田天賜，房立慶，師素雙，張浩，師占群

(河北工業(yè)大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，天津 300130)

徑向滑動(dòng)軸承由于具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、工作穩(wěn)定以及高回轉(zhuǎn)精度等優(yōu)點(diǎn)被廣泛應(yīng)用于旋轉(zhuǎn)機(jī)械設(shè)備中。一方面，隨著現(xiàn)代機(jī)械設(shè)備向著高速重載的方向發(fā)展，滑動(dòng)軸承在工作運(yùn)行中，軸頸與軸瓦形成的楔形間隙會(huì)不可避免地混入微小氣泡。氣泡的存在會(huì)影響油膜壓力分布，進(jìn)而影響承載力、摩擦力等潤(rùn)滑特性參數(shù)。國(guó)內(nèi)外學(xué)者從理論與實(shí)驗(yàn)方面探究油氣潤(rùn)滑對(duì)滑動(dòng)軸承性能的影響并得出了不同的結(jié)論。CHUN[1]利用NIKOLAJSEN[2]推導(dǎo)的兩相流黏度、密度模型，將能量方程與雷諾方程耦合求解得出，提高通氣量、減小氣泡尺寸可提高油膜承載力。然而，GOODWIN等[3]的實(shí)驗(yàn)結(jié)果表明，在高速工況下，氣泡的存在會(huì)導(dǎo)致軸承承載能力輕微下降，在偏心率較大時(shí)，氣泡的存在對(duì)承載力的影響很小。JANG和KHONSARI[4]研究了充氣油在穩(wěn)態(tài)和動(dòng)態(tài)加載工況下滑動(dòng)軸承的熱流體力學(xué)性能，并利用2種模型進(jìn)行仿真得出：在正常轉(zhuǎn)速下，潤(rùn)滑油中氣泡對(duì)壓力場(chǎng)和溫度場(chǎng)的影響較小，而氣泡的存在則顯著降低了潤(rùn)滑油的密度和有效黏度。王建文和安琦[5]根據(jù)彈流潤(rùn)滑理論對(duì)油氣潤(rùn)滑滾動(dòng)軸承進(jìn)行了數(shù)值模擬，結(jié)果表明，油氣潤(rùn)滑能使軸承摩擦力降低25.8%，使承載力提高2%。張紹林等[6]通過(guò)實(shí)驗(yàn)擬合得到兩相流的黏度計(jì)算模型，并基于該模型分析了低含氣率下圓柱動(dòng)靜壓軸承的動(dòng)靜特性。為更準(zhǔn)確地揭示油氣潤(rùn)滑對(duì)滑動(dòng)軸承的影響，一些學(xué)者將考慮空泡運(yùn)動(dòng)RP方程(Rayleigh-Plesset)耦合到雷諾方程中。SNYDER等[7]提出一種新的空化模型，將表面膨脹黏度引入到動(dòng)態(tài)生長(zhǎng)氣泡的界面應(yīng)力平衡中并得出增大表面膨脹黏度項(xiàng)會(huì)帶來(lái)失穩(wěn)效應(yīng)。BRAUN等[8]將能量方程、RP方程與雷諾方程三者耦合，探究了溫度、偏心距及換熱系數(shù)等對(duì)壓力和空化發(fā)展的交錯(cuò)影響。為增加RP方程與雷諾方程耦合求解的數(shù)值穩(wěn)定性，JARAMILLO和BUSCAGLIA[9]開(kāi)發(fā)了一種單步格式算法，結(jié)果表明該算法具有良好的收斂性和魯棒性。

另一方面，滑動(dòng)軸承由于載荷作用、加工精度及裝配誤差的影響，軸頸與軸瓦會(huì)發(fā)生錯(cuò)位。GUHA[10]研究了計(jì)入軸頸傾斜與表面粗糙度的滑動(dòng)軸承的穩(wěn)態(tài)特性，并分析了2種因素對(duì)軸承承載力、端泄量、摩擦因數(shù)等的影響。NIKOLAKOPOULOS和PAPADOPOULOS[11]在嚴(yán)重磨損工況下建立了摩擦力、傾斜角和磨損深度的解析模型，并針對(duì)不同的索默菲爾德數(shù)，建立了不對(duì)中度與磨損深度的函數(shù)。XU等[12]將能量方程與雷諾方程耦合，通過(guò)仿真得出在大偏心率和不對(duì)中度較大時(shí)，紊流對(duì)軸承的潤(rùn)滑性能有顯著影響。朱少禹[13]分析了軸頸傾斜影響下的粗糙表面徑向滑動(dòng)軸承湍流潤(rùn)滑性能，結(jié)果表明：軸承靜特性參數(shù)隨中央截面名義偏心率的增大而增大。

綜上所述，國(guó)內(nèi)外學(xué)者在不對(duì)中軸承的潤(rùn)滑特性分析與油氣兩相潤(rùn)滑分析方面均取得了很大的研究進(jìn)展，然而綜合分析二者對(duì)軸承潤(rùn)滑特性影響的文獻(xiàn)較為鮮見(jiàn)。本文作者將完整的RP方程耦合到雷諾方程中，通過(guò)Matlab仿真求解油膜壓力、承載力、摩擦力和端泄流量等靜特性參數(shù)，探究油氣兩相流及軸頸傾斜對(duì)徑向滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑性能的影響。

1 基本方程與公式

考慮油氣兩相流潤(rùn)滑的不對(duì)中徑向滑動(dòng)軸承的潤(rùn)滑模型如圖1所示。

圖1 錯(cuò)位狀態(tài)下徑向滑動(dòng)軸承示意Fig.1 Schematic of radial sliding bearing in dislocation state

當(dāng)軸承處于層流潤(rùn)滑狀態(tài)時(shí)，軸頸與軸瓦形成的不對(duì)中現(xiàn)象會(huì)影響油膜厚度從而影響楔形間隙中油膜的壓力，進(jìn)而影響滑動(dòng)軸承的潤(rùn)滑特性。計(jì)入軸頸傾斜影響的油膜厚度公式[14]為

h=c+e0cos(θ-φ0)+tanγ(y-L/2)cos(θ-β-φ0)

(1)

式中：c為油膜間隙；e0和φ0為軸承中央截面上的偏心距和偏位角；β為軸頸中心線(xiàn)在端面處的投影和偏心距矢量的夾角；γ為軸頸中心線(xiàn)與水平線(xiàn)之間的夾角，γ=arctan(e′/L)，e′為軸頸中心線(xiàn)在端面的投影距離。

(2)

傾斜程度最大值小于1。

1.1 RPS方程

PLESSET和CHAPMAN[15]在RAYLEIGH提出的理想不可壓縮氣泡運(yùn)動(dòng)模型的基礎(chǔ)上引入氣泡表面張力和液體黏性，從而形成最早的RP模型解釋空泡運(yùn)動(dòng)現(xiàn)象，而后一些學(xué)者不斷完善RP方程。將計(jì)入表面膨脹黏度項(xiàng)的RP方程稱(chēng)為RPS方程。以下為包含所有界面性質(zhì)的空泡動(dòng)力學(xué)方程

(3)

由于RPS方程中慣性項(xiàng)的數(shù)值小于壓力驅(qū)動(dòng)項(xiàng)和表面膨脹黏度項(xiàng)的0.1%，所以在求解過(guò)程中慣性項(xiàng)常被忽略，最終應(yīng)用于仿真的氣泡動(dòng)力學(xué)方程[9]為

(4)

為降低網(wǎng)格精度對(duì)數(shù)值結(jié)果的影響，PIERSON[16]提出一種算法將氣泡動(dòng)力學(xué)方程中的R轉(zhuǎn)化為α，修正后的RPS(mRPS)方程為

(5)

由等溫條件下理想氣體狀態(tài)方程及氣泡內(nèi)外壓力平衡得

(6)

(7)

式中：pB0為氣泡初始?jí)毫?；patm為標(biāo)況狀態(tài)下大氣壓力。

1.2 雷諾方程

當(dāng)流動(dòng)為層流時(shí)，瞬態(tài)的雷諾方程為

(8)

當(dāng)潤(rùn)滑劑為油氣均勻兩相流時(shí)，密度ρ和黏度μ可表示為局部含氣率α的函數(shù)，兩相流潤(rùn)滑的混合黏度與混合密度為

ρ=αρB+(1-α)ρL

(9)

μ=αμB+(1-α)μL

(10)

根據(jù)質(zhì)量守恒可得氣泡的密度為

(11)

式中：ρB為氣泡的密度；ρB0為氣泡的初始密度；ρL為潤(rùn)滑油密度；μB為氣泡黏度；μL為潤(rùn)滑油黏度。

需要指出，將氣泡動(dòng)力學(xué)耦合雷諾方程進(jìn)行滑動(dòng)軸承油氣潤(rùn)滑分析時(shí)，需要做出以下假設(shè)：

(1) 含氣油液為均勻兩相流，潤(rùn)滑油中的氣泡沿流線(xiàn)移動(dòng)；

(2) 由于目前沒(méi)有簡(jiǎn)單、實(shí)際的非球空穴動(dòng)力學(xué)求解方法，假設(shè)微小氣泡在壓縮和潰滅的過(guò)程中始終保持為球形；

(3) 假設(shè)軸頸和軸瓦表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)很大，即認(rèn)為氣泡在潤(rùn)滑油中的運(yùn)動(dòng)過(guò)程是絕熱的。

1.3 滑動(dòng)軸承靜特性計(jì)算公式

1.3.1 油膜承載力

油膜承載力的水平分力Wx和垂直分力Wy為

(12)

(13)

油膜承載力為

(14)

1.3.2 端泄流量

潤(rùn)滑油從最高壓力點(diǎn)向兩端流出，潤(rùn)滑油經(jīng)過(guò)兩端面流量分別為

沉降監(jiān)測(cè)是進(jìn)行路基沉降與變形控制的方法，具體的施工流程如下所示：施工準(zhǔn)備→觀測(cè)布點(diǎn)→結(jié)構(gòu)的統(tǒng)計(jì)和分析→結(jié)果綜合分析→判定地層結(jié)構(gòu)的穩(wěn)定性→地層安全動(dòng)態(tài)分析、提供設(shè)計(jì)與施工建議書(shū)、上報(bào)設(shè)計(jì)與監(jiān)理單位→反饋設(shè)計(jì)、施工→是否改變?cè)O(shè)計(jì)、施工方法→新的設(shè)計(jì)、施工方法。在進(jìn)行作業(yè)的過(guò)程中進(jìn)行數(shù)據(jù)的檢測(cè)，科學(xué)合理的預(yù)測(cè)軟土路基沉降量以及發(fā)展規(guī)律，進(jìn)而為路基的加固提供基礎(chǔ)的方案 [4]。

(15)

(16)

端泄流量為

Q=|Q1|+|Q2|

(17)

1.3.3 摩擦力

軸頸表面的摩擦力為

(18)

摩擦因數(shù)為

(19)

1.3.4 工作力矩

傾斜軸承穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)所需工作力矩為

(20)

(21)

總力矩為

(22)

2 耦合方程的數(shù)值求解

由于文中采用的mRPS模型不受網(wǎng)格精度影響，為提高運(yùn)行速度，將油膜沿周向和軸向劃分為100×21個(gè)網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)，通過(guò)Matlab進(jìn)行仿真計(jì)算。

2.1 mRPS方程的離散化

(23)

考慮實(shí)際工況中氣泡的接觸融合導(dǎo)致氣體充滿(mǎn)整個(gè)單元，在迭代求解過(guò)程中，需要限制孔隙率αi，j不超過(guò)0.99。

2.2 雷諾方程離散化

為方便表達(dá)，令M=ρh3/(12μ)，則雷諾方程可以改寫(xiě)為

(24)

經(jīng)過(guò)中心差分后得到

Aijpi-1，j+Bijpi，j+Cijpi+1，j=Dij

(25)

其中

(26)

(27)

(28)

(29)

2.3 差分邊界條件

對(duì)于mRPS方程，油膜端面處等于初始局部含氣率

αi，1=αi，21=α0

(30)

對(duì)于雷諾方程，沿周向展開(kāi)的油膜兩端壓力值與壓力梯度值相等，即

(31)

油膜開(kāi)始和結(jié)束處的導(dǎo)數(shù)分別采用前向差分和后向差分格式，即

(32)

2.4 求解流程

利用四階龍格庫(kù)塔法和托馬斯算法求解耦合方程進(jìn)而求解滑動(dòng)軸承靜特性參數(shù)，具體求解流程圖如圖2所示。

圖2 滑動(dòng)軸承計(jì)算流程Fig.2 Calculation flow of sliding bearing

3 仿真結(jié)果及分析

3.1 分析工況

仿真分析采用的徑向滑動(dòng)軸承主要參數(shù)如表1所示。

表1 徑向滑動(dòng)軸承基本參數(shù)

3.2 油氣兩相潤(rùn)滑與純油潤(rùn)滑比較

首先比較油氣兩相流潤(rùn)滑和純油潤(rùn)滑對(duì)軸承靜特性影響，由于純油中存在初始空化核，文中采用0.1%含氣率的潤(rùn)滑油模擬純油仿真，氣泡參數(shù)為KS=3.75×10-3N·s/m，R0=20 μm，α0=1%。

圖3所示為不同轉(zhuǎn)速和偏心率下最大油膜壓力隨潤(rùn)滑油含氣率的變化曲線(xiàn)，隨含氣率的增加，最大油膜力在低含氣率下無(wú)明顯變化，當(dāng)初始含氣率超過(guò)20%時(shí)，曲線(xiàn)呈現(xiàn)下降趨勢(shì)。當(dāng)含氣率為定值時(shí)，隨著轉(zhuǎn)速的提高，最大油膜壓力呈增加的趨勢(shì)，這種趨勢(shì)在大偏心率時(shí)更為明顯。圖4所示為不同轉(zhuǎn)速和偏心率下油膜承載力隨潤(rùn)滑油含氣率的變化曲線(xiàn)，曲線(xiàn)變化趨勢(shì)與圖3大致相同。圖5所示為不同轉(zhuǎn)速和偏心率下端泄流量隨潤(rùn)滑油含氣率的變化曲線(xiàn)，端泄流量隨含氣率的增加呈下降趨勢(shì)，由于轉(zhuǎn)速提高潤(rùn)滑油流動(dòng)速度加快以及大偏心率下楔形間隙中的擠壓作用導(dǎo)致端泄流量在高轉(zhuǎn)速大偏心率時(shí)增加，當(dāng)轉(zhuǎn)速為1 000 r/min，偏心率為0.4時(shí)，轉(zhuǎn)速提高帶來(lái)的影響大于偏心率增大帶來(lái)的影響。圖6所示為不同轉(zhuǎn)速和偏心率下摩擦力隨潤(rùn)滑油含氣率的變化曲線(xiàn)，摩擦力隨含氣率的增加整體呈下降趨勢(shì)，隨含氣率的提高摩擦力呈減小趨勢(shì)。

圖3 不同轉(zhuǎn)速和偏心率下最大油膜壓力隨含氣率的變化Fig.3 Variation of maximum oil film pressure with gas holdup at different rotational speeds and eccentricities

圖4 不同轉(zhuǎn)速和偏心率下承載力隨含氣率的變化Fig.4 Variation of bearing capacity with gas holdup at different rotational speeds and eccentricities

圖5 不同轉(zhuǎn)速和偏心率下端泄流量隨含氣率的變化Fig.5 Variation of leakage flow at the lower end with gas holdup at different rotational speeds and eccentricities

圖6 不同轉(zhuǎn)速和偏心率下摩擦力隨含氣率的變化Fig.6 Variation of frictional force with gas holdup at different rotational speeds and eccentricities

總體來(lái)看，隨著含氣率的增加，潤(rùn)滑油中氣泡的存在會(huì)降低最大油膜壓力、承載力、端泄流量和摩擦力，當(dāng)含氣率較小時(shí)，這種影響對(duì)油膜壓力與承載力的影響并不顯著。如從降低磨損、減少供油的角度看，在適當(dāng)?shù)霓D(zhuǎn)速與較大偏心率時(shí)，油氣潤(rùn)滑會(huì)產(chǎn)生有利的影響?？紤]油氣潤(rùn)滑中空泡運(yùn)動(dòng)的復(fù)雜性，下文將通過(guò)改變氣泡的參數(shù)進(jìn)行仿真以進(jìn)一步探究油氣潤(rùn)滑對(duì)滑動(dòng)軸承靜特性的影響。

3.3 氣泡參數(shù)對(duì)油氣潤(rùn)滑的影響

采用文獻(xiàn)[17]的參數(shù)設(shè)置，將表面膨脹黏度和初始?xì)馀莅霃椒謩e設(shè)為3個(gè)數(shù)量級(jí)并以中間數(shù)量級(jí)作為參考，通過(guò)改變兩參數(shù)的值探究其對(duì)油膜承載力以及摩擦力的影響。

圖7顯示的是主軸轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時(shí)，不同膨脹黏度和不同氣泡初始半徑下油膜承載力隨偏心率的變化曲線(xiàn)，可知在中低偏心率時(shí)增大膨脹黏度與減小初始?xì)馀蒹w積會(huì)產(chǎn)生相同的效果。這是因?yàn)楸砻媾蛎涴ざ鹊拇嬖跁?huì)產(chǎn)生阻礙氣泡生長(zhǎng)的力，當(dāng)偏心率小于0.6時(shí)，增大膨脹黏度和減小氣泡初始半徑會(huì)使氣泡抵抗膨脹的作用增強(qiáng)，從而可使氣泡承受一定的載荷導(dǎo)致油膜承載力增大；而當(dāng)偏心率大于0.6時(shí)，增大膨脹黏度和減小氣泡初始半徑反而會(huì)減小油膜承載力，這是因?yàn)樵诖笃穆蕰r(shí)，油膜壓力過(guò)大會(huì)壓縮氣體致使在油膜間隙最小處的部分氣泡產(chǎn)生破裂，從而使承載力降低。

圖7 不同氣泡參數(shù)下承載力隨偏心率的變化(1 500 r/min)Fig.7 Variation of bearing capacity with eccentricity under different bubble parameters(1 500 r/min)

圖8所示為主軸轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時(shí)，不同膨脹黏度和不同氣泡初始半徑下摩擦力隨偏心率的變化曲線(xiàn)，增大表面膨脹黏度和減小氣泡初始半徑會(huì)增大摩擦力，這是因?yàn)楸砻媾蛎涴ざ软?xiàng)帶來(lái)的影響是抵抗氣泡形狀變化。當(dāng)氣泡半徑較小膨脹黏度較大時(shí)，氣泡不易產(chǎn)生變形，油膜內(nèi)部黏滯作用增強(qiáng)，氣泡表面會(huì)與潤(rùn)滑劑產(chǎn)生額外的摩擦力。

圖8 不同氣泡參數(shù)下摩擦力隨偏心率的變化(1 500 r/min)Fig.8 Variation of frictional force with eccentricity under different bubble parameters(1 500 r/min)

圖9(a)所示為主軸轉(zhuǎn)速1 000 r/min、偏心率0.4、氣泡半徑20 μm、表面膨脹黏度3.75×10-3N·s/m條件下，初始含氣率1%時(shí)的油膜壓力與單元含氣率疊加的等高線(xiàn)圖，圖9(b)所示為相同條件下初始含氣率5%時(shí)的油膜壓力與單元空穴率疊加的等高線(xiàn)圖。當(dāng)含氣率增加時(shí)，等高線(xiàn)云圖顯示兩者油膜壓力分布近似，但空穴區(qū)域面積會(huì)變大。圖10所示為主軸轉(zhuǎn)速1 000 r/min、偏心率0.4、含氣率1%條件下，不同氣泡參數(shù)下油膜壓力與單元含氣率等高線(xiàn)圖，其中圖10(a)與圖9(a)其他條件相同，僅表面膨脹黏度增加一個(gè)數(shù)量級(jí)(KS=3.75×10-2N·s/m)的等高線(xiàn)圖，圖10(b)僅氣泡初始半徑降低一個(gè)數(shù)量級(jí)(R0=2 μm)的等高線(xiàn)圖?？梢?jiàn)2種工況下油膜壓力云圖與單元含氣率等高線(xiàn)幾乎相同，這也再次驗(yàn)證了表面膨脹黏度可增加氣泡抵抗變形的作用。相比于參考工況，增大膨脹黏度或減小氣泡半徑會(huì)降低油膜單元空隙率，同時(shí)也會(huì)大幅度增加油膜負(fù)壓區(qū)?？偟膩?lái)看，增大表面膨脹黏度和減小氣泡初始半徑對(duì)徑向滑動(dòng)軸承會(huì)產(chǎn)生相同的潤(rùn)滑效果，而當(dāng)兩者均減小一個(gè)數(shù)量級(jí)時(shí)與參考變量相差不大，為此在后續(xù)引入軸頸傾斜影響時(shí)，文中忽略影響較小的變量值。

圖9 不同含氣率下油膜壓力與單元含氣率等高線(xiàn)圖 (n=1 000 r/min，ε=0.4，KS=3.75×10-3 N·s/m，R0=20 μm)Fig.9 Contour diagram of oil film pressure and unit gas holdup under different gas holdup(n=1 000 r/min，ε=0.4，KS=3.75× 10-3 N·s/m，R0=20 μm)：(a)α=1%；(b)α=5%

圖10 不同氣泡參數(shù)下油膜壓力與單元含氣率等高線(xiàn)圖 (n=1 000 r/min，ε=0.4，α=1%)

3.4 軸頸傾斜程度對(duì)油膜壓力的影響

圖11所示的是主軸轉(zhuǎn)速為1 000 r/min、偏心率為0.4時(shí)，軸頸不發(fā)生傾斜時(shí)的油膜壓力分布與油膜厚度分布。圖12所示為主軸轉(zhuǎn)速為1 000 r/min，軸頸傾斜程度等于0.8時(shí)的油膜壓力分布與油膜厚度分布。當(dāng)軸頸發(fā)生傾斜時(shí)，油膜壓力和油膜厚度在形狀與數(shù)值上均有很大變化，所以將軸頸傾斜計(jì)入軸承潤(rùn)滑特性分析中很有必要，下文將在相同工況下進(jìn)行進(jìn)一步仿真。

圖11 軸頸無(wú)傾斜時(shí)油膜壓力和厚度分布Fig.11 Oil film pressure(a) and oil film thickness(b) distribution of the bearing without journal inclination

圖12 軸頸傾斜程度為0.8時(shí)油膜壓力和厚度分布Fig.12 Oil film pressure(a) and oil film thickness(b) distribution of the bearing when journal inclination degree is 0.8

圖13所示為當(dāng)采用純油潤(rùn)滑時(shí)，不同傾斜程度下的油膜壓力與單元含氣率的等高線(xiàn)疊加云圖，隨著軸頸傾斜程度的增加，油膜壓力呈傾斜分布，油膜壓力數(shù)值逐漸增大且最大值沿周向與軸向發(fā)生移動(dòng)，這是由于當(dāng)軸頸發(fā)生傾斜時(shí)，油膜在沿周向的不同位置和沿軸向的不同截面處均發(fā)生數(shù)值改變。當(dāng)軸頸產(chǎn)生傾斜時(shí)，空化區(qū)形狀發(fā)生變化，空化區(qū)面積也隨傾斜程度的增加而增加，空化區(qū)域的邊界更接近軸承的端面處。當(dāng)軸頸傾斜程度小于0.6時(shí)，最大油膜壓力數(shù)值變化較小，當(dāng)軸頸傾斜程度到0.8時(shí)，最大油膜壓力顯著增加。軸頸傾斜會(huì)改變油膜在各個(gè)截面處的數(shù)值從而影響微小氣泡的分布和運(yùn)動(dòng)，所以研究油氣潤(rùn)滑時(shí)有必要考慮軸頸傾斜因素。

圖13 軸頸傾斜程度下油膜壓力與單元含氣率等高線(xiàn)圖Fig.13 Contour diagram of oil film pressure and unit gas holdup at different journal inclination degree：(a)DM=0； (b)DM=0.4；(c)DM=0.6；(d)DM=0.8

3.5 表面膨脹黏度與傾斜程度對(duì)軸承潤(rùn)滑性能的影響

圖14與圖15分別顯示的是不同偏心率和表面膨脹黏度下最大油膜力與承載力隨傾斜程度變化的曲線(xiàn)。當(dāng)偏心率小于0.6時(shí)，增大表面膨脹黏度會(huì)小幅度增大油膜壓力以及承載力；但當(dāng)偏心率為0.8時(shí)，表面膨脹黏度的增大反而會(huì)減小油膜壓力及承載力。圖16所示是不同偏心率和膨脹黏度下端泄流量隨傾斜程度的變化?？芍?，端泄流量隨著傾斜程度的增加而增加，在大偏心工況下，表面膨脹黏度帶來(lái)的影響與計(jì)入軸頸傾斜帶來(lái)的影響相當(dāng)；當(dāng)偏心率下降至0.2時(shí)，表面膨脹黏度對(duì)端泄流量沒(méi)有顯著影響；在中高偏心率下，表面膨脹黏度增加一個(gè)數(shù)量級(jí)會(huì)增大端泄流量。

圖14 不同偏心率和膨脹黏度下最大油膜壓力隨傾斜 程度的變化Fig.14 Variation of maximum oil film pressure with inclination degree under different eccentricity and different swelling viscosity

圖16 不同偏心率和膨脹黏度下端泄流量隨傾斜程度的變化Fig.16 Variation of lower end leakage with different eccentricity and different swelling viscosity with the degree of inclination

圖17顯示的摩擦力隨工況的變化與端泄流量的變化趨勢(shì)相同。圖18所示為不同偏心率和膨脹黏度下摩擦因數(shù)隨傾斜程度的變化。

圖17 不同偏心率和膨脹黏度下摩擦力隨傾斜程度的變化Fig.17 Variation of frictional force with inclination degree under different eccentricity and different swelling viscosity

圖18 不同偏心率和膨脹黏度下摩擦因數(shù)隨傾斜程度的變化Fig.18 Variation of friction coefficient with inclination degree under different eccentricity and different swelling viscosity

可知，在低偏心率下，增大表面膨脹黏度會(huì)減小摩擦因數(shù)，在大偏心率下，摩擦因數(shù)幾乎不變。這表明增大表面膨脹黏度對(duì)油氣潤(rùn)滑會(huì)產(chǎn)生一定的減摩效果，這種效果在低偏心率下更為明顯。圖19顯示的是軸承穩(wěn)定運(yùn)轉(zhuǎn)所需工作力矩隨傾斜程度的變化曲線(xiàn)?？芍?，當(dāng)軸頸傾斜程度較大時(shí)，工作力矩會(huì)顯著增加。表面膨脹黏度的增加會(huì)降低工作力矩，這在中高偏心率時(shí)表現(xiàn)得更為明顯。

圖19 不同偏心率和膨脹黏度下工作力矩隨傾斜程度的變化Fig.19 Variation of working moment with inclination degree under different eccentricity and different swelling viscosity

3.6 含氣率與傾斜程度對(duì)軸承潤(rùn)滑性能的影響

圖20顯示的是不同偏心率和初始含氣率下，最大油膜壓力隨軸頸傾斜程度變化的曲線(xiàn)。

由圖20可以看出，仿真設(shè)置的2個(gè)含氣率數(shù)值對(duì)軸承油膜壓力影響幾乎相同，偏心率改變對(duì)油膜壓力的影響大于軸頸傾斜帶來(lái)的影響。最大油膜壓力在不對(duì)中度小于0.6時(shí)變化較小，當(dāng)傾斜程度達(dá)到0.8時(shí)數(shù)值會(huì)顯著增加。圖21顯示的是不同偏心率和初始含氣率工況下，油膜承載力隨軸頸傾斜程度變化的曲線(xiàn)?？芍?，當(dāng)含氣率增加時(shí)，在低偏心下，油膜承載力有小幅度降低，而在大偏心率時(shí)，油膜承載力有小幅度增加且不對(duì)中度帶來(lái)的影響較大。

圖20 不同偏心率和含氣率下最大油膜壓力隨傾斜程度的變化Fig.20 Variation of maximum oil film pressure with inclination degree under different eccentricity and different gas holdup

圖21 不同偏心率和含氣率下摩擦力隨傾斜程度的變化Fig.21 Variation of frictional force with inclination degree under different eccentricity and different gas holdup

圖22所示為端泄流量隨軸頸傾斜程度的變化曲線(xiàn)。從總體上看，含氣率的增加會(huì)降低端泄流量，端泄流量隨軸頸傾斜程度的增大而增大。偏心率增大以及傾斜程度增大導(dǎo)致楔形間隙動(dòng)壓效果增強(qiáng)從而導(dǎo)致端泄流量增加，且這2種影響在數(shù)值上相當(dāng)。

圖22 不同偏心率和含氣率下端泄流量隨傾斜程度的變化Fig.22 Variation of the discharge volume at the lower end with inclination degree under different eccentricity and different gas holdup

圖23和圖24分別為摩擦力和摩擦因數(shù)隨軸頸傾斜程度的變化曲線(xiàn)。摩擦力的變化趨勢(shì)與端泄流量大體相同，軸頸傾斜帶來(lái)的影響與偏心率相當(dāng)；當(dāng)偏心率較大時(shí)，摩擦力增加的數(shù)值會(huì)更加顯著。而摩擦因數(shù)隨著傾斜程度的增大而增大，隨著偏心率的增大而減??；含氣率的增加會(huì)在低偏心率時(shí)降低摩擦因數(shù)，而在大偏心率時(shí)摩擦因數(shù)會(huì)有小幅度的增加。圖25顯示的是不同偏心率和初始含氣率工況下，軸承穩(wěn)定工作所需力矩隨軸頸傾斜程度變化的曲線(xiàn)。軸頸傾斜程度的增大和偏心率的增大都會(huì)導(dǎo)致工作力矩逐漸增大，含氣率增加一個(gè)數(shù)量級(jí)會(huì)使軸承在低偏心工況下數(shù)值降低，在中高偏心下數(shù)值有小幅度提高。

圖23 不同偏心率和含氣率下摩擦力隨傾斜程度的變化Fig.23 Variation of frictional force with inclination degree under different eccentricity and different gas holdup

圖24 不同偏心率和含氣率下摩擦因數(shù)隨傾斜程度的變化Fig.24 Variation of friction coefficient with inclination degree under different eccentricity and different gas holdup

圖25 不同偏心率和含氣率下工作力矩隨傾斜程度的變化Fig.25 Variation of working moment with inclination degree under different eccentricity and different gas holdup

4 結(jié)論

(1)油氣潤(rùn)滑條件下在一定的含氣率范圍內(nèi)，隨著含氣率的增高，徑向滑動(dòng)軸承最大油膜壓力、承載力、端泄流量和摩擦力都會(huì)減小。

(2)不同的氣泡參數(shù)對(duì)軸承潤(rùn)滑特性的影響不同，增大膨脹黏度和減小氣泡半徑在中低偏心率下會(huì)提高油膜承載力，而在大偏心率下會(huì)使油膜承載力降低。

(3)軸頸傾斜會(huì)改變油膜壓力與空穴分布，隨著傾斜程度的增加，最大油膜壓力、承載力、端泄流量、摩擦力和工作力矩都會(huì)增大。通過(guò)改變氣泡參數(shù)和潤(rùn)滑油含氣率可適當(dāng)削弱軸頸傾斜帶來(lái)的影響。

(4)考慮潤(rùn)滑劑為含氣油液的復(fù)雜性，需要通過(guò)后續(xù)的實(shí)驗(yàn)進(jìn)一步探究油氣潤(rùn)滑對(duì)徑向滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑特性的影響。