滑动轴承动力特性的数值计算方法
滑动轴承的设计计算.ppt
主轴油的选用
•润滑脂 脂润滑轴承可根据滑动速度参考表22-5选用润滑脂的锥入度， 根据工作温度选取润滑脂品种。
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表22-5 脂润滑轴承润滑脂的选择
润滑剂与润滑方法的选用
•固体润滑剂 滑动轴承常用的固体润滑剂有炭石墨、二硫化钼、聚四氟 乙烯等。
2.工况参数
载荷F(包括大小、方向和特性)；轴的 转速n(包括大小、方向和特性)。一般
已知。
3.热力学参数
功耗P、散热量、轴承各处温度和润滑剂的温度。
实测值必须在允许的范围内，通过计算在设计 时加以控制。
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无润滑轴承的设计计算
滑动轴承的设计计算
设计已知条件：轴径d、转速n、载荷F、轴瓦材料。
•无润滑轴承的失效形式:磨损
半径间隙c(c=R－r) 相对间隙ψ(ψ=c/r) 轴瓦宽度B
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•推力轴承
止推环的外径do或外半径ro 止推垫圈的内直径di或内半径ri
轴瓦宽度B、轴颈的直径d、止推环 的外径do、止推垫圈的内直径di需
通过承载能力计算确定，而半径间
隙c或相对间隙ψ则需要根据经验
选取。
滑动轴承的设计计算
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滑动轴承的设计计算
设计准则:轴承的p、v值不要超过轴承材料极限p-v曲线
限定的范围。 •设计步骤
1)计算出滑动速度 : v=πdn (径向轴承) 2)计算允许的p值
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滑动轴承的设计计算
3)确定轴承宽度
2．嵌入性 材料允许润滑剂中外来硬质颗粒嵌入而防止刮伤和磨粒磨 损的性能。 3．顺应性
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滑动轴承材料
3．顺应性 材料靠表层的弹塑性变形补偿滑动摩擦表面初始配合不良 和轴的挠曲的性能。
滑动轴承的设计计算
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滑动轴承材料
轴瓦表面涂层材料
•常用的表面涂层材料：PbSn10、PbIn7、PbSn10Cu2 •涂层的功能 使轴瓦表面与轴颈匹配有良好的减摩性；提供一定的嵌入 性；改善轴瓦表面的顺应性；防止含铅衬层材料中的铅腐 蚀轴颈。 •涂层的厚度 一般为0.017 mm～0.075 mm。
和轴的挠曲的性能。
4．耐磨性 配副材料抵抗磨损的性能。 5．耐气蚀性 材料抵抗气蚀(磨损)的性能。 6．磨合性 在轴颈与轴瓦初始接触的磨合阶段，减小轴颈或轴瓦加工 误差、同轴度误差、表面粗糙度，使接触均匀，从而降低 摩擦力、磨损率的性能。
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滑动轴承材料
轴瓦材料的种类
1． 金属材料
•铸造锡基轴承合金:如,ZSnSb12Pb10Cu4。 •铸造铅基轴承合金:如,ZPbSb16Sn16Cu2 •铸造铜基轴承合金:如, ZCuSn5Pb5Zn5, ZCuSn10P1 •变形(锻造)铜合金:如, CuSn8P •铸造铝基轴承合金 •耐磨铸铁
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滑动轴承材料
各种轴瓦材料的性能比较
表22-1
轴瓦材料 抗拉强度σb/ MPa
各种轴瓦材料的物理性能
弹性模量 E/ GPa 密度ρ/ g· cm-3 7300～7380 9300～10200 7600～9000 — 热导率λ/ W(m· ℃)-1 33.5～38.5 20.9～25.1 27～71 — 线胀系数α/ 10-6· ℃-1 23.1 24.0～28.0 16～19 —
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概 述
决定轴承的结构型式 ; 选择轴瓦、衬层和涂覆层材料； 确定轴承几何参数；
选择润滑剂和润滑方法；
计算轴承工作能力，确定轴承运转参数。
轴承设计的计算公式
一、滚动轴承承载能力的一般说明滚动轴承的承载能力与轴承类型和尺寸有关。
相同外形尺寸下，滚子轴承的承载能力约为球轴承的1.5～3倍。
向心类轴承主要用于承受径向载荷，推力类轴承主要用于承受轴向载荷。
角接触轴承同时承受径向载荷和轴向载荷的联合作用，其轴向承载能力的大小随接触角α的增大而增大。
二、滚动轴承的寿命计算轴承的寿命与载荷间的关系可表示为下列公式：或式中：──基本额定寿命（106转）；──基本额定寿命（小时h）；C──基本额定动载荷，由轴承类型、尺寸查表获得；P──当量动载荷（N），根据所受径向力、轴向力合成计算；──温度系数，由表1查得；n──轴承工作转速（r/min）；──寿命指数（球轴承，滚子轴承）。
三、温度系数f t当滚动轴承工作温度高于120℃时，需引入温度系数（表1）表1 温度系数四、当量动载荷当滚动轴承同时承受径向载荷和轴向载荷时，当量载荷的基本计算公式为式中：P——当量动载荷，N；——径向载荷，N；——轴向载荷，N；X——径向动载荷系数；Y——轴向动载荷系数；——负荷系数五、载荷系数f p当轴承承受有冲击载荷时，当量动载荷计算时，引入载荷系数（表2）表2 冲击载荷系数f p六、动载荷系数X、Y表3 深沟球轴承的系数X、Y表4 角接触球轴承的系数X、Y表5 其它向心轴承的系数X、Y表6 推力轴承的系数X、Y七、成对轴承所受轴向力计算公式：角接触球轴承：圆锥滚子轴承：式中e为判断系数，可由表4查出；Y应取表5中的数值。
●正排列：若则若则●反排列：若则若则八、成对轴承当量动载荷根据基本公式：式中：P——当量动载荷，N；——径向载荷，N；——轴向载荷，N；X——径向动载荷系数；Y——轴向动载荷系数；——负荷系数。
九、修正额定寿命计算对于要求不同的可靠度、特殊的轴承性能以及运转条件不属于正常情况下的轴承寿命计算时，可采用修正额定寿命计算公式：式中：──特殊的轴承性能、运转条件以及不同可靠度要求下的修正额定寿命（106转）；a1──可靠度的寿命修正系数；a2──特殊的轴承性能寿命修正系数；a3──运转条件的寿命修正系数。
动载滑动轴承轴心轨迹计算
动载滑动轴承轴心轨迹计算在往复式机械中，作用在连杆大小端及曲轴的滑动轴承上的载荷，无论大小和方向都随时间作周期性变化。
动载轴承由于油膜动压受旋转效应和挤压效应的综合作用，其轴心轨迹是变化的。
在正常的工况下，其轴心轨迹收敛于固定的轨迹曲线。
动载轴承的轴心轨迹的计算可以估计出轴承的失效形式及失效位置，从而在设计时可作有效的预防。
对轴心轨迹的计算，不能用稳态下的计算方法来确定，这是因为其油膜动压涉及挤压效应和旋转效应的综合作用，因而要采用非稳态下的计算方法才能确定。
本文主要采用Holland方法并通过计算机模拟进行计算。
图1 轴承模型示意图1.建立模型在进行轴心轨迹的计算之前，对有限宽的动载轴承作以下假设：（1）轴承的间隙中充满润滑油介质，流动服从雷诺方程，不考虑润滑油的涡动现象；（2）整圆轴承，轴承的轴线和轴颈平行；（3）轴承外表面光整；（4）不考虑温度场变化引起的油粘度变化。
求解轴心轨迹的基本思路如下，在油膜力和载荷互相平衡的情况下（由于轴颈惯性力相对较小，因此可以忽略不计），轴心都会逐渐收敛于一个确定的轨迹，所以可在轴颈的任意初始位置上根据力平衡关系确定轴心变化速度。
由此得到经过一微小时间间隔后的新的轴颈位置。
从这个位置再确定新的轴心变位速度，又得到另一时间间隔后的另一个轴颈位置。
如此不断进行下去，直到收敛于一个封闭的轴心轨迹。
分析动载轴承轴心轨迹的具体方法有Holland法、和Hahn法和移动率（Mobility）法。
为了克服对动载Reynolds方程在数学上求通解的困难，采用Holland法进行分析。
图1为物理模型的受力关系示意。
图中，F为动载荷，γ为动载荷与Y轴的方向角，δ为偏位角，Ωb为轴承角速度，Ωj为轴颈角速度，轴颈中心O j绕轴承中心O b的回转变位角速度为δ’，偏心率随时间的增长速率为ε’，R为轴承的内径。
P D是由轴颈和轴承相对油楔的旋转角速度引起的油膜动压，P V是由轴颈与轴承之间的挤压引起的油膜动压，称为挤压油压。
滑动轴承油膜厚度计算
滑动轴承油膜厚度计算1 滑动轴承的工程分析下面是径向动压滑动轴承的一组计算公式。
1.最小油膜厚度h minh min =C-e=C(1－ε)=r ψ(1－ε) （1）式中C=R －r ——半径间隙，R 轴承孔半径；r 轴颈半径；ε=e/C ——偏心率；e 为偏心距；ψ=C/r ——相对间隙，常取ψ=(0.6-1)×10-3(v)1/4， v 为轴颈表面的线速（m/s ）设计时，最小油膜厚度h min 必须满足：h min /(R z1+R z2)≥2-3 ［1］(2)式中R z1、R z2为轴颈和轴承的表面粗糙度。
2.轴承的特性系数（索氏系数）S=μn ／（p ψ2）（3）式中μ——润滑油在轴承平均工作温度下的动力粘度（Pa ·s ）；n ——轴颈的转速（r/s ）；p ——平均压强（N/m 2）用来检验轴承能否实现液体润滑。
ε值可按下面简化式求解。
A ε2+E ε+C=0 （4）其中A=2.31(B/d)-2,E=－(2.052A ＋1), C=1＋1.052A －6.4088S. 上式中d ——轴径的直径（m ）；B ——轴承的宽度（m ）通常ε选在0.5-0.95之间，超出0-1间的值，均非ε的解［1］。
3．轴承的温升油的平均温度t m 必须加以控制，否则，润滑油的粘度会降低，从而破坏轴承的液体润滑。
油的温升为进出油的温度差，计算式为：)5()(vK vBd Qc fpT S ψπψρψ+=式中f —摩擦系数；c —润滑油的比热，通常取1680-2100 J/kg ℃；ρ—润滑油的密度，通常取850-900kg/m 3；Q —耗油量(m 3/s)，通常为承载区内流出的端泄量；K S —为轴承体的散热系数［1,2］上式中的（f/ψ）、（Q/ψνBd ）值，如ε=0.5-0.95可按f/ψ=0.15＋1.92 (1.119－ε)［1＋2.31 ( B/d )-2(1.052－ε)］（6）Q/ψνBd=ε(0.95-0.844ε)/[(B/d)-2+2.34-2.31ε] ［2］（7）求解，上式中的B ，d 的单位均为m ，p 的单位为N/m 2，ν为油的运动粘度，单位为m/s. 轴承中油的平均温度应控制在t m =t 1+△T/2≤75℃ （8）其中t 1为进油温度；t m 为平均温度2 径向动压滑动轴承稳健设计实例设计过程中可供选择的参数及容差较多，在选用最佳方案时，必须考虑各种因素的影响和交互作用。
滑动轴承性能计算应用系统的设计与实现
滑动轴承性能计算应用系统的设计与实现滑动轴承是一种常见的机械传动装置，广泛应用于各种机械设备中。
滑动轴承性能的计算是设计和实现滑动轴承应用系统的重要环节。
本文将从滑动轴承的性能计算、应用系统设计和实现三个方面对该问题进行探讨。
一、滑动轴承的性能计算滑动轴承的性能计算是确定轴承的尺寸、材料和工作参数等重要环节。
在进行滑动轴承性能计算时，需要考虑以下几个方面：1.轴承负荷计算：轴承负荷是指轴向和径向的载荷，是滑动轴承的重要工作参数。
负荷计算需要考虑轴向负荷和径向负荷的大小和方向，以及轴承的额定负荷等。
2.轴承寿命计算：轴承寿命是指在特定的工作条件下，轴承在滑动磨损和疲劳寿命方面的表现。
轴承寿命计算需要考虑轴承的使用环境、工作条件和轴承的材料、结构等因素。
3.温度计算：滑动轴承在工作过程中会产生摩擦热，需要计算轴承的工作温度。
温度计算需要考虑轴承的摩擦系数、滑动速度、润滑条件等因素。
4.润滑计算：润滑是滑动轴承工作的重要保证。
润滑计算需要考虑润滑剂的性能、润滑方式和工作条件等因素。
以上是滑动轴承性能计算的主要内容，需要进行详细的计算和分析，并根据实际情况进行合理的调整和优化。
二、应用系统设计在滑动轴承应用系统的设计中，需要考虑以下几个方面：1.轴承选型：根据滑动轴承的性能计算结果，选择合适的轴承型号和尺寸。
轴承选型要考虑轴承的负荷能力、寿命和可靠性等因素。
2.结构设计：根据滑动轴承的工作负荷和运动方式，设计合理的轴承支撑结构和轴承座。
结构设计要保证轴承的稳定性和刚性，减小振动和噪声。
3.润滑设计：根据滑动轴承的润滑计算结果，选择合适的润滑方式和润滑剂。
润滑设计要保证轴承的正常工作和寿命，减小运动阻力和磨损。
4.冷却设计：根据滑动轴承的温度计算结果，设计合理的冷却方式和冷却设备。
冷却设计要保证轴承的工作温度在合理范围内，防止滑动轴承因过热而损坏。
以上是滑动轴承应用系统设计的主要内容，需要根据实际情况进行综合考虑和优化设计。
多级泵滑动轴承动特性系数求解算法
多级泵滑动轴承动特性系数求解算法叶晓琰;沈海平;胡敬宁;朱家峰;张军辉【摘要】对多级泵进行转子动力学分析时,需要先对多级泵所用的滑动轴承进行动特性系数计算.采用有限差分法将雷诺方程中导数转换为差分形式.通过Matlab编程对静态雷诺方程进行迭代求解,求得静态油膜压力分布.无量纲动特性系数仅与轴承宽径比和偏心率有关,为了确定轴承的偏心率,用辛普森积分法求油膜承载力,用插值法不断改变油膜偏心率直到油膜承载力与轴承处支反力大小相等.对小扰动下的雷诺方程继续用Matlab进行求解得到4个扰动压力,再用辛普森积分法求得动特性系数.取宽径比为0.2,偏心率为0.4,通过将所编制的程序与窄轴承简化公式的计算值对比发现算法可靠.计算结果表明轴承的交叉阻尼系数几乎相等,并用Matlab 绘制了轴承的扰动压力分布图.【期刊名称】《农业机械学报》【年(卷),期】2013(044)005【总页数】5页(P74-78)【关键词】多级泵;动特性系数;滑动轴承;有限差分法【作者】叶晓琰;沈海平;胡敬宁;朱家峰;张军辉【作者单位】江苏大学流体机械工程技术研究中心,镇江212013;江苏大学流体机械工程技术研究中心,镇江212013;江苏大学流体机械工程技术研究中心,镇江212013;江苏大学流体机械工程技术研究中心,镇江212013;合肥华升泵阀有限责任公司,合肥230031【正文语种】中文【中图分类】TH311;TH133.31引言滑动轴承通常起到承受载荷、润滑、提供阻尼等作用。
滑动轴承对整个转子动力学特性有很大影响。
本文所涉及的多级泵选用固定瓦径向轴承。
滑动轴承的动力特性计算模型在20 世纪60 年代发展为油膜的4 个刚度系数和4 个阻尼系数模型，虽然后来人们还在对轴承油膜进行深入研究，但是这个模型以其严密和理论性强一直沿用至今。
基于窄轴承理论和Gümbel 边界条件可以得到一组求解轴承动特性系数的简化公式［1］，但是该公式的使用是有一定条件［2］的，限制了它的使用范围。
滑动轴承选型和马达选型计算
滑动轴承选型和马达选型计算1.引言滑动轴承和马达是机械设备中常用的部件，选取合适的滑动轴承和马达对于设备的正常运行至关重要。
本文将介绍滑动轴承选型和马达选型的计算方法和注意事项。
2.滑动轴承选型计算滑动轴承的选型涉及到轴承负载、速度和工作温度等因素的考虑。
下面是滑动轴承选型的计算步骤：1.确定轴承负载：根据设备的设计参数和工作条件，计算出轴承所受的负载，包括径向负载、轴向负载和摩擦力等。
2.选择轴承类型：根据负载类型和大小，选择合适的滑动轴承类型，如沉陷式、滚珠式、圆锥滚子式等。
3.计算轴承尺寸：根据负载和轴承类型，通过滑动轴承的载荷-寿命公式，计算出滑动轴承的尺寸。
4.验证轴承选型：根据计算结果，验证所选轴承的合适性。
如果选型不合适，需要重新选择合适的轴承。
3.马达选型计算马达选型的计算主要考虑马达所需的功率和转速。
以下是马达选型的计算步骤：1.计算所需功率：根据设备的负载和运行特性，计算出所需的功率需求。
2.选择马达类型：根据功率需求和工作环境，选择合适的马达类型，如直流马达、交流马达、步进马达等。
3.计算马达转速：根据所选马达类型和负载特性，计算出马达的合适转速。
4.验证马达选型：根据计算结果，验证所选马达的合适性。
如果选型不合适，需要重新选择合适的马达。
4.注意事项在滑动轴承和马达选型的计算中，需要注意以下几个方面：确保计算准确：尽量使用准确的设备参数和工作条件进行计算，以避免选型错误。
参考厂商资料：查阅相关轴承和马达的厂商资料，获取更详细的选型指导和参数数据。
综合考虑因素：除了负载和功率需求外，还需考虑工作温度、润滑要求和寿命要求等因素。
验证选型合适性：选型计算后，需进行验证以确保选型的合适性，避免设备故障和性能损失。
结论通过正确的滑动轴承选型和马达选型计算，可以确保机械设备正常运行和性能稳定。
合理的选型和验证是选型过程中的关键步骤，务必仔细考虑各项因素和参考厂商资料。
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滑动轴承动力特性的数值计算方法李强;许伟伟;王振波;金有海;郑水英【摘要】The computational fluid dynamics ( CFD) and harmonic excitation method were applied to the numerical calcula-tion of dynamic characteristics of journal bearing. By employing a new mesh movement approach based on structured grid, a new approach for calculating the dynamic characteristics of journal bearing was proposed based on the transient flow calcula-tion. The stiffness and damping coefficients of a typical bearing were calculated by applying the new approach. The results obtained from the method were compared with previous classic computation results. The results show that the computation re-sults of two methods are consistent. The effects of the computational initial value and the oil film fracture phenomenon are considered in this method, which is suitable for most of the journal bearing structures. The numerical method has good accu-racy, and the method is valid.%将计算流体动力学与简谐激励法应用于滑动轴承动力特性系数的求解，通过采用全新的变流域动网格技术提出一种基于瞬态流场计算的滑动轴承动特性的计算方法。
利用所提出的方法计算典型滑动轴承的刚度、阻尼系数，并与已有的经典计算结果进行比较。
结果表明：两种方法的计算结果基本吻合，提出的新方法不仅考虑了计算初值的影响，而且计入了实际存在的油膜破裂现象，满足精度要求，有效可行。
【期刊名称】《中国石油大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2014(000)005【总页数】7页(P165-171)【关键词】滑动轴承;计算流体力学(CFD);动特性系数;动网格;数值计算【作者】李强;许伟伟;王振波;金有海;郑水英【作者单位】中国石油大学化学工程学院，山东青岛266580;中国石油大学储运与建筑工程学院，山东青岛266580;中国石油大学化学工程学院，山东青岛266580;中国石油大学化学工程学院，山东青岛266580;浙江大学化工机械研究所，浙江杭州310027【正文语种】中文【中图分类】TH133滑动轴承广泛地应用于大型、高速旋转机械,其油膜力既是转子－轴承系统阻尼的主要来源,也是导致机组稳定性下降的重要原因,滑动轴承动态特性对转子振动有重要影响。
能精确描述滑动轴承动力性能的数学模型是非线性的,在非线性模型还不完善的前提下,在线性假定的基础上采用4个刚度系数和4个阻尼系数表示小扰动下油膜的动态特性比较准确,可以满足通常的工程实际需要。
为此国内外学者从理论和实验两方面做了大量工作[1-5]。
通过计算流体力学方法(CFD)直接求解N-S方程来分析滑动轴承的3D润滑流场,该方法便于求解复杂区域上的问题,对于事先未知的自由边界或求解区域内部不同介质的交界面比较容易处理,因此基于CFD技术的3D流场计算方法广泛地应用于滑动轴承性能的研究[6-9]。
考虑到现有动网格方法在计算滑动轴承瞬态流场时网格会出现较大的畸变,笔者利用CFD-FLUENT 软件对液体动压滑动轴承进行建模,采用全新的变流域动网格技术对滑动轴承内瞬态流场进行计算分析,提出一种滑动轴承动特性系数的计算方法,并将计算结果和已有的数值计算结果进行对比,验证提出方法的有效性和可行性。
实际工作时滑动轴承在轴承开扩区有油和气混合存在,因此为了更准确地描述滑动轴承动力特性,本文建立的CFD计算模型可以考虑两相流对滑动轴承性能的影响。
1.1 控制方程滑动轴承中润滑流场可以用质量、动量守恒方程和空穴边界方程来描述。
在边界运动的任意控制体V内积分形式的非定常不可压黏性流的连续性方程和动量方程的通式为式中,ρm为气液两相的混合密度,kg/m3;φ为通量; dV为控制体V的边界;vm为气液两相的速度矢量;vs为动网格的网格变形速度矢量;Γ为扩散系数;Sφ为通量φ的源项。
为了充分地考虑实际运行中滑动轴承内润滑油的分离和重新合并的情况,本文中选用的空穴模型[10]是基于质量守恒边界条件的,式中,vv为气相速度矢量;f为气相质量分数;γ为有效交换系数;Re和Rc分别为空穴的生成和凝聚率。
1.2 建模及网格划分以圆柱滑动轴承为研究对象,图1给出了滑动轴承的3D网格结构。
轴承水平中分面两侧各有1个进油槽,润滑油由两侧进油口进入轴承间隙内,由轴向两端流出。
参照文献[11],轴承直径D=50 mm,轴承宽度B=25 mm,轴颈半径间隙c=0.05 mm,油槽包角α=30°,油槽轴向长度b=3.75 mm,轴颈偏心率ε=0.5,转速Ω=1 000 rad/s,润滑油的动力黏度为μ=1.25×10－2N·s/m2,气态润滑油参数取空气参数,进油压力p=103 kPa,流体流动状态为层流。
利用前处理软件Gambit对滑动轴承进行网格划分,由于滑动轴承润滑流场在空间3个方向的尺寸大小相差较大,须采用结构化网格来提高数值计算精度和节省计算时间。
对不同网格密度下CFD计算模型的计算结果进行比较分析后发现,油膜间隙处不同的网格数导致计算结果差别较大;而周向和轴向网格密度对计算结果影响不大,因此这两个方向的网格尺寸主要从长宽比角度考虑(最佳长宽比为1∶1)。
选用轴承间隙径向5层网格,轴向和周向网格密度为0.2。
1.3 FLUENT计算参数设置对于滑动轴承的润滑流场,选择3D耦合求解器,隐式格式求解;流场计算的边界条件要用到进口、出口和壁面3种边界条件。
滑动轴承的进口为压力边界条件,给定进口总压力;滑动轴承的出口同样为压力边界条件,压力根据实际情况设定为环境大气压;轴瓦表面为固定无滑移边界,近壁面应用标准壁面函数,轴颈表面绕偏心位置旋转。
采用有限体积法离散控制方程、连续方程,动量方程采用一阶迎风格式,压力差值格式采用PRESTO格式,压力速度耦合采用SIMPLEC算法。
计算时所有方程的残差都小于1×10－4,并在计算过程中对进、出口流体质量流量进行监控,数值基本相等时计算收敛。
2.1 动网格方法由于轴承径向间隙与其他方向的结构尺寸相差比较大,利用FLUENT软件自带的动网格方法进行网格更新将产生较大的网格畸变,影响瞬态计算的准确性,因此在进行伴随轴颈移动的网格更新时采用自行开发的变流域动网格技术。
首先将轴承间隙流场用结构化网格进行划分,当轴颈移动时,轴承间隙流场最内圈上的所有节点都随轴颈一起移动,最外圈和油槽上的节点保持不动,中间的节点按照结构化网格划分原理进行移动,因此可以通过编程计算出每个节点坐标的变化值,然后通过FLUENT的UDF接口将各个节点移至新的位置。
图2给出了轴颈移动到一定位置后轴承网格变化情况(图中油膜间隙被大大地夸大)。
从图2可以看出,通过该方法移动后的网格即使在很大的轴颈偏心下依然能保证良好的光滑性和规整性,而且基本不会出现负体积。
轴颈中心的位置随着轴颈的移动不断变化,因此轴颈表面的旋转速度不能按常规的绕固定点旋转的方法设定,本文中通过FLUENT－UDF程序捕捉到每一步的轴颈中心,然后将旋转速度分解为x、y两个方向的速度施加到轴颈表面。
2.2 刚度阻尼系数计算方法轴颈在静平衡位置受到外载荷作用时,对轴颈油膜产生位移和速度扰动,油膜力将发生变化,力的变化和扰动之间的关系一般是非线性的,为简化分析,当扰动较小时,常将这种关系线性化,如图3所示。
油膜力可近似由下列线性关系表达:式中,Fx、Fy为油膜力在x、y方向的分量;Fx0、Fy0为静态平衡位置时,油膜力在x、y方向的分量;kij、cij分别为轴颈中心在静平衡位置(x0,y0)时油膜的刚度(N/m)和阻尼系数,N·s/m。
由式(3)可以得到油膜力的增量,即动态油膜力,写成矩阵的形式为式中,[K]为刚度系数矩阵;[C]为阻尼系数矩阵。
动力特性系数决定了小扰动下转子－轴承系统的动特性。
提出了一种基于CFD动网格技术的动特性系数计算新方法,首先利用轴颈在x、y两个方向的平移求出刚度系数,然后在此基础上利用简谐激振原理计算求得阻尼系数。
图4给出了利用新方法求解刚度和阻尼系数的过程。
首先利用位移增量原理求出滑动轴承的刚度系数,使轴颈从平衡位置水平位移Δx(这时Δy= 0),计算时须在轴颈上加力ΔFx和ΔFy。
这时可根据定义求得刚度系数kxx=ΔFx/Δx,kyx=ΔFy/Δx。
同理通过使轴颈从平衡位置竖直位移Δy(这时Δx =0),可得到kxy=ΔFx/Δy,kyy=ΔFy/Δy。
同样以滑动轴承的静平衡位置为基准,分别在x、y方向施加频率为ω,相位差90°的已知简谐位移:通过自编FLUENT-UDF程序积分求解得到这时作用在轴颈上的油膜力:假定转子的质量忽略不计,则将式(5)、(6)代入牛顿第二定律可以很容易得到阻尼系数:除了利用轴颈平移先求得刚度系数外,还可以对轴颈分别施加两次线性独立的简谐位移激励,从而直接求解出所需的4个刚度系数和阻尼系数。
3.1 计算初值的影响鉴于CFD求解方法能更好地考虑轴承内部3D瞬态流场的影响和表征流体流动形态,目前利用CFD技术求解滑动轴承动特性的方法主要有两种:一是利用相对坐标系的方法将瞬态流场近似为稳态流场求解,该方法仅局限于涡动轨迹为圆的圆柱轴承,若涡动轨迹或轴承结构稍作变化则无法使用;第二种较常用的方法是利用小扰动法直接瞬态求解,但该方法没有考虑计算初始值的影响,结果的准确性有待商榷。
非稳态计算属于微分方程的初值计算问题,不同的初值在计算初期得到的计算结果并不一样。
图5给出了轴颈做指定的直线运动时油膜力的变化情况。