1、MECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEER网址： 电邮：2023 年第 8 期机械工程师基于正交实验法的水润滑
2、轴承结构参数优化设计雷凯文，屈武斌，杨卫超，李鑫，孟凡哲（西北工程机电研究所，陕西 咸阳 712099）0引言金属轴承制造成本高，不耐腐蚀，且一般使用油润滑或者脂润滑，如果轴承室密封不好，就会造成润滑油或润滑脂的泄漏，进而造成环境的污染。同时，润滑油在使用过程中会产生大量的热量，影响轴承的热稳定性1。因此，水润滑轴承受到了越来越多学者的关注。刘文红等2与周广武等3分别利用ANSYS有限元软件与数值计算方法，建立了含沟槽的水润滑轴承模型，得出结论：随着偏心率的增大，承载力会随之增大，摩擦因数降低。周小林等4通过实验的方法，分别进行了无沟槽与连续开槽轴承特性试验。结果表明，开槽轴承承载力会降低。周
3、广武5得出了与前者相同的结论，并进行了沟槽过渡圆角半径对轴承润滑特性的研究。B.C.Majumdar6与R.S.Pai7-9分别建立了3、4、6沟槽轴承数值模型，在忽略轴承变形的情况下，研究了轴承稳定性。Tanamal10则是通过FLUENT建立了0、1、3沟槽轴承模型，在油润滑与水润滑条件下分别进行了模拟计算，结果表明，仅开1槽对润滑特性几乎无影响，但继续增大沟槽数量，承载力则明显下降。范凯等11制备了聚四氟乙烯水润滑轴承，测试了半径间隙、载荷、转速、供水量对摩擦因数的影响。实验结果表明，存在最优半径间隙，此时摩擦因数最低，磨损最少。刘昶12进行了4种不同半径间隙下的摩擦磨损实验，得到了与范
4、凯类似的结论。Wang Youqiang13则是设计了有2个供水腔体的新型水润滑轴承，探究了半径间隙对润滑特性的影响。综上所述，对于轴承不同结构参数对润滑特性影响的主次程度相关研究较少。故本文基于正交分析法14，以摩擦因数、承载力为目标函数，以偏心率、半径间隙、沟槽数量为影响因素，对常用沟槽式水润滑轴承进行结构优化设计。1水润滑轴承摩擦因数计算方法及模型由于旋转轴的偏心，在轴承与轴之间形成了收敛的楔形区域，通过转子的转动，将水介质带入该收敛区域，进而形成流体动压。在偏位角等于时，轴承达到平衡状态。由图1得，半径间隙 C0=R1-R2，偏心距为e，偏心率=e/C0。1.1膜 厚方程根据图1右侧示
5、意图，通过正弦定律，在该三角形中，可得水膜厚度h与旋转角度的关系式：h1=ecos+C0=C0（1+cos ），h2=h1+h0，2i12i。（1）式中：h0为沟槽深度；i为水槽序号，i=1，2n；2i-1为第i个水槽起始角度；2i为第i个水槽终止角度。1.2Reynolds方程对于层流的不可压缩流体，不考虑黏温效应、黏压效应、密压效应，同时取无量纲参数：Y=yB；=RB()2；P=pc26UR；H=h2C0。式中：h为水膜厚度；p为水膜节点压强；为润滑介质黏摘要：建立了8直槽水润滑轴承的数值模型，以偏心率、半径间隙、沟槽数量为影响因素，以摩擦因数、承载力为目标函数，进行正交试验，对水润滑轴承
6、进行优化设计分析，结果表明：增大偏心率、减小轴承间隙、减少沟槽数量有助于降低摩擦因数与提高承载力。关键词：数值建模；正交试验；偏心率；轴承间隙；沟槽数量中图分类号:TH 133.3文献标志码:A文章编号：10022333（2023）08009304Optimal Design of Water-lubricated Bearing Structure Parameters Based on Orthogonal ExperimentLEI Kaiwen,QU Wubin,YANG Weichao,LI Xin,MENG Fanzhe(Northwest Institute ofMechanic
7、al&Electrical Engineering,Xianyang712099,China)Abstract:A numerical model of 8 straight groove water-lubricated bearings is established.The orthogonal test is carriedout,and the eccentricity,radius gap and number of grooves are taken as the influencing factors,and the friction factor andbearing capa
8、city are taken as the objective functions.The results of the optimized design analysis of water-lubricatedbearings show that increasing eccentricity,reducing bearing clearance and decreasing the number of grooves can helpreduce the friction factor and improve the bearing capacity.Keywords:numerical
9、modeling;orthogonal experiment;eccentricity;bearing clearance;number of grooves图18直槽轴承结构示意图eO2O1R2R1heO2O1R2R1h93MECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGIN
10、EERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEER2023 年第 8 期网址： 电邮：机械工程师表2正交试验优化设计因素及水平度；U为转速；B为轴承宽度；R为轴承半径。同时设x=R，dx=Rd，则无量纲Reynolds方程如下：H3P()+H32PY2=sin。（2）1.3载荷平衡方程对水膜压力积分则可得到承载力在2个方向的分力：F1=6URc20.50.520P（，Y）cos（）ddY；F2=6URc20.50.520P（，Y）sin（）ddY。（3）承载力W为W=F21+F22。（4
11、）1.4摩擦力及摩擦因数流体产生的剪切力为f=（，y）=Rh+h2Rp。（5）则作用在轴径上的摩擦力为f=0.50.520fRddY。（6）摩擦因数为=fW。（7）1.5边界条件入口处：Y=-1/2，P=0；出口处：Y=1/2，P=0。Reynolds边界条件:当=*时，P=0，并且为了满足压力连续条件，P=0。同时，由于沟槽区域并非是承载区，故当2i-1CB，偏心率为影响水润滑轴承摩擦因数的主要因素，其余依次为沟槽数量N、半径间隙C0。但对于承载力来说，各因素影响效果的主次顺序为ABC。与摩擦因数一致，偏心率的影响效果最为突出。2.4影响规律分析以8沟槽为例，将偏心率、半径间隙C0对摩擦因数
12、影响趋势作图（如图3（a），不同沟槽数量对摩擦因数影响作图（如图3（b）。由图3（a）可知，随着偏心率的增大，摩擦因数随之降低，各个不同半径间隙C0轴承的摩擦因数均遵循此规律。在相同偏心率下，半径间隙越大，则摩擦因数越大。之所以出现这种趋势，是由于随着偏心率越大或者半径间隙越小，流体动压效应越明显，则摩擦因数越小。但是该效应也是有临界值的，从图中可以看出，当偏心率趋近于0.9时，不同半径间隙轴承的摩擦因数趋于一致。图3（b）为沟槽数量对摩擦因数影响趋势图，可以看出摩擦因数随着沟槽数量N的增大而增大，这种差别在较低偏心率下尤其明显，但是与半径间隙C0的规律类似，随着偏心率的增大，流体动压效应越发
13、明显，其不同沟槽数量轴承的摩擦因数趋于一致。以8沟槽为例，将偏心率、半径间隙C0对承载力影响趋势图2计算流程图pk+1i，jpki，jpk+1i，jQ开始输入轴承长度 b，半径 r、半径间隙 C0输 入 介 质 黏 度EDA、速度 V、偏心率 根据膜厚子程序计算膜厚 H根据压力子程序计算节点压力利用松弛迭代法修正节点压力否是输出水膜压力、水膜厚度、承载力、摩擦因数等参数结束表1基本结构与工况参数参数数值艉轴半径R2/mm85轴承长度B/mm340水介质黏度EDA/（Pa s）0.810-3转速V/（m s-1）8因素选取范围水平12345678偏心率（A）0.20.90.20.30.40.50
14、.60.70.80.9半径间隙C0（B）/mm0.81.30.80.91.01.11.21.3沟槽数量N（C）610681094MECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANICAL ENGINEERMECHANIC
15、AL ENGINEERMECHANICAL ENGINEER网址： 电邮：2023 年第 8 期机械工程师（下转第98页）表4各因素每种水平摩擦因数平均值及极差分析表3正交试验组合方案及计算结果序号因素wABC10.20.860.121 85.4920.20.980.246 02.3830.21.0100.439 51.1840.30.880.136 84.9650.30.960.084 37.3260.31.060.093 45.9670.31.1100.302 71.6180.40.8100.149 84.6590.40.960.055 711.70100.41.080.112 85.07
16、110.50.9100.112 85.87120.51.160.045 212.70130.51.280.090 25.66140.61.180.053 911.30150.61.260.032 118.10160.61.3100.104 84.82170.71.2100.058 710.60180.71.360.021 928.50190.70.880.024 240.30200.81.380.020 735.80210.80.860.008 0159.00220.80.9100.023 744.40230.90.8100.008 6219.00240.90.980.006 4258.00250.91.060.005 1301.00260.21.160.165 62.96270.21.280.322 01.37280.21.3100.556 10.72290.31.2100.328 11.36300.31.380.217 51.94310.41.180.123 74.21320.41.260.073 76.64330.41.360.079 65.68340.51.080.075 78
