破碎区域内充满空气区 域的面积逐渐减小。(4) 随着轴颈转速的增加,轴瓦所受应力不断增加,轴瓦变形不断增大,轴瓦最大应力、 变形随轴颈转速均呈线性增大。此外,随着轴颈转速的增加,轴瓦最大应力、变形的 出现位置几乎不变。【1】张直明，张言羊，谢友柏尊滑动轴承的流体动力润滑理论M.北京:高等教育出 版社,1986.【2】陈伯贤，裘祖干,张惠生流体润滑理论及其应用M.北京:机械工业出版 社,1991.【3】吴超汪文，岑少起,等三维油膜动特性试验研究J.机械工程师,2005(10):35- 37.【4】 Guo Zenglin,Hirano T,Kirk R G.Application of CFD analysis for rotating machinery:Part I:hydrodynamic,hydrostatic bearings and squeeze film damperJ.ASME Journal of Engineering for Gas Turbines and Power,2005,127(4):445-451.【5】高庆水，杨建刚基于CFD方法的液体动压滑动轴承动特性研究J.润滑与密 封,2008,33(9):65-67.【6】Deligant M,Podevin P,Descombes G.CFD Model for Turbocharger Journal Bearing PerformancesJ.Applied Thermal Engineering,2011,31:811- 819.【7】于桂昌基于CFD的滑动轴承瞬态流场计算D杭州：浙江大学,2011.【8】康宁，迟启明基于N-S方程的径向滑动轴承油膜承载力的计算J.润滑与密 封,2010,35(10):9-12.【10】 Menter F R.Two-equation eddy-viscosity turbulence models for engineering applicationsJ.AIAA Journal,1994,32(8):1598-1605.【11】沈心敏，闻英梅,孙希桐，等摩擦学基础M.北京:北京航空航天大学出版 社,1991:306.