多类型滑动轴承性能对比分析及其油膜温度试验研究*

王晓红，常 山，陈 涛

(中国船舶重工集团公司 第七〇三研究所，黑龙江 哈尔滨 150078)

0 引 言

船舶传动装置传动形式多样，运行工况较多[1]；同时，传动装置中轴的转速与功率变化范围较宽，导致载荷的大小与方向多变。因此，传动装置中同一轴承均需满足多种承载要求。另外，同一传动装置的齿轮轴转速与扭矩差别较大，支承齿轮轴的轴承可能存在低速重载或高速轻载的使用条件，使得其轴承的类型也多种多样。

常用的船舶传动装置轴承类型有圆柱形、椭圆、可倾瓦[2]等，每类轴承适应的转速和载荷范围不同。Kingsbury、John Crane等国外知名轴承公司样本中，给出不同轴承类型推荐的应用转速、比压及稳定性排序等。ISO标准[3]、国标[4]则给出了轴承最小油膜厚度及巴氏合金材料最高温度限定条件。

但具体工程应用选型时还会面临一些问题，各类型轴承推荐的应用范围多有交叉，关于轴承运行温度等性能没有翔实的对比数据。

对于各类型轴承之间的对比，不同学者做过许多研究工作[5-9]，但大多研究仅限于理论研究，而对于船舶传动装置多种类型轴承对比方面的研究，乃至试验研究验证的则很少。

本文从船舶传动装置应用特点出发，针对轴承类型多样、轴承转速及载荷跨度大的应用情况，对比分析常用的圆柱形轴承、椭圆轴承及可倾瓦轴承性能，研究不同类型轴承在船用转速和载荷条件下性能的变化规律，并对几种类型轴承温度场进行试验对比研究，为船舶传动装置轴承类型选取提供依据。

1 计算模型

1.1 滑动轴承几何关系

此处以三油叶轴承为例，笔者介绍轴承参数的关系(可以拓展到所有轴承几何关系)。

轴承的几何关系如图1所示。

图1 轴承几何关系Ob，Rb—轴承中心，轴承装配半径，m；OP，RP—轴瓦中心，轴承加工半径，m；Oj，Rj—轴中心，轴半径，m；θL，θT—轴瓦起始、终止角，°；θp—支撑角，°

由图1的几何参数可以得出轴承的主要参数如下：

Cb=Rb-Rj

(1)

Cp=Rp-Rj

(2)

(3)

f=(θp-θL)/(θT-θL)

(4)

式中：Cb—轴承装配间隙，m；Cp—轴承加工间隙，m；m—轴承预负荷；f—支撑特性参数。

对于圆柱形轴承，Ob，Op重合，Rp=Rb；

对于椭圆轴承，Ob，Op不重合，Rp>Rb；对于可倾瓦轴承，常用3个～5个油叶，Ob，Op可重合，也可不重合，Rp≥Rb，并增加摆角自由度。

1.2 基本方程

笔者根据几何关系，建立轴承油膜厚度的关系式后，计算滑动轴承性能。该过程主要求解以下方程：

(1)雷诺方程：

(5)

式中：p—油膜压力，Pa；h—油膜厚度，m；μ—润滑油动力粘度，Pa·s；Rx,Rz—紊流因子；U—轴的旋转速度，m/s；t—时间，s；x，z—周向、轴向坐标。

(2)能量方程：

(6)

式中：ρ—滑油密度，kg/m3；Cp—比热容，J/(kg·℃)；k—润滑油传导系数；qx，qz—周向，轴向单位体积流量，m3/h；T—油膜温度，℃；τ—剪切应力，Pa。

其中：

(7)

(8)

(9)

式中：Cf—紊流因子，层流时为1；紊流时由下式确定：

Cf=1+0.001 2Re0.94

(10)

式中：Re—雷诺数。

(3)温粘关系：

loglog(v+C)=A-Blog(T)

(11)

μ=ρv

(12)

式中：v—运动粘度，mm2/s；A，B—用已知温度点下的粘度进行求解；C—在运动粘度小于2.0 cSt时，取0.7。

(4)承载能力：

(13)

式中：Fx，Fy—x，y方向载荷，N；L—轴承宽度，m。

(5)动态性能：

在静平衡位置处，微小扰动下，力平衡方程为：

(14)

式中：Fx0，Fy0—静平衡位置x，y方向静态载荷，N;K—轴承刚度，N/mm；C—轴承阻尼，N·s/mm。

1.3 边界条件与求解方法

此处的压力分布采用雷诺压力边界条件，即结构边界条件：

(15)

θ=θLp=p0

(16)

自然边界条件为：

(17)

能量方程的边界条件为：润滑剂入口处温度为供油温度，求解时以此作为初值，应用步进方法求解温度场；入油边考虑冷热油混合作用。

此处采用有限差分方法，联立求解雷诺方程、能量方程与温粘方程，求得压力分布与温度分布，进而求解轴承的静态和动态性能。

2 算例及计算结果对比分析

2.1 转速对各类型轴承性能影响

为了研究转速单一因素对性能的影响，本文选定轴承参数：直径200 mm，宽径比1，间隙比为0.002，椭圆轴承m=0.5，可倾瓦轴承m=0.5，比压2 MPa，转速范围涵盖船舶传动装置大部分转速范围。

最高温度对比如图2所示。

图2 最高温度对比

承载能力对比如图3所示。

图3 承载能力对比

功耗对比如图4所示。

图4 功耗对比

流量对比如图5所示。

图5 流量对比

根据以上的对比图可知，转速对各类型轴承静态性能影响情况如下：圆柱形轴承最高油膜温度比其他类型轴承更高，尤其在高转速时更加明显，圆柱形轴承比椭圆轴承最高温度高出19 ℃，圆柱形轴承承载能力最大，功耗、流量也更小；

另外，由于可倾瓦轴承结构的特殊性，可以通过单独供油降温的方式，并由图2可知，单独供油的可倾瓦轴承可以获得更低的温度。

动态性能对比如图6所示。

图6 动态性能对比C—圆柱形轴承；E—椭圆轴承；T—可倾瓦轴承

以上对比情况可知，转速对各类型轴承刚度和阻尼的影响为：受力方向的主刚度Kxx，圆柱形轴承略低于其他类型轴承，但均在同一数量级，高速时圆柱形轴承主刚度有下降趋势，而椭圆及可倾瓦轴承没有明显的下降趋势。

值得注意的是，四瓦可倾瓦轴承交叉刚度为0，交叉刚度存在是滑动轴承失稳的重要原因，同时，可倾瓦轴承瓦块可以摆动以适应外部激励变化，因此，其稳定性远优于其他类型轴承，椭圆轴承稳定性优于圆柱形轴承。

另外，圆柱形轴承与椭圆轴承非受力方向的主刚度Kyy明显低于受力方向主刚度Kxx，但可倾瓦轴承却相同；圆柱形轴承的阻尼略高于其他类型轴承，转速越高相差越小，随转速增加，圆柱形轴承阻尼减小明显。

2.2 载荷对各类型轴承性能影响

为了研究载荷单一因素对性能的影响，此处选定轴承参数为：直径200 mm，宽径比1，间隙比为0.002，椭圆轴承m=0.5，四瓦可倾瓦轴承m=0.5，转速4 000 r/min；比压选取涵盖船舶传动装置滑动轴承大部分载荷范围。

最高温度对比结果如图7所示。

图7 最高温度对比

承载能力对比结果如图8所示。

图8 承载能力对比

功耗对比结果如图9所示。

图9 功耗对比

流量对比如图10所示。

图10 流量对比

载荷对各类型轴承静态性能影响：在各个比压范围内，圆柱形轴承最高温度均高于其他类型轴承，最高温度高出其他轴承13 ℃左右，并且该数值基本变化不大，圆柱形轴承承载能力最高，在功耗方面，圆柱形轴承优于椭圆轴承，椭圆轴承优于可倾瓦轴承，并且在各个比压范围趋势比较一致，椭圆轴承流量最大，圆柱形轴承与椭圆轴承随着比压的增大，流量缓慢增加，但可倾瓦轴承流量有所下降。

动态性能对比结果如图11所示。

图11 动态性能对比

转速一定下，3种轴承载荷方向主刚度比较接近，随着比压增大，各轴承刚度值增加明显，圆柱形轴承与椭圆轴承Kyy明显地低于Kxx，可倾瓦轴承两个方向主刚度一致，四瓦可倾瓦交叉刚度为0，稳定性最好，圆柱形轴承的阻尼最大，尤其随着比压增大，趋势越明显。圆柱形轴承与椭圆轴承Cyy明显地低于Cxx，可倾瓦轴承则相同，随着比压增大，圆柱形轴承与椭圆轴承阻尼增加明显，而可倾瓦轴承阻尼变化不大。

3 温度场试验对比分析

3.1 试验装置

本文分别通过试验方式，分析转速对上述3种类型轴承温度场的影响。

其中，轴承直径200 mm，宽度200 mm，间隙比0.002，轴承载荷17 000 N。

试验台的布置图如图12所示。

图12 试验台布置图

在倒置式试验台上，笔者进行轴承油膜温度试验。其中，液压加载通过试验轴承座作用到试验轴承上，调节液压缸的供油压力可以改变轴承的载荷，这样试验过程中轴承上瓦受力，电机通过增速箱改变试验轴的转速，可以满足试验中转速的要求。

3.2 试验结果与分析

轴承的油膜温度测点布置于其上部轴承承载区，一共布置了多个测点，来测定轴承油膜的最高温度。

试验轴承测点测得的温度如表1所示。

表1 试验轴承测点温度

由表1可知：圆柱形轴承油膜温度高于椭圆轴承和可倾瓦轴承，并随着转速的增高，差距变得更大，最大可以达21.3 ℃。

以上这个趋势与上述的理论计算结果一致。

4 结束语

本文分别计算和分析了转速及载荷对各类型船用轴承性能的影响，并通过试验研究了转速对不同类型轴承油膜温度的影响。

研究结果表明：

(1)圆柱形轴承最高油膜温度高于其他两种类型轴承，差距随转速升高而增大，在转速达到5 000 r/min时，各类型试验轴承的最高油膜温度相差达21.3 ℃；

(2)圆柱形轴承承载能力较其他类型明显高，功耗与流量也优于其他类型轴承；

(3)各类型轴承主刚度随载荷变化明显，随着转速变化量较小，其中，圆柱形轴承交叉刚度较大，可倾瓦轴承交叉刚度最小。

因此，在船舶传动装置轴承选型时，应优先选择圆柱形轴承；只有当转速过高，圆柱形轴承温度过高和存在失稳风险时，才应该结合转子计算结果，选择其他类型的轴承。