轮缘推进电机推力轴承水润滑性能分析

2023-12-06解忠良郑召利吴牧云柯汉兵

润滑与密封 2023年11期

何涛解忠良焦见杨康代路马灿郑召利吴牧云柯汉兵

（1.热能动力技术重点实验室湖北武汉 430205；2.武汉第二船舶设计研究所湖北武汉 430205；3.西北工业大学工程力学系陕西西安 710072；4.西安电子科技大学机电工程学院陕西西安 710071）

轮缘推进技术对电机和推进器进行了一体化集成设计，其充分利用电机与海水接触、散热效果好的特点，又有效节约水下航行器内腔体使用空间，设计理论创新，适用性广泛，能广泛应用于水面及水下航行器的动力推进系统［1］，被建议列入机械与运载工程领域优先发展的潜在颠覆性技术之一［2］。轮缘推进技术具有高效率、高比功率、低噪声、能长期运行等优点，逐渐成为各国新型水下／水面航行器动力系统的重要研究方向［3］。近20 年来，国内学者围绕轮缘推进器的关键技术开展了大量研究。汪勇和李庆［4］针对应急推进需求，提出了一种新型大功率电机－螺旋桨一体化设计方法。胡鹏飞等［5］围绕轮缘推进器的冷却开展多物理场耦合计算分析。曹梅亮等［6］、叶姗［7］围绕轮缘推进器水动力性能开展了较为系统的研究。YAN 等［8］对轮缘推进器的优缺点进行了较为全面的阐述，提出轮缘推进器与船体的动力学耦合、智能控制策略及其振动噪声控制等技术，是目前轮缘推进技术需突破的关键技术。彭绪意等［9］对推力轴承在低速重载工况下的服役期限进行了研究。结果表明，油膜厚度的增加使得轴承压力分布不均匀、增长不稳定。曲璠等人［10］设计并提出了一套超声检测系统，并利用超声波技术检测了可倾瓦推力轴承油膜的稳定性，获得了指定转速和施加载荷下推力轴承进、出油口处的油膜厚度。魏士杰等［11］研究了油润滑条件下推力轴承－转子系统中水分的影响，通过对油中水的质量分数的测试和提取，利用黏温关系和动力黏度，得到了不同质量分数下含水润滑油的各项静态性能。周俊丽等［12］分析了轴承运行工况对油膜厚度超声检测灵敏度的影响，结果显示，旋转设备启停阶段，超声检测的灵敏度较低，精确性较差。LIN等［13－15］分析了螺旋槽推力轴承在高速工况下考虑空化、惯性、热效应以及湍流等因素的性能变化规律，结果表明，轴承的螺旋角对润滑性能和承载能力起到至关重要的作用，螺旋角过大将导致润滑失效、承载能力严重降低。FENG 等［16］也分析了水润滑螺旋槽推力轴承在高速条件下的各项性能，发现适当的轴承表面织构参数和沟槽尺寸使得承载能力达到最大值。

由于轮缘推进器（如图1 所示）整个装置都直接工作在海水中，海水一方面作为冷却介质，另一方面作为推进器支承系统的润滑介质。由于海水黏度低，难以建立有效的动压润滑效应，同时随着轮缘推进器的推进功率不断提升，其传递的推力也显著升高，对轮缘推进器的推力轴承提出了新的挑战。本文作者围绕新型轮缘推进器结构，提出一种满足其推进需求的推力轴承设计方案，并开展润滑性能分析。

图1 轮缘推进电机水润滑推力轴承示意Fig.1 Schematic of water－lubricated thrust bearing of rim propulsion motor

1 润滑模型

流体动压推力轴承的结构如图2 所示，轴承一般由3 个以上的扇形瓦块组成，瓦块与推力环之间可以形成一定厚度的承载液膜。液体动压推力轴承可分为固定瓦推力轴承和可倾瓦推力轴承。在斜面固定瓦轴承中，当工况改变时，轴承入口与出口的间隙值将同时同量增减，间隙比随之改变，不能始终维持最佳的设计状态。为提高推力轴承润滑性能，将推力瓦设计为绕支点自由摆动的瓦块，即可倾瓦轴承，如图3所示。

图2 推力轴承示意Fig.2 Schematic of thrust bearing

图3 可倾瓦推力轴承示意Fig.3 Schematic of tilting pad thrust bearing

动压推力轴承内动压的形成原理与动压径向轴承类似，轴向载荷的存在使得扇形瓦沿着支点发生倾斜，在推力环与扇形瓦之间形成楔形水膜，推力环与扇形瓦之间的相对运动使得楔形水膜内形成动压以平衡轴向推力；轴向载荷发生变化时，楔形水膜的间隙比也会随之变化，使得水膜压力与轴向载荷之间产生新的平衡，如图4 所示。其流体控制方程［17］为

图4 楔形水膜内的速度分布示意Fig.4 Schematic of velocity distribution in wedge water film

从式（2）、（3）、（4）的结果可知，从截面a 到截面b，压力逐渐增加，在b 截面处达到最大值，从b 截面到c 截面，压力逐渐降低，如图4 所示。

润滑水随推力轴承中的转轴旋转，当转速达到临界值时，流态从层流转变为湍流。如果流态为湍流，摩擦阻力和功耗将显著增加，从而导致螺旋桨推进系统危险运行。因此，雷诺方程对于准确表达流体运动非常重要。其公式表示如下：

根据图5，推力轴承的膜厚方程为

图5 推力轴承膜厚示意Fig.5 Schematic of thrust bearing film thickness

因研究涉及到推力轴承水膜温度分布，其中能量方程为

此外，根据临界雷诺数判断该推力轴承内处于何种流态：

根据邓礼平［18］的研究显示，雷诺数介于1 000～1 500，推力轴承内部润滑水由层流向湍流转变。研究采用临界雷诺数为1 500，根据轴承结构和运行参数计算得出1 000 r／min 时的雷诺数为1 452，2 000 r／min时的雷诺数为1 675。因此，研究整体采用湍流流态。

综上可知，在楔形水膜的流动过程中，当水膜厚度方向的速度不按线性分布时，则水膜流动方向会存在压力梯度；速度在水膜厚度方向按内凹分布时，压力梯度为正，压力逐渐增加；当速度刚好达到线性分布时，压力达到极值；当速度按外凸分布时，压力梯度为负，压力逐渐减小。

2 数值分析流程

根据上述分析过程，开展轮缘推进电机水润滑推力轴承润滑性能分析，数值分析流程如图6 所示。计算步骤为：首先进行水润滑动压推力轴承的结构和工作参数设计，给定轴颈直径、扇形推力垫内外半径、运行转速和施加载荷；对轴承轴瓦进行平均压力的试计算，从而选择出合适的工作压力；计算瓦块总面积、外径和宽度等以选定轴承长宽比，同时计算出轴瓦的平均周长；经过上述过程，最终确定轴承瓦块数并计算平均压力；如果平均压力不满足收敛标准，则可减小初选平均压力直至满足压力收敛要求；实际平均压力满足计算收敛标准后，再选取轴承轴向和周向的偏置参数从而进行最小膜厚的计算；如果计算结果不满足收敛条件，合理调节初选压力使膜厚达到收敛标准；最后计算轴承摩擦功耗和温升。

图6 数值分析流程Fig.6 Flow of numerical analysis

3 结果及分析

3.1 压力分布

根据工况，设计的推力轴承尺寸如表1 所示，其中，瓦块占比主要是所有瓦块占整个推力环的比值，该值可衡量推力轴承承受轴向载荷的能力。根据图6所示的数值分析流程对推力轴承的润滑特性进行分析。当推力轴承瓦块倾角为0.01°时，针对不同膜厚进行数值分析，计算得出不同工况下的轴向承载力和最大压力。润滑水物理特性如表2 所示，推力轴承润滑特性仿真计算结果如表3 所示。由表3 可知，轴承瓦块倾角为0.01°、膜厚为4.7 μm 时，轴向载荷在43 000 N 左右，此时最大压力为2.68 MPa。压力分布云图如图7 所示。

表1 推力轴承参数Table 1 Parameters of thrust bearing

表2 水膜物理参数Table 2 Physical parameters of water film

表3 不同膜厚下承载力和最大压力Table 3 Load－bearing capacity and maximum pressure under different film thickness

图7 轴瓦倾角0.01°、膜厚4.7 μm 下压力云图（Pa）Fig.7 Pressure contours when tilting angle is 0.01° and film thickness is 4.7 μm（Pa）

在膜厚为4.7 μm 时，针对不同倾角进行数值分析，得出不同工况下的载荷和最大压力，如表4 所示。可知，膜厚为4.7 μm 时，当倾角小于0.005°，载荷随倾角增大而增大；当倾角大于0.005°，载荷随倾角增大而减小。因此，膜厚为4.7 μm 时，在倾角为0.005° 左右载荷最大。此时，最大载荷为51 631.38 N，最大压力为2.62 MPa。

表4 不同倾角下轴向承载力、最大压力Table 4 Axial load－bearing capacity and maximum pressure under different tilting angles

由于载荷大于表1 中给出的额定载荷43 000 N，故又计算了膜厚为5.1 μm 时的轴承承载能力，结果如表5 所示。可知，膜厚为5.1 μm 时，载荷接近43 000 N，此时最大压力为2.19 MPa，支点半径为116.31 mm，支点角度为29.64°。压力分布云图如图8 所示。

表5 膜厚为5.1 μm 时承载力、最大压力、支点半径和角度Table 5 Load－bearing capacity，maximum pressure，radius of pivot point and angle of film thickness of 5.1 μm

图8 倾角0.005°、膜厚5.1 μm 下压力云图（Pa）Fig.8 Pressure contour when tilting angle is 0.005° and film thickness is 5.1 μm（Pa）

比较图7 和图8 可得，图8 较图7 中轴瓦倾角减小，膜厚增大，这一改变使得压力分布情况和压力值都产生变化。图8 较图7 中压力分布区域更大，向轴瓦的下端扩散得更多，同时最大压力分布区域也更大，但最大压力值却较图7 减小，2 种情况下对应位置处的压力值都是图8 中的更小。

3.2 最大温度分布规律研究

基于前文得出的水润滑推力轴承结构参数，在1 000～10 000 r／min 转速范围内选定10 组典型转速，在10 000～50 000 N 载荷范围内选定5 组不同施加载荷，对其温度分布进行了计算分析。其中，润滑水供水温度设为常温25 ℃。推力轴承水膜的温度分布如图9 所示。可以看出，每块水膜推力垫上温度从左至右由高到低分布。随着旋转速度的升高，温度分布基本保持不变。这主要是因为供水温度已确定，转速升高较快，热传递需要时间条件，从而导致图9 中的温度分布情况。

图9 水膜最大温度分布云图Fig.9 Maximum temperature contours of water film

图10 给出了水膜的最大温度和出口端温度随转速和施加载荷的变化。从图10（a）可知，最大温度与转速和载荷呈正相关关系，随着转速的升高和载荷的增大，最大温度逐渐上升且有趋于稳定的态势。比较转速和载荷对最大温度的影响可知，载荷增加10 000 N，最大温度仅为个位数量级增大；而转速增加1 000 r／min，温度有较大的增长。由此可见，转速对温升的影响大于外载荷，这也是因为推力轴承本身具有的高负荷特性所致。

图10 不同载荷下水膜温度随转速变化Fig.10 Variation of water film temperature with rotating speed under different loads：（a）maximum temperature of water film；（b）outlet temperature of water film

从图10（b）可知，水膜出口端的温度变化关系与最大温度相似，出口端温度整体高于供水温度，这表明在经历了润滑作用后，润滑水带走了轴承－转子系统中的一部分热量，这也体现了水润滑技术的优势，即具有良好的冷却性。

3.3 雷诺数分布规律研究

在与3.2 节相同工况参数下，对表征轴承内部润滑水流态特征的雷诺数进行了数值计算，得出雷诺数随转速和载荷的变化关系如图11 所示。可看出，雷诺数随转速的升高而增大，整体增长趋势稳定。与之相反，雷诺数随载荷增加而减小，且转速越高，雷诺数随载荷的减幅越大，尤其是10 000 N 工况。这是因为在高转速条件下，载荷的大幅度波动直接作用于轴承内的润滑水，致使润滑水膜遭到不同程度的破坏，从而造成雷诺数大幅降低。

图11 不同载荷下雷诺数随转速变化Fig.11 Variation of Reynolds number with rotating speed under different loads

3.4 摩擦功耗分布规律研究

摩擦功耗直接影响着轴承－转子系统间隙的润滑效率以及减摩抗磨性能。在与3.2 节相同工况参数下分析了转速和载荷对摩擦功耗的影响规律，如图12所示。可看出，转速的升高和施加载荷的增大均使得摩擦功耗增长；相比于载荷，转速对摩擦功耗的影响更为严重。此外，对比转速和载荷的影响还可发现，随转速升高摩擦功耗始终保持较快增长趋势，而随着载荷的增大，摩擦功耗的增幅由大变小。对于该现象一个合理的解释为，转速升高，轴颈与轴承间不可避免存在碰磨，并且转速越高，温度越大，轴承与轴颈间发生热黏附磨损的可能性增加且磨损增强，在2 种因素共同作用下，摩擦功耗增势居高不下。而对于外载荷作用，载荷的增加使得摩擦接触增多，但随着速度的提升，水膜压力增大，这一问题得以缓解。