王立新 張玉環(huán)

(鄭州大學機械與動力工程學院 河南鄭州 450001)

油腔式動靜壓滑動軸承是基于動靜壓混合作用式的工作原理[1]。對于該類型軸承的油腔結構設計目的是充分利用動壓效應和靜壓效應[2]。

徑向動靜壓滑動軸承的油腔結構形式有很多，從油腔布置形式看，有螺旋槽軸承和人字型螺旋槽軸承[3-4]；從油腔形狀看，主要有矩形油腔、門型油腔、回形油腔及它們的組合形式、油槽型油腔、角向小孔結構等[5-6]；按回油方式分，主要有無周向回油槽軸承、腔內(nèi)孔式回油等[2,7]；從油腔面積方面看，主要有等面積油腔和不等面積油腔[2]；從油腔數(shù)量看，有三腔、四腔等[7]；從油腔的深度看，主要有淺腔、階梯腔動靜壓軸承[7-8]等；從油腔與非油腔式軸承的組合看，有深淺腔的圓柱浮環(huán)動靜壓軸承[9]、具有動壓楔面的靜壓腔[10]及具有靜壓進油口的動靜壓軸承[11]等。

如何利用已經(jīng)研究出來的豐富軸承油腔結構知識提出一套根據(jù)設計工況要求進行創(chuàng)新的方法具有理論和實用價值，而TRIZ為解決該問題提供了一種可能渠道。

TRIZ理論是以蘇聯(lián)著名發(fā)明家阿奇舒勒為首的研究機構對大量高水平專利進行分析歸納并綜合多學科領域知識后提出的。TRIZ理論在經(jīng)過多年的發(fā)展后，形成了一套解決發(fā)明問題、產(chǎn)品創(chuàng)新問題等的九大經(jīng)典理論體系[12]。其中TRIZ理論提供的沖突解決原理已在產(chǎn)品創(chuàng)新設計過程中得到廣泛應用。劉志峰等[13]把其沖突解決原理應用在產(chǎn)品零部件間連接結構的可拆卸方面,并取得一定的創(chuàng)新設計成果。CEMPEL[14]通過應用 TRIZ 的沖突矩陣確定影響機器狀態(tài)的關鍵參數(shù)，分析機械振動系統(tǒng)的運行狀態(tài)。夏文涵等[15]利用沖突解決原理實現(xiàn)對不同直徑管道的自適應檢測機器人模塊的產(chǎn)品創(chuàng)新設計。

本文作者在基于油腔式滑動軸承性能研究知識的基礎上，利用TRIZ沖突解決原理，提出了一種結構創(chuàng)新設計的方法。

1 油腔結構創(chuàng)新設計方法

由工作原理知，動靜壓滑動油腔結構設計首先要滿足的條件為正常工作時能充分發(fā)揮靜壓效應和動壓效應，這可通過油膜的潤滑性能間接體現(xiàn)；其次，考慮軸瓦結構的制造成本，可以從油腔結構的工藝性來體現(xiàn)。

由油腔結構設計要滿足的條件可得其相應設計屬性及屬性要求如表 1所示。

表1 設計屬性及屬性要求

考慮改善這些油腔結構的設計屬性是該類軸承油腔結構設計的實質。利用TRIZ沖突解決原理進行油腔結構創(chuàng)新設計時， 首先需要探究油腔結構的設計屬性與TRIZ工程參數(shù)的映射關系。受綠色特性與TRIZ工程參數(shù)關聯(lián)表的建立方法[16]的啟發(fā)，可將油腔結構設計屬性與TRIZ的48個工程參數(shù)[17]關聯(lián)起來，其中48個工程參數(shù)如表 2所示。比如承載力是根據(jù)實際工況從大小和方向來度量的。其大小是通過油膜的合力來體現(xiàn)，油膜力可以用單位面積上的壓力值來度量，故承載力大小可用TRIZ工程參數(shù)表19號壓力來對應；不同工況或同一工況下軸承的承載力方向會發(fā)生變化，相應的油膜力要能適應外在環(huán)境的變化，故承載力的方向可與TRIZ工程參數(shù)表中32號適應性相關聯(lián)。由于篇幅限制其他設計屬性與TRIZ工程參數(shù)的關聯(lián)關系在這里不再贅述。油腔結構設計屬性與TRIZ工程參數(shù)的關聯(lián)如表 3所示。

表2 TRIZ工程參數(shù)

表3 油腔結構設計屬性與TRIZ工程參數(shù)關聯(lián)

明確工程參數(shù)后，要判斷是哪種類型矛盾。如果是技術矛盾，查矛盾矩陣表找相應的發(fā)明原理；如果是物理矛盾，利用分離原理，之后尋求相應的發(fā)明原理。發(fā)明原理是高度抽象的且是面向人的，故能否有效對產(chǎn)品進行改進或創(chuàng)新設計，是因人的知識水平和經(jīng)驗決定的，這樣導致對不同經(jīng)驗和水平的設計者，有一定的操作限制。為了打破這種限制，文中分析現(xiàn)有油腔結構對其潤滑性能的研究知識，總結出對油腔結構設計主要可以從利用油腔結構在軸瓦上的空間分布資源及油流在特定油腔結構隨轉子轉動帶來的差動資源來滿足油腔結構設計的要求，進而明確油腔結構設計創(chuàng)新的角度，這樣能利用現(xiàn)有研究知識把高度抽象的發(fā)明原理具體化。

由油腔結構對該類型軸承的潤滑性能研究知識得到的油腔結構設計創(chuàng)新角度如表 4所示。

表4 油腔結構創(chuàng)新設計角度

利用TRIZ理論進行該類軸承油腔結構設計的流程如圖 1所示。

圖1 油腔結構創(chuàng)新設計流程

2 油腔式動靜壓滑動軸承的創(chuàng)新設計

2.1 問題陳述

由文獻[18]對軸頸傾斜工況下滑動軸承的理論分析，隨著傾斜角增大，越靠近端面的軸承與軸頸之間的間隙越小，間隙過小，會導致軸瓦與軸頸直接接觸，發(fā)生嚴重事故。

傾斜角增大，最小油膜厚度值越小，最大油膜壓力增加明顯且摩擦功耗和溫升加大。如果2種軸承，幾何尺寸相近，工況條件相同，在同一偏心率下，油膜承載力越大，則能說明在同一外載荷下，其沿軸向最小油膜厚度就越大，相應地越靠近端面的軸承與軸頸接觸摩擦風險就會降低。

2.2 創(chuàng)意生成與方案確定

故在該工況下，該類型軸承首要改善的設計屬性為承載力值、溫度和摩擦功耗。文中以經(jīng)典高速四腔軸承結構為對比對象，考慮到新油腔結構會變復雜，相應地其工藝性會變差。查關聯(lián)表 3，為了聚焦發(fā)明原理，可以把溫度和摩擦功耗設計屬性統(tǒng)一歸為能量的損耗，承載力值對應為壓力。故有三對技術矛盾為No19—No39,No27—No39和No14—No39，即如果油膜壓力增加、溫升降低，軸的轉速提高，則油膜的潤滑性能得到提升，但油腔的結構會變得復雜，故查TRIZ矛盾矩陣表得發(fā)明原理編號分別為2、1、35、17、16、31、8，10、14、35、1、29、30和35、13、28、1、8、29、17。這些發(fā)明原理編號對應的發(fā)明方法如表 5所示。

表5 發(fā)明原理

為了再次聚焦發(fā)明原理，取出現(xiàn)頻率高的發(fā)明原理，同時考慮油腔結構設計創(chuàng)新角度得1、17、35號發(fā)明原理更具實用性。綜合發(fā)明原理及油腔創(chuàng)新角度后，可生成的創(chuàng)意如表 6所示。

表6 油腔結構設計創(chuàng)意

根據(jù)以上創(chuàng)意，為了使軸承加工工藝性盡量好，選取創(chuàng)意方案為6個深淺腔雙排交錯布置的動靜壓滑動軸承。

四腔和六腔交錯布置的內(nèi)部油腔結構沿軸向展開示意圖如圖2和圖3所示。

圖2 四腔動靜壓滑動軸承油腔結構

圖3 六腔動靜壓滑動軸承油腔結構

文中選取一種具有代表性的四腔滑動軸承幾何尺寸。為了使?jié)櫥阅芫哂锌杀刃裕檩S承設計手冊并對部分六腔軸承尺寸做修改，得它們的結構尺寸如表7所示。

表7 四腔、六腔軸瓦幾何尺寸

2.3 性能分析

與差分法或有限元法相比，采用計算流體動力學方法即CFD軟件對N-S動量方程直接進行求解，考慮了油膜曲率、徑向流程變化及慣性項等因素的影響，其適用范圍更廣。文中用ICEM分別對四腔、六腔滑動軸承油膜進行網(wǎng)格劃分并檢查和保證網(wǎng)格質量，用FLUENT仿真分析其性能。

2.3.1 計算模型假設

(1)潤滑油與軸頸和軸瓦之間無相對滑動；

(2)潤滑油為絕熱流動；

(3)不考慮軸頸與軸瓦的熱變形；

(4)滑動軸承內(nèi)部的流體不可壓縮且其流態(tài)為三維定常流動；

(5)軸徑傾斜后，軸的橫截面形狀和大小不發(fā)生改變，軸承的間隙變化僅取決于軸在軸承內(nèi)的位置；

(6)滑動軸承傾斜軸頸的軸心線的中點位于軸瓦的軸向中心面上。

2.3.2 求解控制模型

故由模型假設可得其控制方程為

式中：v為速度矢量；ρ為潤滑油密度；μ為潤滑油動力黏度；fb為體積力項；p為流體微元體上的壓力；T為溫度;cp是比熱容；κ是流體的傳熱系數(shù);ST是黏性耗散項。

2.3.3 有限元模型建立

在CREO中建立油膜實體，并把模型導入ANSYS ICEM CFD中，采用O-Block塊對油膜模型進行網(wǎng)格劃分。其中進油孔和油膜厚度部位的局部放大如圖 4和圖 5所示。

圖4 油孔過渡區(qū)的網(wǎng)格劃分

圖5 油膜厚度方向局部放大

2.3.4 計算條件確定

四腔軸承為4個深腔進油口進油，六腔為6個深腔進油口進油，其他條件一樣，即邊界采用壓力入口，油腔入口壓力為ps=1 MPa，入口溫度T=298 K；出油口為軸承的2個端面，邊界條件采用壓力出口，與外界環(huán)境壓力相等，壓力為0.101 325 MPa；其他部分均為壁面邊界。潤滑油的密度為895 kg/m3。

2.3.5 求解結果及分析

在傾斜角為0.004，偏心率為0.6，并保持不變的情況下，改變軸頸的旋轉速度，得到四腔和六腔結構軸承在不同轉速下油膜的承載力和溫升變化情況，分別如圖6和圖7所示。通過對比，可以看出在轉速不大于15 000 r/min情況下，最高溫度值是六腔結構略大于四腔結構，其溫度差值最大為24 K，但六腔結構的承載力比四腔結構略有提升。超過15 000 r/min轉速后，六腔結構油膜最高溫度與四腔結構相差仍不大(其溫度差值最大為27 K)，但六腔結構的承載力已明顯大于四腔結構，且隨轉速的增大兩者的承載力差值越大，承載力最大差值為3 330 N。故在高轉速下，六腔結構承載力大于四腔結構，且隨轉速增加兩者的差值有增大趨勢。

圖6 四、六腔軸承油膜承載力隨轉速的變化

圖7 四、六腔軸承油膜最高溫度隨轉速的變化

3 結論

(1)以前人對徑向動靜壓滑動軸承的油腔結構和性能研究知識為基礎，通過明確油腔結構設計屬性，總結油腔結構可創(chuàng)新的角度，在TRIZ理論指導下，把結構設計屬性映射為工程參數(shù)，進而建立起它們之間的關聯(lián)，并利用矛盾矩陣表查找相應的發(fā)明原理并結合油腔可創(chuàng)新的角度，把高度抽象的發(fā)明原理具體化，進而提出該類軸承油腔結構創(chuàng)新設計創(chuàng)意。這為有效利用軸承結構研究知識指導軸承油腔結構創(chuàng)新設計提供了一種新的方法。

(2)對油腔式動靜壓滑動軸承進行創(chuàng)新設計，得到6個深淺腔雙排交錯布置的創(chuàng)意方案。在一定轉速范圍內(nèi)，比較了同一傾斜角和偏心率的四腔和六腔結構的動靜壓滑動軸承的承載性能，證明六腔動靜壓滑動軸承的承載性能優(yōu)于四腔動靜壓滑動軸承，驗證設計方案的正確性，表明以TRIZ理論為指導，利用前人對液體油腔式徑向動靜壓滑動軸承結構與性能分析的研究知識對油腔結構進行改進創(chuàng)新是可行的。