凡豐成，郭紅，石明輝，陳書杰

(鄭州大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院，河南鄭州 450001)

隨著高速機(jī)械裝備的廣泛應(yīng)用，對(duì)滑動(dòng)軸承的性能提出了越來越高的要求。傳統(tǒng)的被動(dòng)式滑動(dòng)軸承[1-4]在面對(duì)變工況條件時(shí)，會(huì)存在一定的局限性，不能根據(jù)實(shí)際工況調(diào)節(jié)軸承參數(shù)，由此可能會(huì)造成軸承的磨損，縮短軸承的使用壽命。因此開展軸承參數(shù)主動(dòng)調(diào)控的研究具有重要的意義。

關(guān)于可變可控軸承的研究，學(xué)者們通過理論和實(shí)驗(yàn)研究取得了一系列的成果，很多具有主動(dòng)可控的軸承被提出來，比如磁懸浮軸承、可控液壓軸承和主動(dòng)可傾瓦軸承等。劉旭輝等[5]設(shè)計(jì)了一種新型鐵磁流體滑動(dòng)軸承，搭建了磁流體軸承的測試平臺(tái)，分析了該磁流體軸承在不同電流下的振動(dòng)情況，研究結(jié)果表明磁流體軸承可以抑制轉(zhuǎn)子的振動(dòng)。秦鑫等人[6]開展了主動(dòng)控制可傾瓦軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動(dòng)態(tài)性能理論仿真研究，在控制不同可傾瓦徑向位移及周向角度的情況下分析了軸承的靜動(dòng)態(tài)性能及軸心軌跡。理論研究結(jié)果表明，增加對(duì)軸瓦徑向位移和周向角度的控制量可以有效減小轉(zhuǎn)子軸頸振幅，提高軸承-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的運(yùn)行穩(wěn)定性。吳超等人[7]提出了一種新型線切割一體化徑向滑動(dòng)軸承，建立了該新型軸承的數(shù)學(xué)模型，考慮支座變形和瓦塊變形的影響，研究了偏心率、軸頸轉(zhuǎn)速和支點(diǎn)幾何尺寸對(duì)軸承靜態(tài)性能的影響。張磊等人[8]提出了一種下軸瓦可調(diào)的軸承概念，通過FEM數(shù)值方法建立了轉(zhuǎn)子-軸承模型，利用該模型研究了可調(diào)橢圓軸承對(duì)轉(zhuǎn)子加速過程中動(dòng)力學(xué)特性的影響，經(jīng)過理論計(jì)算與實(shí)驗(yàn)研究驗(yàn)證了合理調(diào)節(jié)橢圓度可以明顯減小轉(zhuǎn)子的振動(dòng)。

綜上所述，目前學(xué)者們主要基于電磁、液壓或機(jī)械系統(tǒng)來控制軸承進(jìn)而改善軸承性能，但是電磁控制系統(tǒng)復(fù)雜、價(jià)格昂貴，可控液壓和機(jī)械系統(tǒng)反饋速度慢、調(diào)節(jié)精度低。隨著時(shí)代的發(fā)展進(jìn)步，功能型材料在很多結(jié)構(gòu)之中得到了廣泛應(yīng)用。例如，由壓電材料制作而成的壓電疊堆作動(dòng)器具有響應(yīng)快、精度高的優(yōu)點(diǎn)已被廣泛應(yīng)用于機(jī)械、土木、航空航天結(jié)構(gòu)的主動(dòng)控制中[9-12]。本文作者提出了利用壓電疊堆直接作用于軸瓦上使其變形，得到了一種可變可控三油楔軸承。該軸承通過對(duì)壓電疊堆施加驅(qū)動(dòng)電壓調(diào)節(jié)油膜間隙來調(diào)整軸承的工作狀態(tài)，因壓電疊堆響應(yīng)速度快、控制精準(zhǔn)，因此這種軸承具有調(diào)節(jié)速度快且具備主動(dòng)控制能力的特點(diǎn)。

由壓電疊堆控制形成的可變可控三油楔軸承的性能不僅與傳統(tǒng)軸承的參數(shù)有關(guān)，還和驅(qū)動(dòng)電壓的大小有關(guān)。本文作者采用CREO軟件建立了油膜的幾何模型并導(dǎo)入前處理軟件ICEM中進(jìn)行結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分，基于FLUENT軟件中的兩相流模型計(jì)算分析了電壓、偏心距及轉(zhuǎn)速對(duì)軸承靜態(tài)性能的影響。

1 可變可控三油楔軸承結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及工作原理

1.1 新型軸承結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

基于壓電疊堆的結(jié)構(gòu)特征，將其嵌入軸承結(jié)構(gòu)之中，對(duì)壓電疊堆施加直流驅(qū)動(dòng)電壓后，壓電疊堆會(huì)產(chǎn)生拉伸變形促使軸承結(jié)構(gòu)發(fā)生變形。圖1為可變可控三油楔軸承結(jié)構(gòu)示意圖，主要由軸承體、壓電疊堆及楔形塊組成。在軸承圓周方向特別設(shè)計(jì)了均勻分布的凹槽，在每個(gè)凹槽內(nèi)安裝了一個(gè)壓電疊堆，通過楔形塊對(duì)其進(jìn)行固定。

圖1 可變可控三油楔軸承結(jié)構(gòu)示意

1.2 新型軸承工作原理

當(dāng)對(duì)壓電疊堆施加直流驅(qū)動(dòng)電壓時(shí)，壓電疊堆產(chǎn)生的靜態(tài)力使軸承產(chǎn)生一定的靜態(tài)變形，由于凹槽的存在，軸承內(nèi)壁由圓形變成三油楔形狀，內(nèi)壁變形示意圖如圖2所示。傳統(tǒng)的三油楔軸承有三塊均布的相同軸瓦，每塊軸瓦對(duì)應(yīng)不同的圓心，相鄰兩塊瓦之間均可形成油楔[13-14]。文中提出的可變可控三油楔軸承具有調(diào)節(jié)油膜間隙的能力，通過改變直流驅(qū)動(dòng)電壓的大小可以控制軸承的變形程度，實(shí)際運(yùn)轉(zhuǎn)過程中可以根據(jù)相應(yīng)的工況來選擇合適的直流驅(qū)動(dòng)電壓。

圖2 軸承內(nèi)壁變形示意

2 可變?nèi)托ㄝS承特性仿真

2.1 軸瓦變形仿真計(jì)算

采用有限元仿真軟件ANSYS對(duì)壓電疊堆控制形成的三油楔軸承進(jìn)行仿真分析。首先，建立靜力學(xué)分析模塊，定義壓電疊堆、軸承和楔形塊材料；其次，導(dǎo)入模型并將所用材料賦予模型；然后，建立新的局部坐標(biāo)系并對(duì)模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分；最后，將固定約束施加在軸承的外緣小孔并給壓電疊堆賦予極化方向，輸入相關(guān)參數(shù)進(jìn)行仿真求解。

2.2 可變?nèi)托ㄝS承油膜特性方程

隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的發(fā)展，學(xué)者們普遍采用CFD方法直接求解N-S方程研究滑動(dòng)軸承中的油膜工作情況[15-16]。流體流動(dòng)受物理守恒定律的支配，包括質(zhì)量守恒定律、動(dòng)量守恒定律和能量守恒定律，文中的研究中不涉及能量的變化，因此流體流動(dòng)僅需遵循質(zhì)量守恒定律和動(dòng)量守恒定律?？紤]到軸承發(fā)散區(qū)存在空穴現(xiàn)象，文中選用FLUENT中的Mixture兩相流模型，Mixture兩相流模型的優(yōu)點(diǎn)是無需定義油膜破裂的邊界。

(1)質(zhì)量守恒方程

軸承運(yùn)轉(zhuǎn)過程中其間隙內(nèi)的流體遵循質(zhì)量守恒定律，可用質(zhì)量守恒方程來描述，即

(1)

式中：ρ為氣液兩相混合密度；t為時(shí)間；v為速度矢量；?為哈密爾頓算子。

(2)動(dòng)量守恒方程

假設(shè)油膜中流體微元體的動(dòng)量對(duì)時(shí)間的變化率等于外界作用在該微元體上的各種力之和，其表達(dá)式為

(2)

τ=μ[(?v+?vT)-2/3?·vI]

(3)

式中：p為流體微元體上的壓力；F為外部體積力；τ為應(yīng)力張量；μ為混合相動(dòng)力黏度；I為單位張量。

2.3 FLUENT仿真模型

可變可控三油楔軸承的結(jié)構(gòu)如圖2所示，其中Ob和Or分別為軸承中心和轉(zhuǎn)子中心，e為轉(zhuǎn)子偏心距。在一定偏心距下，軸頸順時(shí)針旋轉(zhuǎn)，潤滑油從軸承兩端流出。將壓電仿真后的軸承內(nèi)壁提取出來，導(dǎo)入三維建模軟件CREO建立油膜三維模型。在ICEM中進(jìn)行結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分，為了更加真實(shí)地反映潤滑油在軸承間隙中的流動(dòng)情況，需要注意油膜厚度方向上的網(wǎng)格層數(shù)，原則就是在保證計(jì)算精度的前提下盡可能地降低網(wǎng)格數(shù)量，這樣既提高了計(jì)算效率，又保證了計(jì)算結(jié)果的可靠性。綜合考慮，在油膜厚度方向劃分為5層，油膜模型被劃分為181 532個(gè)六面體網(wǎng)格，油膜網(wǎng)格劃分模型如圖3所示。

圖3 油膜網(wǎng)格模型

2.4 模型假設(shè)與求解設(shè)置

在進(jìn)行FLUENT仿真計(jì)算時(shí)，從宏觀流體力學(xué)角度對(duì)滑動(dòng)軸承流場開展研究，做出如下假設(shè)：

(1)假設(shè)潤滑油為不可壓縮流體且為三維定常流動(dòng)狀態(tài)；

(2)潤滑油與軸徑軸瓦接觸無相對(duì)滑移；

(3)經(jīng)過計(jì)算得到雷諾數(shù)Re<2 300，流動(dòng)狀態(tài)為層流；

(4)不考慮軸頸與軸瓦之間的熱傳導(dǎo)。

FLUENT仿真求解設(shè)置如下：

(1)求解模型設(shè)置為層流和兩相流模型；

(2)設(shè)定進(jìn)油口為壓力入口，供油壓力為0.2 MPa；設(shè)定軸承兩端面間隙為壓力出口，壓力值為大氣壓力，油膜內(nèi)表面設(shè)定為旋轉(zhuǎn)壁面邊界條件，其余表面均設(shè)置為固定壁面邊界條件；

(3)求解方法為SIMPLEC，混合初始化后進(jìn)行求解。

2.5 仿真模型驗(yàn)證

為了驗(yàn)證計(jì)算方法的正確性，采用文獻(xiàn)[17]中相同的軸承結(jié)構(gòu)進(jìn)行仿真求解并與該文獻(xiàn)中的計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對(duì)比。軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示，結(jié)果如圖4—6所示。可知，采用FLUENT仿真求解得到的靜態(tài)特性參數(shù)與文獻(xiàn)[17]中數(shù)值求解結(jié)果較為吻合，驗(yàn)證了仿真模型的正確性。

表1 軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)

圖4 不同偏心率下的量綱一承載力對(duì)比

圖5 不同偏心率下的量綱一摩擦力對(duì)比

圖6 不同偏心率下的量綱一端泄流量對(duì)比

3 可變可控三油楔軸承計(jì)算結(jié)果與分析

FLUENT仿真計(jì)算采用的軸承及工況參數(shù)如表2所示。

表2 軸承結(jié)構(gòu)及工況參數(shù)

3.1 不同電壓下的軸瓦變形

圖7—9所示分別為90、120、150 V驅(qū)動(dòng)電壓下的軸承變形仿真結(jié)果，可以看出在施加驅(qū)動(dòng)電壓后軸承內(nèi)表面由圓形變成三油楔形狀，驅(qū)動(dòng)電壓越高，軸承變形量越大，油膜間隙越大。圖10所示為軸承中間截面在90、120、150 V驅(qū)動(dòng)電壓下的變形結(jié)果，可知隨著驅(qū)動(dòng)電壓的升高，軸承中間截面的變形量越來越大，軸承結(jié)構(gòu)的特殊設(shè)計(jì)使其變形量呈現(xiàn)一定的規(guī)律性。

圖7 90 V驅(qū)動(dòng)電壓下軸承變形

圖8 120 V驅(qū)動(dòng)電壓下軸承變形

圖9 150 V驅(qū)動(dòng)電壓下軸承變形

圖10 不同驅(qū)動(dòng)電壓下軸承中間截面變形

3.2 不同狀態(tài)下的油膜壓力分布

在壓電疊堆的控制下，軸承結(jié)構(gòu)發(fā)生了變形，軸承變形的程度取決于施加驅(qū)動(dòng)電壓的大小，軸承的變形改變了軸承的油膜壓力分布，軸承的靜態(tài)特性也隨之改變。

圖11—14分別示出了軸承在偏心距e=15 μm時(shí)變形前后的油膜壓力分布，可知軸承變形前后油膜壓力分布發(fā)生了明顯的變化，最大油膜壓力出現(xiàn)在最小油膜厚度附近。

圖11 軸承變形前油膜壓力分布(U=0，n=3 000 r/min，e=15 μm)

圖12 軸承變形后油膜壓力分布(U=90 V，n=3 000 r/min，e=15 μm)

圖13 軸承變形后油膜壓力分布(U=120 V，n=3 000 r/min，e=15 μm)

圖14 軸承變形后油膜壓力分布(U=150 V，n=3 000 r/min，e=15 μm)

圖15示出了軸承中間截面油膜壓力分布，可知隨著驅(qū)動(dòng)電壓的升高，最大油膜壓力逐漸減小。

圖15 軸承變形前后周向油膜壓力分布

3.3 新型軸承靜態(tài)性能分析

圖16(a)示出了不同驅(qū)動(dòng)電壓下偏位角隨偏心距的變化關(guān)系，計(jì)算時(shí)轉(zhuǎn)速為3 000 r/min。圖16(b)示出了不同驅(qū)動(dòng)電壓下偏位角隨轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系，計(jì)算時(shí)偏心距為15 μm。

圖16(a) 不同電壓下偏位角隨偏心距變化(n=3 000 r/min)

可知，隨著偏心距或轉(zhuǎn)速的增加，偏位角逐漸減小。偏位角的減小主要是由于偏心距和轉(zhuǎn)速增加導(dǎo)致油膜壓力逐漸增大造成的。在相同偏心距或轉(zhuǎn)速下，直流驅(qū)動(dòng)電壓越高，偏位角越大，主要原因是電壓越高，軸承變形越大，油膜間隙的增大引起動(dòng)壓效應(yīng)減小，油膜壓力越小，偏位角越大。

圖17(a)示出了不同驅(qū)動(dòng)電壓下軸承承載力隨偏心距的變化關(guān)系，計(jì)算時(shí)轉(zhuǎn)速為3 000 r/min。圖17(b)示出了不同驅(qū)動(dòng)電壓下軸承承載力隨轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系，計(jì)算時(shí)偏心距為15 μm。可知，承載力隨偏心距和轉(zhuǎn)速的增大而增大，承載力的增大主要是由于偏心距和轉(zhuǎn)速增加導(dǎo)致動(dòng)壓效應(yīng)增強(qiáng)造成的。在相同偏心距或轉(zhuǎn)速下，直流驅(qū)動(dòng)電壓越高，承載力越小，主要原因是電壓越高，軸承變形越大，油膜間隙的增大引起動(dòng)壓效應(yīng)減小，承載力也越小。

圖17(a) 不同電壓下承載力隨偏心距變化(n=3 000 r/min)

圖18(a)示出了不同驅(qū)動(dòng)電壓下軸承摩擦力隨偏心距的變化關(guān)系，計(jì)算時(shí)轉(zhuǎn)速為3 000 r/min。圖18(b)示出了不同驅(qū)動(dòng)電壓下軸承摩擦力隨轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系，計(jì)算時(shí)偏心距為15 μm。可知，摩擦力隨偏心距和轉(zhuǎn)速的增大而增大，摩擦力的增大主要是由于偏心距和轉(zhuǎn)速增加導(dǎo)致動(dòng)壓效應(yīng)增強(qiáng)造成的。在相同偏心距或轉(zhuǎn)速下，直流驅(qū)動(dòng)電壓越高，摩擦力越小，主要原因是電壓越高，軸承變形越大，油膜間隙的增大引起動(dòng)壓效應(yīng)減小，摩擦力也越小。

圖18(a) 不同電壓下摩擦力隨偏心距變化(n=3 000 r/min)

圖19(a)示出了不同驅(qū)動(dòng)電壓下流量隨偏心距的變化情況，計(jì)算時(shí)轉(zhuǎn)速為3 000 r/min。

圖19(a) 不同電壓下端泄流量隨偏心距變化(n=3 000 r/min)

圖19(b) 不同電壓下端泄流量隨轉(zhuǎn)速變化(e=15 μm)

圖19(b)示出了不同驅(qū)動(dòng)電壓下流量隨轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系，計(jì)算時(shí)偏心距為15 μm?？芍?，流量隨著偏心距和轉(zhuǎn)速的增大而增大。在相同偏心距或轉(zhuǎn)速下，驅(qū)動(dòng)電壓越高，油膜間隙越大，流量隨著油膜間隙的增大而增大。

4 結(jié)論

(1) 提出了一種可變可控三油楔軸承，采用壓電疊堆控制軸承的變形，其具有響應(yīng)速度快、控制精準(zhǔn)的優(yōu)點(diǎn)。

(2)隨著驅(qū)動(dòng)電壓的升高，軸承截面的變形量越來越大，油膜壓力分布發(fā)生明顯的變化，最大油膜壓力逐漸減小。因此實(shí)際運(yùn)行過程中可以根據(jù)不同的工況選擇不同的驅(qū)動(dòng)電壓，從而控制軸承的變形程度和油膜壓力分布。

(3) 由壓電疊堆控制引起的軸瓦變形改變了油膜壓力分布和軸承靜態(tài)性能，軸承的承載力、摩擦力和流量均隨偏心距和轉(zhuǎn)速的增大而增大；在一定偏心距或轉(zhuǎn)速下，隨著驅(qū)動(dòng)電壓的升高，承載力和摩擦力逐漸減小，流量逐漸增大。