轴不对中对动压推力轴承流固耦合特性的影响

2022-08-19冉海风王风涛

淮阴工学院学报 2022年3期

冉海风，代鹏，王风涛

（安徽工程大学机械工程学院，安徽芜湖 241000）

流体动压推力滑动轴承广泛应用于旋转机械系统中。在相对运动过程中，动压轴承凭借端面微织构将润滑介质泵送进槽内，形成一层很薄的油膜，实现了密封端面的非接触，改善了密封端面间的润滑状况［1］。在工程实际中，轴不对中会导致推力轴承端面变形以及润滑液膜不成形，进而造成推力轴承失效。相关研究［2-3］发现轴不对中使得推力轴承密封间隙内的流体流动更加复杂，端面变形也更加剧烈，严重减少了推力轴承的使用寿命。因此，亟需探索轴不对中下推力轴承密封间隙内流场的润滑特性。

轴不对中对流体动压滑动轴承的润滑性能有显著影响［4-6］。Luneno等［7］考虑了推力径向组合轴承在轴不对中下的性能，得出角度偏差越大，不稳定区域也越大，但系统的临界转速不受影响。Ochiai等［8］发现端面沟槽结构能增强偏斜轴承的稳定性，通过结构优化可解决膜厚不均带来的不稳定性问题，具有很高的鲁棒性。为了阐明轴不对中状态下推力轴承的流场特性，Rohmer等［9］研究发现推力轴承在轴不对中状态下将导致轴向间隙和流速变低，但压力变高。Cable等［10］建立了偏斜状态下的油膜压力和温度场模型，发现轴不对中将改变润滑区域的承载，但对功耗和温升的影响较少。倪小康［11］建立了推力径向组合轴承计算模型，考虑了轴不对中工况下组合轴承的耦合特性，得出不同偏斜角下摩擦系数呈现出不同的规律性，其来源由承载力和水膜剪切力共同作用。

轴不对中状态下动压推力轴承的研究集中在简单流场的数值计算和相关试验，缺少微观机理的研究，且针对轴不对中对流场润滑特性及密封性能影响的研究甚少。本文将流场与固体域进行耦合计算，分析了流体与固体的变形因素和密封性能，以期丰富人字槽动压推力轴承间隙流场的研究。

1 建立计算模型

根据水流动特性对推力轴承间隙液膜的影响规律做出以下假设:

（1）忽略液膜体积力和惯性力；

（2）液膜和端面之间壁面无滑移；

（3）忽略表面粗糙度的影响；

（4）润滑介质是不可压缩流体。

1.1 流体域方程

质量守恒方程：

式中，ρ为流体密度，u为流体速度，i、j=1，2，3，表示3个方向的分量，t为时间。动量方程：

式中，u为流体速度，p为正压力，τ为剪切应力。

能量方程：

式中，E为流体微团的总能，ℎj为组分j的烩，keff为有效热传导系数，keff=k+kt，kt为湍流热传导系数，J为组分j的扩散通量，Sℎ为体积热源项。

1.2 推力板控制方程

由流体诱发固体振动、位移的控制方程为：

式中，Ms为固体单元质量矩阵，Cs为固体单元阻尼矩阵，Ks为固体单元刚度矩阵，r为固体单元的位移矢量，τs为固体单元受到的应力。

1.3 耦合控制方程

流固交界面应满足流体与固体的位移、热流量、温度、应力等相等。

式中，N、n分别为流体与固体交界面的法线方向，τf、τs分别为流体与固体的应力，d f、ds分别为流体与固体的位移，q f、qs分别为流体与固体的热流量，T f、Ts分别为流体与固体的温度。

2 人字槽推力动压轴承几何模型

2.1 轴承端面人字槽结构

推力滑动轴承偏斜状态如图1所示，α表示推力轴承与推力板偏斜角度，取0.2°～1°。在图2中，轴承端面加工有周期性分布的微型人字形螺旋槽，与一般的单侧螺旋槽相比，此结构具有优良的润滑性能和密封性能。当轴在高速旋转时，内外径间隙中流体出现剪切效应，将密封介质泵送到密封间隙中，形成一层润滑流体膜；减少了轴端面与推力板因刚性接触带来的摩损，也使得介质泄漏量变小。表1为动压推力轴承的模型参数。

表1 动压推力轴承的模型参数

图1 推力轴承偏斜状态示意图

图2（a）中，R1和R2分别为端面内半径和外半径。Rin和Rout分别是凹槽内螺旋半径和外螺旋半径，在r-θ坐标系下其结构表达式为：

式中，β是螺旋角（螺线与射线夹角）。

图2（c）中，H1是槽深，H2是轴承间隙，槽宽比B是同一外圆半径上槽宽Bg和脊宽Br之比，B=1。

图2 推力轴承端面人字槽结构

2.2 流体域边界设置

图3是流体域网格及边界条件。压力入口条件设置在液膜外径侧，压力出口条件设置在液膜内径侧，与推力轴承旋转面接触的一面设置为旋转动壁面，与推力板接触的一侧为静壁面。利用ANSYS meshing划分网格，先将槽脊区域沿着Z轴切分成12分，然后设置扫掠路径，得到图3六面体网格并经过网格无关性检验，最终网格单元数为1 220 846。液膜微间隙三维流动中，由于槽台存在，导致流动有一定扰动，形成湍流。为了研究的精确性，本文计算模型采用RNG k-ε模型。

图3 液膜网格及边界条件

2.3 推力板边界设置

推力板边界设置，如图4所示。为了保证模型可靠和计算收敛，对推力板受力分析，发现推力板端面受到流体对它的压力，另一端面是与其他部件固定连接。因此设置推力轴承间隙内流场与推力板端面为流固耦合面，负责流体与固体的数据传递，将另一端面设置为固定约束。由于轴承基材的不同，流固耦合状态下的变形有很大差异，本文轴承材料采用结构钢。

图4 推力板边界设置

3 流固耦合计算方法

图5是流体动压推力轴承流固耦合流程图。本文的流固耦合方式是一种双向耦合，即耦合迭代一次，在流体和固体模块中分别进行一次计算，并彼此交换数据，直到收敛。保证了流场压力与结构场变形实时传递数据，提高了计算的准确性。

图5 双向流固耦合流程图

4 结果与分析

4.1 轴不对中作用下轴承流场特性

流体动压推力轴承流体膜工作的原理是在旋转轴端面上加工周期分布的微型人字槽。当轴高速旋转时，润滑介质将从两端泵入槽内，并在槽根处被压缩，压力得到上升，导致轴端面和推力板分开。

如图6所示，得到了轴不对中为0.2°下，耦合前后流场的压力云图和温度云图。图6（a，b）显示了耦合前后的液膜压力云图，发现耦合计算前后间隙流场的压力分布相似，高压区分布在人字槽的根部，低压区分布在螺旋槽的内径处，且润滑介质在该处存在扩散流动，膜压降低，出现比设定的压力出口值小的现象。相比之下，耦合后的高压区更明显，液膜的最大压力更高，为8.9 MPa，比耦合前高18.0%。图6（c，d）为耦合前后间隙中流场的温度云图，液膜温度分布呈内径槽处温度高、外径低温趋势，是因为外径线速度较大，摩擦生热较快，上游槽把流体泵送进槽内，同时下游槽对内径处的流体也起到输运作用，两类流体在槽根处进行汇聚，导致温度升高。耦合计算得到的液膜最大温升约为6 K，比未耦合前高约3 K。根据式（3），结合耦合变形后液膜厚度变化与液膜流场变化的分析可知，由于推力板的变形，外径处液膜流场与未考虑变形时相比流速更大、压力更高，同时液体黏性摩擦热变大，使得液体内能更大，使温度增加。

图6 耦合前后流场压力云图和温度云图

4.2 轴不对中作用下推力板固体特性

当轴不对中时，推力轴承端面与推力板的间隙不一致，造成油膜厚度分布不均，引起液膜破裂，导致推力轴承失效。研究发现［12］轴承端面与推力板间隙关系为：油膜厚度与承载力呈负相关特性；推力板变形区域与承载力有关，承载力越大，变形量越大。上述理论从图7中得到验证，在轴不对中只有0.2°时，推力板的变形发生在圆环边缘，当轴不对中角度增大时，变形的主要区域集中在间隙较大侧，最大值为35.5×10-5mm。图8展示了轴不对中下推力板变形情况，发现变形量、应变和应力与轴不对中呈正相关特性，轴不对中从0.2°变化到1°，变形量增加了1.2×10-5mm，增幅3%。此变形量与液膜厚度相差两个数量级，可认为采用结构钢材质的推力板未发生显著变形，未对流体动压轴承的流场造成根本性的影响。

图7 轴不对中下推力板变形云图

图8 轴不对中下推力板变形

4.3 轴不对中作用下轴承密封性能

推力轴承端面和推力板发生不对中使间隙液膜在不同的部位呈现不同的状态，为了保证推力轴承的平稳运行，需判定轴不对中作用下的密封性能。现以间隙液膜的承载力、摩擦扭矩、泄漏量为依据，总结轴不对中下的密封性能。可得，轴不对中程度越大得到的承载力和摩擦扭矩越大，但泄漏量却明显减少（见图9）。说明轴不对中可以增大液膜对推力板的承载力，拓展了流体动压推力轴承的使用领域。轴不对中改变了轴承结构，使流场复杂，摩擦扭矩变得更大。泄漏量与轴不对中呈负相关，表明液膜厚度的不均匀在一定程度上减小了密封间隙内的泄漏通道。